1.6.3 Вибір типорозміру редуктора (мотор-редуктора)

Вибір типорозміру редуктора (мотор редуктора) полягає у визначенні, за допомогою каталогу, його головного параметра; який є:

- міжосьова відстань a_w для циліндричних та черв’ячних одноступеневих редукторів;

• зовнішнього ділильного діаметра конічного колеса de₂ – для конічних редукторів;

• радіуса водила R_h - для планетарних редукторів.

Для вибору типорозміру багатоступеневого редуктора параметри; a_w, de₂, R_h визначають для тихохідного ступеня.

Параметри вибраного редуктора (мотор-редуктора) повинні задовольняти такі умови:

Tном Тне (1.17)

Тне = Креж · Тmax (1.18)

Fт ном Креж · Fт mах (1.19)

Fб ном Креж · Fб max (1.20)

Відсутність перегрівання

де К реж – коефіцієнт режиму роботи; Тном – момент на тихохідному валу, наведений у каталозі (постійне навантаження); Тне – момент на тихохідному валу, еквівалентний за величиною реальному моменту, що має змінну величину; Тmax – найбільше значення момента на тихохідному валу; Fт ном, Fб ном – значення радіальних консольних навантажень на валах редукторів.

Для вибору типорозміру редуктора за залежністю (1.18) визначають величину еквівалентного момента Тне, потім за каталогом підбирають найближче до нього значення номінального момента Тном на тихохідному валу (1.17).

Визначення коефіцієнта режима роботи Креж. Існує два способи визначення К реж – коефіцієнта режиму, залежно від наявності інформації. Віддавати перевагу потрібно першому способу [2].

Перший спосіб. За умови повної інформації про рівні навантаження, термін їхньої дії та основні характеристики редукторів (мотор – редукторів) коефіцієнт режима роботи визначають за залежністю:

К реж = Кд (1.21)

де Кд – коефіцієнт довговічності.

Вихідні дані, які необхідні для розрахунку: Тип редуктора; передаточне число ( відношення) U (і); варіант складання редуктора; форма кінців валів; Середня твердість робочої поверхні зубів тихохідної шестерні Н, (табл. 1.39); Т max, F max,Fб max та місця їхнього приєднання; клас навантаження; машинний час роботи за весь термін служби – tв [2].

Визначення числа циклів зміни напружень для тихохідної шестерні зубчастих редукторів:

Нереверсивне навантаження

N_Σ= 60t_Σ n_ш (1.22)

Реверсивне навантаження

N_Σ= 30t_Σ n_ш (1.23)

де, n_ш – частота обертання вала швидкісного зубчастого колеса, об/хв;

Uт – передаточне число (відношення) тихохідної ступені, якщо воно невідомо, тоді його приймають рівним 5; U – передаточне число редуктора; С = 3 для три сателітних планетарних редукторів, для всіх інших С = 1.

Середня твердість робочої поверхні зубів тихохідної шестерні (орієнтовна). Таблиця 1.39

Базове число циклів зміни контактних напружень для зубчастих редукторів визначають за графіком (рис. 1.46).

Рис. 1.46. Залежність базового числа циклів від твердості поверхні зубів

Визначення коефіцієнта довговічності:

Для зубчастих редукторів (мотор-редукторів)

Кд = К_НЕ (1.24)

Для черв’ячних редукторів (мотор – редукторів) та глобоїдних редукторів

Кд = К_НЕ (1.25)

Значення Кд знаходиться в межах

Кд1 (1.26)

де Кп – коефіцієнт перевантажувальної здатності, який визначають за каталогом.

Для поперечного розрахунку приймають орієнтовні значення коефіцієнта Кп ( табл. 1.40).

Орієнтовні значення коефіцієнта перевантажувальної здатності Кп. Таблиця 1.40

Коефіцієнт зміни навантаження Кне визначають за залежністю:

К_НЕ = (1.27)

де Т_і – миттєве значення крутного моменту на тихохідному валу редуктора;

Т_max – найбільше значення крутного моменту при нормальній роботі; і – час дії моменту Ті;

t - машинний час роботи за весь період служби редуктора.

