O

O

g

g

ó

ó

l

l

n

n

y

y

s

s

c

c

h

h

e

e

m

m

a

a

t

t

b

b

l

l

o

o

k

k

o

o

w

w

y

y

s

s

i

i

ł

ł

o

o

w

w

n

n

i

i

k

k

a

a

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

z

z

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

e

e

m

m

e

e

l

l

e

e

k

k

t

t

r

r

y

y

c

c

z

z

n

n

y

y

m

m

ω

1

ω

2

v

max

(L)

v

max

ω

3

Sterownik

Silnik

elektryczny

DC

Reduktor

Prz

e

k

ładnia spr

zę

gaj

ą

ca

Przetwornik

położenia
kątowego

Przetwornik

położenia
liniowego

Mechanizm

zamiany

ruchu

Popychacz

S

S

c

c

h

h

e

e

m

m

a

a

t

t

i

i

d

d

e

e

o

o

w

w

y

y

z

z

e

e

s

s

p

p

o

o

ł

ł

u

u

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

z

z

r

r

e

e

d

d

u

u

k

k

t

t

o

o

r

r

e

e

m

m

h

h

a

a

n

n

d

d

l

l

o

o

w

w

y

y

m

m

S

S

c

c

h

h

e

e

m

m

a

a

t

t

i

i

d

d

e

e

o

o

w

w

y

y

z

z

e

e

s

s

p

p

o

o

ł

ł

u

u

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

z

z

w

w

i

i

e

e

l

l

o

o

s

s

t

t

o

o

p

p

n

n

i

i

o

o

w

w

y

y

m

m

r

r

e

e

d

d

u

u

k

k

t

t

o

o

r

r

e

e

m

m

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

1. Obliczenie śruby na wyboczenie

J –

moment bezwładności przekroju

poprzecznego śruby

β

–

współczynnik zależny od sposobu

zamocowania pręta

L –

długość popychacza pracująca na wyboczenie

d

r

–

średnica rdzenia śruby, (d

3

)

Musi być spełniony warunek:

F

max

≤

F

kr

(1)

F

kr

-

siła krytyczna, powodująca wyboczenie śruby popychacza

2

2

kr

L

J

E

F

⋅

⋅

⎟

⎠

⎞

⎜

⎝

⎛

β

π

=

(2)

E –

moduł sprężystości materiału śruby, dla stali,

E = 2,1

⋅

10

5

MPa,

64

d

J

4

r

⋅

π

=

(3)

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

Całkowita długość popychacza to:

max

z

d

c

L

L

L

L

+

+

=

(4)

L

d

–

długość popychacza, od jego wyjścia z nakrętki do czoła, w skrajnym położeniu, gdy jest

najmniej wysunięty, w projekcie przyjąć L

d

= 20

÷

40 mm,

L

max

–

zakres ruchu wg tematu,

L

z

–

długość ześrubowania, L

z

≥ (3

÷

6)d

obudowa

nakrętka popychacz

kierunek

ruchu

łożysko toczne

L

d

L

z

L

max

WM_2005

Popychacz może najłatwiej ulec wy-
boczeniu, gdy jest maksymalnie wy-
sunięty. Długość tej wysuniętej z na-
krętki części popychacza wynosi:

L = L

max

+ L

d

(5)

Jako miejsce utwierdzenia swobodne-
go popychacza przyjmujemy jego po-
łączenie z gwintem nakrętki.
Dla takiego schematu współczynnik

β

= 2.

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

Jeśli w trakcie pracy nastąpi przeciążenie, to wtedy siła osiowa obciążająca

popychacz będzie równa:

max

max

Q

k

F

⋅

=

(6)

gdzie

:

Q

max

–

maksymalna siła obciążająca popychacz,

k

–

współczynnik przeciążenia przyjmowany zależnie od przewidywanych wa-

runków pracy (w projekcie przyjąć k = 3)

Minimalną średnicę rdzenia popychacza d

r min

, ze względu na wyboczenie,

wylicza się przyjmując, że największa siła osiowa obciążająca popychacz

F

max

jest mniejsza lub co najwyżej równa sile krytycznej

F

kr

.

4

3

2

2

max

min

r

E

L

Q

k

64

d

⋅

π

β

⋅

⋅

⋅

⋅

≥

(7)

Średnica rdzenia dobranej śruby powinna być większa od średnicy wyliczonej ze
wzoru (7).

