Выбор наиболее целесообразного типа редуктора и открытой передачи привода

Номенклатура показателей редукторов, мотор - редукторов и вариаторов для оценки технической характеристики и качества изделия установлена по стандарту ГОСТ 4. 124-84. Как было указано во 2– ой главе, показатели состоят из шести групп.

Необходимо отметить, что такие конструктивные показатели, как удельная масса в кг/Нм зависит при прочих равных условиях от общего передаточного числа редуктора. В этой связи предлагается также теоретическая удельная масса редуктора

, (9)

где М _Р – масса редуктора в кг;

Т _{В –} крутящий момент на выходе редуктора в Н.м.;

= 0,5 – коэффициент, учитывающий зависимость между контактным напряжением и нагрузкой;

q _Н - показатель ветви кривой контактной выносливости (q _Н = 6 – для зубчатых редукторов; q _Н = 8 – для червячных редукторов);

u _р – передаточное число рассматриваемого редуктора;

u _рmin – минимальное передаточное число редуктора из сравниваемого ряда.

Дело в том, что в российских каталогах указана марка редуктора с постоянным крутящим моментом при различных передаточных числах. При этом корпус редуктора, подшипники валов остаются неизменными. Вообще при постоянном типоразмере корпуса целесообразно указывать различные крутящие моменты в зависимости от общего передаточного числа редуктора или по крайней мере при постоянном моменте на выходе разумно применять четыре типоразмера корпуса с различными межцентровыми расстояниями, что приведено в предыдущем параграфе.

Полный средний срок службы привода по ГОСТ 27.002 – 89 должен соответствовать сроку службы машины или быть кратными для замены машинного агрегата после отработки запланированного ресурса.

Очень важным эргономическим показателем является корректированный уровень звуковой мощности – L _ра, который по санитарным нормам не должен превышать 85 дБА для внутрицехового оборудования. О вредности производственного шума свидетельствует тот факт, что в США за последние десятилетия от 6 млн. до 16 млн. рабочих получили те или иные повреждения органов слуха из-за вредного действия шума на организм человека.

В настоящее время в США разработаны нормы, согласно стандарту ОSНА рабочий не должен подвергаться воздействию шума свыше 90 дбА более 8 часов в день, 94 дбА – более 4 часов и 115 дБа – более 15 минут.

Источниками шума у конвейеров являются приводные агрегаты и роликоопоры. Так, например, у ленточного конвейера с движением тягового органа по сплошному гладкому настилу при скорости 0,635 м/с возникает шум 65 дБа, а при работе с той же скоростью на роликоопорах шум составляет 75 дБа. Безусловно, уровень шума зависит от скорости тягового органа, например, роликовый конвейер с приводной лентой создает шум при скорости 0,61 м/с в пределах 74 дБа, а при скорости 0,35 м/с – 70 дБа. Установленная зависимость уровня шума от скорости тягового органа изменяется по логарифмической шкале.

Из всех видов редукторов наибольшее распространение получили редукторы с цилиндрическими эвольвентными зубчатыми колесами, благодаря высокому КПД, надежности и долговечности, большому диапазону передаваемой мощности.

Однако зубчатые передачи не сглаживают динамические нагрузки, очень чувствительны к точности сборки и характеризуются по сравнению с червячными и ременными передачами большей интенсивностью шума и виброактивностью при износе.

Так, например, редукторы типа Ц2У-315К создают уровень шума 106 дБа, а редукторы типа Ц2Н – 500К – 116дБа, что намного превышает допустимый предел для закрытых помещений. В этой связи для приводов с редукторами Ц2У, Ц2, Ц3У, КЦ1 и КЦ2, МП2 предусматриваются звукоизолирующие кожухи, амортизаторы и т.д. Всероссийский научно-исследовательский и конструкторско-экспериментальный институт продовольственного машиностроения (ВНИКЭИ Продмаш) для привода пищевых машин и внутрицеховых машин и внутрицеховых средств механизации рекомендует червячные редукторы различной конструкции, несмотря на низкий КПД, малый срок службы, необходимость частой регулировки червячной пары в процессе эксплуатации.