При визначенні К_НЕ враховують всі діючі навантаження, крім тих, які знаходяться нижче лінії 0.1 … 0.5 (рис. 1.47), тому, що ці навантаження не викликають пошкоджень. Коефіцієнт К_НЕ є числовою характеристикою класа навантаження, тобто інтенсивності використання редуктора за навантаженням на протязі усього цього терміну служби.

Визначення К_НЕ за допомогою графіків навантаження, які будують для реального навантаження у відносних координатах Ті/Тmax та tі/t з однаковим масштабом по осях.

Типові графіки навантаження (рис.1.47) – найпростіша із форм визначення коефіцієнта зміни навантаження К_НЕ. Графіки навантаження, еквівалентні значенням К_НЕ типовим, наведені у таблиці 1.41. Якщо реальний графік навантаження близький до одного із типових або еквівалентних, тоді приймають відповідне значення К_НЕ. У спірних випадках приймають більше значення К_НЕ.

Рис. 1.47. Типові графіки навантаження редуктора

Еквівалентні графіки навантаження. Таблиця 1.41

Продовження таблиці 1.41

Примітка. На графіках 6,12,24,30,36: а та в – параметри - розподілу; на графіку 18 : х – математичне очікування; - середнє квадратичне відхилення.

Якщо реальний графік навантаження неможна порівняти з жодним із типових еквівалентних, тоді він повинен бути спростованим полігоном, який складається із похилих та горизонтальних ліній (рис. 1.48)

Для полігону коефіцієнт зміни навантаження визначають за такою залежністю:

К_НЕ = ; (1.28)

де суму за і виконують для усіх ділянок полігону; сума за j – для усіх горизонтальних ділянок полігона.

Рис.1.48 Приклад полігона навантаження редуктора.

Другий спосіб. Визначення коефіцієнта режиму роботи за умови неповної інформації. Вихідні дані: тип редуктора; Тmax; наявність перевантажень; поштовхів; вид двигуна; ПВ%; кількість годин роботи за добу; вид робочої машини; реверсування навантаження; Fт max; Fб max; Pтерm.

Значення Креж для зубчастих редукторів(мотор – редукторів) визначають за залежністю.

Креж = Кдв·Кпв·Кс·Кн·Крев (1.29)

для черв’ячних редукторів ( мотор – редукторів)

Креж = Кдв·Кпв·Кс·Кн·Крев·Кч (1.30)

де Кдв – коефіцієнт, значення якого залежить від групи двигуна (табл. 1.42).

Табл.1.42
	До 1-ї групи належить електродвигуни, багато циліндрові (не менше 8) двигуни внутрішнього згорання; газові турбіни; до 2-ї групи – чотири - та шестициліндрові двигуни внутрішнього згорання; парові і турбіни. До 3-ї групи –одно- двоциліндрові двигуни внутрішнього згорання

Визначення Кпв для зубчастих редукторів (мотор – редукторів) здійснюють за таблицею 1.43;

Для черв’ячних редукторів – за таблицею 1.44; для глобоїдних типів Чг та Чог у відповідності до ГОСТу 21164 та ГОСТу 21165 – за таблицею 1.45.

Табл.1.43

Табл.1.44

Визначення коефіцієнту Кс та Км. Значення Кс визначають за таблицею 1.46, залежно від Довго тривалості роботи редуктора на протязі доби. Значеня коефіцієнта Км визначають за таблицею 1.47. Величина цього коефіцієнта залежить від групи робочої машини.

Табл.1.45

Табл.1.46

Табл.1.47

Існують наступні групи машин.

Група 1. Робота без поштовхів, навантаження не змінюється 4…10 пусків за годину.