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

2. Obliczenie śruby na rozciąganie (ściskanie)

Osiowa siła Q

max

wywołuje również ściskanie lub rozciąganie popychacza, a na-

prężenia

σ

c,r

wywołane maksymalną siłą osiową F

max

nie mogą przekroczyć war-

tości dopuszczalnej k

c,r

.

r

,

c

2

r

max

max

r

,

c

k

d

Q

k

4

S

F

≤

⋅

π

⋅

⋅

=

=

σ

(8)

gdzie:

σ

c,r

– naprężenia ściskające (rozciągające),

Q

max

– zadana robocza siła działająca w osi popychacza,

S

– powierzchnia przekroju rdzenia śruby,

d

r

– średnica rdzenia śruby,

k

c,r

– dopuszczalne naprężenia ściskające lub rozciągające, przyjąć k

c,r

= 0,5

⋅ R

e

Jeśli długość ześrubowania jest odpowiednio duża – L

z

> (3

÷

4)d

r

, nie ma po-

trzeby sprawdzania połączenia na ścinanie gwintu i na naciski.

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

Materiał na popychacz

Gatunek stali

Granica plastyczności R

e

[MPa]

A11 – stal automatowa, po walcowaniu

345

A45 – stal automatowa, po walcowaniu

325

45 – stal wyższej jakości, bez obr. cieplnej

360

45 – stal wyższej jakości ulepszana cieplnie

430

50G – stal niskostopowa normalizowana

390

15H – stal stopowa, hartowana

490

NW1 – „srebrzanka”, ulepszona cieplnie

650

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

3. Dobór średnicy śruby popychacza ze względów technologicznych

Należy wziąć pod uwagę możliwości wykonania popychacza o określonej

długości w odniesieniu do jego średnicy.

Całkowita długość

popychacza

Zalecana minimalna

średnica gwintu

L

c

< 75

M3

75 < L

c

< 100

M4

100 < L

c

< 150

M5

L

c

>150 mm

M6

Ze względów technologicznych lepiej przyjąć większą średnicę popychacza,
szczególnie gdy oszacowana długość całkowita jest blisko górnej granicy prze-
działu.

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

4. Ostateczny dobór średnicy śruby popychacza

Doboru średnicy gwintu popychacza należy dokonać biorąc pod uwagę

wszystkie trzy wyżej omówione kryteria:

a) wyboczenie popychacza,
b) wytrzymałość na ściskanie (rozciąganie),
c) względy technologiczne.

Skok gwintu P śruby można dobierać w korelacji z żądaną rozdzielczością

∆

s

pomiaru położenia oraz liczbą impulsów tarczy przetwornika położenia kątowe-
go.
Nie jest to jednak konieczne, gdyż obecnie dostępne są tarcze nawet o bardzo
dużej liczbie impulsów na jeden obrót, znacznie przekraczającej potrzeby tego
projektu.

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

Wybrane parametry gwintu metrycznego (wg PN-83/M-02013)

Oznaczenie gwintu

P [mm]

D

2

= d

2

d

r

= d

3

D

1

= d

1

M3

0,50

2,675

2,387

2,459

M3

×0,35

0,35 2,773 2,571 2,621

M4

0,70

3,545

3,141

3,242

M4

×0,5

0,50 3,675 3,387 3,459

M5

0,80

4,480

4,019

4,134

M5

×0,5

0,50 4,675 4,387 4,459

M6

1,00

5,351

4,773

4,917

M6

×0,75

0,75 5,513 5,080 5,188

M6

×0,5

0,50 5,675 5,387 5,459

M8

1,25

7,188

6,466

6,647

M8

×1

1,00 7,350 6,773 6,917

M8

×0,75

0,75 7,513 7,080 7,188

M8

×0,5

0,50 7,675 7,387 7,459

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

Wybrane parametry gwintu metrycznego (wg PN-83/M-02013)

Oznaczenie gwintu

P [mm]

D

2

= d

2

d

r

= d

3

D

1

= d

1

M10

1,50

9,026

8,160

8,376

M10

×1,25

1,25 9,188 8,466 8,647

M10

×1

1,00 9,35 8,773 8,917

M10

×0,75

0,75 9,513 9,080 9,188

M10

×0,5

0,50 9,675 9,387 9,459

M12

1,75

10,863

9,853

10,106

M12

×1,5

1,50 11,026 10,160 10,376

M12

×1,25

1,25 11,188 10,466 10,647

M12

×1,0

1,00 11,350 10,773 10,917

M12

×0,75

0,75 11,513 10,080 11,188

M12

×0,5

0,50 11,675 11,387 11,459

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

5. Obliczenie prędkości obrotowej nakrętki - n

nut

⎥⎦

⎤

⎢⎣

⎡

⋅

=

min

obr

P

v

60

n

max

nut

(9)

6. Wstępne obliczenie przełożenia całkowitego przekładni - i

c

Pierwszym elementem łańcucha kinematycznego wykonującym ruch obroto-

wy jest wałek silnika, ostatnim zaś nakrętka.