Однако применение червячного редуктора и ременной передачи не дают избавления от всех проблем. Червячная передача, передавая вращение между скрещивающими валами, по сравнению с зубчатыми цилиндрическими передачами имеет следующие недостатки:

1) повышенная стоимость при изготовлении колес из цветных металлов;

2) большие потери на трение (в три - четыре, чем у эвольвентной цилиндрической передачи);

3) большие эксплутационные расходы;

4) возможность заедания при нарушении пространственного положения червячной пары;

5) малый срок службы по сравнению с зубчатыми передачами.

6) ограниченная передаваемая мощность

Коническая передача с круговыми зубьями применяются при пересекающихся осях под углом 90⁰. По сравнению с цилиндрическими конические зубчатые передачи имеют большую массу и габаритные размеры, сложнее в изготовлении. Кроме того при монтаже необходимо точная фиксация осевого положения конического зубчатого колеса. Несмотря на указанные недостатки, данная передача широко используется при необходимости по условиям компоновки.

Большое распространение в складском оборудовании и внутрицеховых машинах непрерывного транспорта получили передачи с гибкой связью. Плоскопленочные ременные, клиноременные и зубчатоременные передачи используются в основном там, где необходимо обеспечить плавность и бесшумность работы, минимальную виброактивность привода. В некоторых случаях обеспечиваются значительные межосевые расстояния при отсутствии возможности удовлетворить достаточно точное расположение узлов агрегата.

Существенными недостатками ременных передач являются большие потери на трение и низкая долговечность ремней, большие нагрузки на валы.

Размеры цепных передач и потери на трение значительно меньше, чем в ременных, однако по плавности и виброактивности, они уступают ременным и зубчатым передачам. Поэтому они применяются в качестве тихоходной передачи при значительных межцентровых расстояниях, например, в приводах роликовых конвейеров.

Для выбора наиболее целесообразного типа редуктора и открытой передачи рекомендуется сравнение различных схем привода между собой по массе, стоимости с учетом долговечности и надежности, по эргономическим и экономическим характеристикам, а также по эксплутационным расходам.

Эффективность использования энергии характеризуется коэффициентом полезного действия (табл.6).

Затраты энергии на преодоление сил трения и других потерь предлагается определить по следующей зависимости в У.Е.:

(10)

где Р _Э – мощность электродвигателя в кВт;

– КПД привода;

L _h – срок службы привода в часах;

С – стоимость одного кВт/ч в У.Е.

Таблица 6

Тип редуктора или передачи	КПД	КПД в %
Редукторы Ц1У К1, КШ1, Ц2У, Ц2С Ц3У, КЦ1, КЦ2 Плоскоременная передача Цепная передача Редукторы Ч1 Мотор - МВз Редукторы МП2	0,98 0,97 0,96-0,95 0,97-0,95 0,96-0,94 0,88-0,60 0,90-0,70 0,9-0,7	96-95 97-95 96-94 88-60 90-70 90-70

Для определения суммарной массы и стоимости привода приведены дополнительные данные, необходимые для успешного выполнения дипломного и реального проектирования (табл. 2 – 11).

Масса и стоимость приводных роликовых цепей по ГОСТу 13568-75.

Таблица 7

Обозначение цепи	Шаг в мм	Разруш. нагрузка в кН	Масса одного п/м в кг	Стоимость одного п/м в У.Е.
ПР – 8 – 460 ПР – 9,525 – 910 ПР – 12,7 – 900 – 1 ПР – 12,7 – 900 – 2 ПР – 15,875 – 2270 – 1 ПР – 15,875 – 2270 – 2 ПР – 19,05 – 3180* ПР – 25,4 – 5670* ПР – 31,75 – 8850* ПР – 38,1 – 12700* ПР – 44,45 – 17240* ПР – 50,8 – 22680*	9,525 12,7 12,7 15,875 15,875 19,05 25,4 31,75 38, 44,45 50,8	4,6 9,1 9,0 9,0 22,7 22,7 31,8 56,7 88,5 172,4 226,8	0,2 0,45 0,30 0,35 0,80 1,00 1,90 2,6 3,8 5,5 7,5 9,7	4,6 6,3 5,6 5,9 6,43 6,5 6,8 7,2 8,0 9,0 10,8 11,0

Таблица 8. Стоимость одного погонного метра клиновых ремней по ГОСТу 1284.1-80 и 1284.3-80.