= 1.5…2.0

До цієї групи машин належать електричні генератори, стрічкові, пластинчаті та гвинтові конвеєри, легкі підйомники, легкі вентилятори, відцентрові компресори, зубчасті насоси, приводи станків.

Група 2. Робота з першими помітними поштовхами, навантаження із часом змінюеться мало, число пусків за годину – 20… 60:

= 1.8…2.0

До цієї групи машин належать вентилятори, поворотні механізми підйомних кранів, змішувачі, деревообробні станки, відцентрові насоси та інші.

Група 3. Робота їз сильними поштовхами, кількість пусків за годину – до 120:

= 2.2…3.0

До цієї групи машин належать одноциліндрові компресори, шліфувальні та протяжні станки,

Зубонарізні станки та інші. Використання мотор редукторів їз машинами машинами групи 2 та 3 не рекомендується [3].

Визначення коефіцієнта реверсивності Крев: для нереверсивної роботи

Крев=1.0, для реверсивної Крев = 0,75 [3].

Коефіцієнт Кr використовують для черв’ячних редукторів ( мотор – редукторів). При умові нижнього розміщення черв’яка у редукторі Кr =10; в умовах верхнього розміщення Кr =1.2; при бічному розміщенні Кr =1.1 [3]

Перевірка контролю навантаження

Величину радіальних консольних навантажень перевіряють за допомогою виразів 1.19 та 1.20. У випадку невиконання умов, потрібно перейти на більший типорозмір [ ].

Перевірка на відсутність перегріву.

Відсутність перегріву у редукторах приводів, що працюють у довготривалому режимі визначають за такою залежністю:

PmaxPтерм (1.31)

Перевірку на перегрів без вентиляторів, які використовують у приводах машин в умовах повторно – короткочасних режимів, здійснюють за залежностями:

за умови повної інформації про рівні навантажень

Pmax (1.32)

за умови неповної інформації

Pmax (1.33)

Перевірку на перегрів редукторів, що мають вентилятори та використані у приводах машин, які працюють у повторно – короткочасних режимах, здійснюють за залежностями;

за умови повної інформації

Pmax (1.34)

при неповній інформації

Pmax (1.35)

де tв – температура повітря навколишнього середовища.

При невиконанні умов 1.32…1.35 потрібно перейти на більший типорозмір редуктора або передбачати додаткові заходи по охолодженню редуктора. Редуктори, для яких у каталогах не наведено Ртем., на відсутність перегріву не перевіряється [ ].

Приклади вибору редуктора

Приклад 1. Вибрати редуктор для поворотного пристрою підйомного крана.

Вибір типу редуктора. Вихідні дані: U= 31.5 – передаточне число;

Тmax = 3000 Н м – максимальний крутний момент на вихідному ( тихохідному валу); робота із частими пускати і зупиняти; комплектність; рівень шуму, матеріалоємність та габарити значення не мають; розміщення осей вихідного та вхідного валів – паралельне; К.К.Д. – не менше 0.9; бажано невисока ціна.

Попередній вибір типу редуктора. За діаграмою (рис. 1.42) заданому передаточному числу відповідають редуктори: Ц2У, Ц2Н, Ц2С, П32, КЦ2. За діаграмою (рис. 1.43) заданий крутний момент можуть передавати редуктори Ц2У, П32, Ч, КЦ2. Редуктори Ч, , П32 та КЦ2 не розглядаємо, бо вони не мають потрібного розміщення осей валів. Зупиняемо свій вибір на редукторі Ц2У.

Вибір типорозміру за умови повної інформації. Вихідні дані: тип редуктора ЦУ2; U=3.15; варіант складання га ГОСТ 20371 – 11; кінець тихохідного вала – конічний; Н1=HRC 60; Тmax = 3000 Н м; Fт max = 15000 Н; прикладена до середини опорної поверхні вала; клас навантаження Н 0,630; Кне = 0,63; t= 8000 год; nш = 960 ; навантаження реверсивне; ПВ = 25%; Кп=2; Ртерм – не задано.