Wymagana prędkość obrotowa nakrętki n

nut

jest znacznie mniejsza niż robo-

cza prędkość obrotowa wałka silnika. Dlatego między tymi elementami musi być
zastosowana przekładnia o przełożeniu redukcyjnym - i

p

.

nut

s

p

n

n

i

=

(10)

n

s

– wstępnie przyjęta prędkość robocza sil-

nika, w [obr/min], zalecane jest przyjęcie
prędkości n

s

= (5000

÷ 6000) obr/min

v

max

– maksymalna prędkość liniowa

śruby (popychacza), [mm/s],

P – skok gwintu śruby, w [mm]

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

7. Sposób realizacji przełożenia - i

p

Zadaniem przekładni jest redukcja prędkości oraz połączenie dwóch elementów
o równoległych do siebie osiach: silnika i nakrętki.

a) przełożenie małe, i

p

≤ 8

Zastosować przekładnię własnej konstrukcji, jedno lub najwyżej dwustop-
niową. Graniczna wartość przełożenia (i

p

= 8) podana jest orientacyjnie.

b) przełożenie duże, i

p

> 8

- zastosować dwu lub trzystopniową przekładnię zębatą własnej kon-

strukcji,

3

2

1

p

i

i

i

i

⋅

⋅

=

(11)

- zastosować handlowy motoreduktor, a więc połączenie silnika z redukto-

rem oferowanym przez producenta silnika o przełożeniu i

m

. Do połącze-

nia równoległych osi motoreduktora i nakrętki, konieczne jest zastoso-
wanie jednostopniowej przekładni sprzęgającej o przełożeniu i

s

.

s

rh

p

i

i

i

⋅

=

(12)

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

8. Sprawność przekładni redukcyjnej -

η

p

a) reduktor wielostopniowy

Zakładamy, że sprawność jednostopniowej drobnomodułowej przekładni zę-

batej jest równa

η

i

= 0,9.

Ta wartość uwzględnia zarówno straty na tarcie w zazębieniu jak i opory ru-

chu ułożyskowania ślizgowego.

Sprawność przekładni wielostopniowej jest iloczynem sprawności poszcze-

gólnych stopni:

...

3

2

1

p

⋅

⋅

⋅

=

η

η

η

η

(13)

gdzie:

η

p

– sprawność przekładni wielostopniowej

η

i

– sprawność pojedynczego stopnia wielostopniowej przekładni

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

8. Sprawność przekładni redukcyjnej -

η

p

b) reduktor handlowy i stopień sprzęgający

W tym przypadku sprawność przekładni redukcyjnej jest iloczynem sprawno-

ści reduktora handlowego

η

rh

i sprawności stopnia sprzęgającego

η

s

:

s

rh

p

η

η

η

⋅

=

(14)

Sprawność

η

rh

reduktorów handlowych można odczytać z katalogów. Wstęp-

nie zaleca się przyjąć:

-

η

rh

= 0,7

÷ 0,8, gdy będzie to przekładnia planetarna (sprawność tych prze-

kładni nie jest zbyt duża).

-

η

rh

= 0,9

k

, gdy będzie to wielostopniowa przekładnia walcowa

Wcześniej warto przejrzeć katalogi, aby zorientować się jakie reduktory oferuje
producent.
Sprawność stopnia sprzęgającego należy przyjąć

η

s

= 0,9.