Тип ремня по ГОСТу	О	А	Б	В	Г	Д	Е
Тип ремня по ISO	Z	A	B	C	D	E	-
Кордтканевые	0,3	0,5	0,75	1,0	1,6	2,4
Кордшнуровые	0,8	1,0	1,5	1,8	2,5	3,0	4,8

Масса и стоимость шкивов для клиновых ремней и салазок для электродвигателей.

Таблица 9 Таблица 10

Шкивы		Салазки
Диаметр в мм	Масса в кг	Цена в У.Е.		Тип салазки	Масса комплекта в кг	Цена в У.Е.	Болт крепления
	2,2…2,6 4,8…6,7 13…16	30…35 40…60 60…70 137,5		С2 - 1 С2 – 2 С2 – 3 С2 – 4 С2 – 5 С2 – 6 С2 – 7 С2 - 8 С2 - 9	3,3 3,8 4,2 6,5 11,3 14,4 18,6 32,4		М8 М10 М10 М12 М12 М12 М16 М20 М20

Таблица 11. Ориентировочные массы и стоимость упругих втулочно – пальцевых муфт

Тип муфты по ГОСТ 21424-93	Максимальный диаметр соед. валов в мм	Масса в кг	Стоимость за 1 комплект в У.Е.
МУВП – 25 МУВП – 32 МУВП – 40 МУВП – 50 МУВП – 60 МУВП – 70 МУВП – 80 МУВП - 100		4,43 6,85 13,2 17,1 36,9 76,4

Рамы и плиты служат для установки на них электродвигателя и редуктора, связанных между собой требованиями точности относительного положения. Основные требования к ним: жесткость и точность, взаимное расположение присоединительных поверхностей.

Отметим, что торцы ступиц муфты, звездочек, шкивов должны упираться в буртики на концах валов. При этом желательно иметь одинаковые высоты осей редуктора и электродвигателя, что значительно упрощает конструкцию рамы или плиты и их обработку. Масса рамы или плиты определяется после проектирования или изготовления. Стоимость рамы или плиты в у.е. может быть определена по следующей приближенной зависимости:

С_{р =} С_м+К_сМ_р, (11)

где С _м - стоимость материала в У.Е.;

К _с = 0,003 … 0,1 – коэффициент, учитывающий сложность изготовления рамы в зависимости от массы в у.е./кг (большие значения для единичного производства). Следует подчеркнуть, что рама может иметь стойки и раскосы, а плита имеет плоскую поверхность для крепления на бетонные основания.

В заключение отметим, что при выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо иметь в виду, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости машин: в редукторах общего назначения – 85%, в подъемно-транспортных и строительно-дорожных машинах – 75%, в автомобилях- 70%. Таким образом, снижение металлоемкости, стоимости, энергоемкости является важнейшей предпосылкой технического прогресса.

По мнению профессора Кудрявцева В.Н., наиболее полно требованиям снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием планетарных передач. Однако ГОСТ 21354 –87 посвящен расчету зубчатых передач с внешним зацеплением, во-вторых планетарным зубчатым передачам уделено большое внимание и даны необходимые указания к их расчетам, конструированию, выбору схем и параметров на основе минимизации суммарной массы зубчатых колес в учебном пособии под редакцией Кудрявцева В.Н..

В редукторах с внешним зацеплением типа Ц1У, Ц2У, Ц2, Ц2С, Ц3У, К1, КЦ1,КЦ2 и других масса корпуса составляет более 50%, зубчатые колеса – 25…30%, валы и подшипники – 20…25%. В этой связи в работе при параметрической оптимизации показатели определены из условий равнопрочности зубчатых колес и необходимой жесткости валов. Если при проектировании редукторов эти условия обеспечиваются, то следует считать, что поставленная перед конструктором задача достигнута для редукторов с внешним зацеплением.

e-mail: KarimovI@rambler.ru