Визначаэмо сумарне число циклів зміни напружень, використовуючи вираз 1.23:

N= 30 t n C = 30 8000 5 1 =36,5 10

Базове число зміни контактних напружень (рис.1.46)

Nно=200 10

Визначаємо коефіцієнт довговічності Кд: (1.24)

Кд= Кне = 0.63=0.36

За умовою 1.26 приймаємо Кд = 0.5, оскільки =0.5;

Креж = Кд = 5,0

Величену еквівалентного крутного моменту визначаємо за формулою (1.18):

Тне = Креж Тmax = 3000 0.5 = 1500 Н м

Використовуючи умову (1.17) вибираємо редуктор Ц2У – 200 із номінальним крутним моментом Тном = 2000 Н м

Перевірка консольного навантаження на тихохідному валу:

Відповідно до умови 1.19:

Fт номКреж Fт max

Fт ном = 11200 Н – консольне навантаження на тихохідному валу, номінальне (каталог) [ ].

Креж Fт max = 0.5 15000 = 7500 Н;

7500<11200Н, тобто умова (1.19) виконується.

Перевірка на перегрів не проводимо, оскільки у каталогу не наведено значення Ртерм – термічної потужності редуктора. [ ].

Приклад 2. Вибір типорозміру редуктора за неповної інформації.

Вихідні дані: тип редуктора – Ц2У попередній вибір типу редуктора здійснюють аналогічно першому прикладу); Тmax = 3000Н м; робота із частими пусками і зупинками: ПВ = 25%; довго тривалість роботи – 8 год. на добу; робоча машина – поворотний механізм крана; навантаження реверсивне; Fт max = 15 000 Н.

Визначаємо величину Креж, використовуючи залежність (1.29)

Креж = Кдв Кпв Кс Кн Крев;

За таблицею 1.42 визначаємо Кдв = 1 (електродвигун); за таблицею 1.43 – Кпв = 0.7; за табл. 1.46 – Кс = 10; за табл. 1.47 – Км = 1.2 (друга група робочих машин); Крев = 0.75;

Креж = 1.0 0.7 1.0 1.2 0.75 = 0.63

Тоді величина еквівалентного моменту Тне буде:

Тне = Креж Тmax =0.63 3000 = 1890 Н м

За умовою (1.9) із каталога редукторів вибираємо редуктор Ц2У – 200 із номінальним крутним моментом Тном = 2000 Н м.

Перевірка консольного навантаження на тихохідному валу;

Fт max Креж = 15000 0.63 = 9450 Н;

тоді, 9450 11200 Н, тобто умова 1.19 виконується на вал редуктора ( каталог).

Перевірку на перегрів не проводять.

1.7. Методика вибору редукторів та мотор редукторів-редукторів нових типів

1.7.1. Загальні положення. Вибір редуктора полягає у визначенні його типорозміру за таблицями технічних характеристик відповідних каталогів. Редуктори працюють у різних умовах та режимах, тому тому при їхньому виборі потрібно враховувати. [4].

Для вибору редуктора вихідними даними є: [4].

- розрахунковий крутний момент Тгр, на вихідному валу редуктора, що відповідає

нормальному режиму роботи механізму, Н м;

• розрахункова частота обертання вихідного вала n_2р, хв

- розрахункова частота обертання вихідного вала n_2р, хв (або потрібне передаточне відношення (число) і = );

- розрахункові радіальні консольні навантаження на вхідному F_Rep та F_Rаp валах редуктора, Н;

- характер зовнышнього навантаження;

- кількість годин роботи на добу, год;

- частота пусків за годину ( ПВ%);

- тип мащення

- наявність пружних елементів ( муфти, паси та інші.) на вихідному та вхідному валах редуктора.

- наявність реверсивного режиму роботи;

- температура навколишнього середовища, С

Необхідно враховувати конструктивні особливості редуктора:

а) варіант розміщення редуктора у просторі;

б) вал, порожнистий, циліндричний або конічний;