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

9. Sprawność zespołu śruba - nakrętka -

η

sr-n

)

'

(

tg

tg

n

sr

ρ

+

γ

γ

=

η

−

(15)

2

d

P

arctg

⋅

π

=

γ

(16)

2

cos

arctg

'

arctg

'

α

µ

=

µ

=

ρ

(17)

µ’ – pozorny współczynnik tarcia,
µ - współczynnik tarcia materiałów śruby i nakrętki

γ

– kąt pochylenia linii śrubowej gwintu,

ρ

’ – pozorny kąt tarcia,

α

– kąt zarysu gwintu, dla gwintu

metrycznego

α = 60

o

P – skok gwintu w mm,
d

2

– średnia średnica gwintu w mm

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

10. Sprawność zespołu napędu liniowego -

η

znl

Sprawność mechanizmu jest iloczynem sprawności zespołów tworzących

łańcuch kinematyczny tego mechanizmu.

W zespole napędu liniowego ZNL łańcuch kinematyczny, między wałkiem

silnika a popychaczem, tworzą:

- wielostopniowy reduktor zębaty o sprawności

η

p

,

- zespół śruba – nakrętka o sprawności -

η

sr-n

.

Zatem sprawność całego zespołu napędu liniowego ZNL jest równa:

n

sr

p

znl

−

η

⋅

η

=

η

(18)

Przykład:

Sprawność reduktora trzystopniowego:

η

p

= 0,9 • 0,9• 0,9 = 0,729

Sprawność zespołu śruba–nakrętka:

η

sr-n

= 0,088 (gwint M5x0,5, współczynnik tarcia dla

materiałów stal-mosiądz -

µ

= 0,3)

Sprawność całego mechanizmu ZNL:

η

znl

=

η

p

⋅ η

sr-n

= 0,729

⋅ 0,088 = 0,064

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

11. Minimalna moc na popychaczu – N

sr

Q

max

v

max

Moc, która musi być dostarczona przez napęd do popychacza jest równa:

]

w

[

1000

v

Q

N

max

max

sr

⋅

=

(19)

gdzie: Q

max

– maksymalne robocze obciążenie popychacza (śruby) wyrażone w [N],

v

max

– maksymalna prędkość ruchu popychacza wyrażona w [mm/s]

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

12. Minimalna moc silnika napędowego – N

siln

Moc na popychaczu zredukowana do wałka silnika, czyli moc obliczeniowa
– N

obl

, jest równa:

znl

sr

obl

N

N

η

=

(20)

W celu zapewnienia poprawnej pracy zespołu należy dobrać silnik o mocy –
N

siln

, nieco większej niż moc obliczeniowa N

obl

:

obl

ln

si

ln

si

N

k

N

⋅

=

(21)

gdzie: k

siln

– współczynnik bezpieczeństwa, należy przyjmować k

siln

= (1,3 – 1,5)

Wyznaczona moc N

siln

pozwala wybrać z całego katalogu kilka silników

wśród których należy poszukiwać najlepszego. Dla wybranego silnika należy
ustalić punkt jego pracy, czyli określić prędkość roboczą n

siln

. Oznacza to, że

możliwe jest wtedy wyznaczenie wartości przełożenia przekładni redukcyjnej.

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

13. Moment – M

nut

niezbędny do zapewnienia ruchu obrotowego nakrętki

Moment niezbędny do zapewnienia ruchu obrotowego nakrętki - M

nut

jest

równy momentowi tarcia w połączeniu śruba-nakrętka.

Określa się go podczas pracy układu a więc wtedy, gdy śruba jest obciążona

siłą osiową Q

max

.

W obliczeniu pominięto moment oporów ruchu w ułożyskowaniu nakrętki.

(

)

'

tg

d

Q

5

,

0

M

2

max

nut

ρ

+

γ

⋅

⋅

⋅

=

(22)

gdzie: d

2

– średnia średnica gwintu popychacza w mm,

γ

– kąt pochylenia linii śrubowej gwintu popychacza, wg (16)

ρ

’ – pozorny kąt tarcia pary materiałów śruby i nakrętki, wg (17)

Q

max

– siła osiowa obciążająca popychacz, w [N],

M

nut

– moment wyrażony w mNm

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

14. Moment obciążenia zredukowany do wałka silnika – M

zred

Moment M

nut

niezbędny do zapewnienia ruchu obrotowego nakrętki jest mo-

mentem obciążającym silnik. Jego wartość jest zmniejszona przez przekładnię
redukcyjną znajdującą się między wałkiem silnika a nakrętką. Bezpośrednim ob-
ciążeniem wałka silnika jest więc moment M

zred

, którego wartość jest równa:

p

p

nut

zred

i

M

M

η

⋅

=

[mNm]

(23)

gdzie: M

nut

– moment niezbędny do zapewnienia ruchu obrotowego nakrętki,

wyrażony w mNm

i

p

– przełożenie przekładni redukcyjnej między wałkiem silnika a na-

krętką, w mNm, wg (12),

η

p

– sprawność przekładni redukcyjnej znajdującej się między wałkiem

silnika a nakrętką, wg (14),

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

15. Charakterystyki obciążeniowe silnika prądu stałego

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

16. Dobór punktu pracy silnika prądu stałego

Wykorzystuje się liniowy przebieg charakterystyki prędkości w funkcji obciąże-
nia, n = f(M). Punkt pracy dobiera się tak, aby moment obciążenia zredukowany
do wałka silnika znajdował się między 0,5M

h

a 1/7 M

h

.

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

16. Dobór punktu pracy silnika prądu stałego (cd)

Z rysunku charakterystyki wynika następująca zależność:

h

zred

h

o

s

M

M

M

n

n

−

⋅

=

(24)

w której:
n

o

– prędkość biegu jałowego silnika [obr/min] ,

n

s

– prędkość robocza silnika,

M

h

– moment rozruchowy (startowy) silnika,

M

zred

– moment obciążenia zredukowany

do wałka silnika.

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

16. Dobór punktu pracy silnika prądu stałego (cd)

Obliczenia należy przeprowadzić metodą kolejnych przybliżeń do momentu aż
nowa wyliczona prędkość obrotowa będzie mniejsza od poprzedniej o mniej niż
50 obr/min.

Wyniki obliczeń najlepiej przedstawić w tabeli.

n

k

i M

zred

n

k+1

∆n

1 6000 80 2,53 7500 1500
2 7500

3

4

n

s

i

p

≤50

Obliczona robocza prędkość obrotowa silnika n

s

oraz odpowiadające jej przeło-

żenie i

p

przekładni to wartości które przyjmujemy w projekcie.

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

17. Dobór reduktora handlowego oraz przełożenia stopnia sprzęgającego

o

Reduktor handlowy należy dobrać spośród zalecanych do danego silnika. Re-
duktory jednego typu (o jednej średnicy zewnętrznej) realizują wiele przełożeń.
Należy zabiegać aby stopień sprzęgający miał przełożenie i

sp

= 2

÷4. Stwarza to

szansę na to, że przy przyjętej, ze względów konstrukcyjnych, odległości osi mo-
toreduktora i popychacza, liczba zębów zębnika osadzonego na wałku motore-
duktora będzie niezbyt duża, mniejsza niż z

g

= 17.

Dobierając reduktor handlowy należy sprawdzić jaka jest zalecana dla niego
przez producenta prędkość wejściowa przy pracy ciągłej (zwykle jest to n

we

=

5000

÷8000 obr/min).

Jeśli wybrany silnik pracuje przy prędkości roboczej n

s

> n

we

reduktora, wtedy

nie jest możliwa praca ciągła napędu. W takiej sytuacji należy:

- przyjąć pracę nieciągłą dla zespołu, umieszczając na rysunku złożenio-

wym uwagę: Dopuszcza się pracę np. 8-10 godzin na dobę.

- dobrać nowy silnik dla którego prędkość robocza n

s

będzie mniejsza niż

prędkość n

we

reduktora.

Z

Z

e

e

s

s

p

p

ó

ó

ł

ł

n

n

a

a

p

p

ę

ę

d

d

u

u

l

l

i

i

n

n

i

i

o

o

w

w

e

e

g

g

o

o

18. Moment sprzęgła przeciążeniowego M

sp

Moment przenoszony przez sprzęgło przeciążeniowe M

sp

powinien być

30÷50% większy od momentu roboczego jakim jest M

nut

.

nut

sp

M

)

5

,

1

3

,

1

(

M

⋅

÷

=

19. Minimalna liczba impulsów n

imp

tarczy na jeden obrót

Liczba impulsów tarczy na jeden obrót wynika z zadanej rozdzielczości

∆s oraz

ze skoku p gwintu popychacza.

s

p

1000

n

imp

∆

⋅

=

gdzie: p – skok gwintu wyrażony w mm,

∆s – rozdzielczość wyrażona w µm

Niekiedy w katalogach podana jest liczba cykli CPR tarczy na jeden obrót. Wte-
dy należy tarczę dobierać według liczby CPR korzystając z zależności:

imp

CPR

n

25

,

0

n

⋅

=