В табл. 3.1 через Тном и Тmax обозначены соответственно номинальный и максимальный вращающие моменты ротора электродвигателя (см. механическую характеристику, приведенную на рис. 3.1). Пример расшифровки типоразмера двигателя:
4А112МА6У3 - электродвигатель четвертой серии (4), асинхронный (А) с высотой от опорной поверхности до оси вращения h = 112 мм, с длиной станины, соответствующей условному обозначению М, с длиной сердечника статора, соответствующей условному обозначению А, с числом полюсов 6; климатическое исполнение У3 (двигатель предназначен для работы в условиях умеренного климата).
| Синхронная частота вращения nc = 3000 мин-1 4А 80А2У3 1,5 2850 2,6 4А 80В2У3 2,2 2850 2,6 4А 90L2У3 3,0 2840 2,5 4А 100S2У3 4,0 2880 2,5 4А 100L2У3 5,5 2880 2,5 4А 112М2У3 7,5 2900 2,8 4А 132М2У3 11,0 2900 2,8 4А 160 S2У3 15,0 2940 2,2 Синхронная частота вращения nс = 1500 мин-1 4А 80В4У3 1,5 1415 2,2 4А 90L4У3 2,2 1425 2,4 4А 100S4У3 3,0 1435 2,4 4А 100L4У3 4,0 1430 2,4 4А 112М4У3 5,5 1445 2,2 4А 132S4У3 7,5 1455 3,0 4А 132М4У3 11,0 1460 3,0 4А 160S4У3 15,0 1465 2,3 Синхронная частота вращения nс = 1000 мин-1 4А 90L6У3 1,5 935 2,2 4А 100L6У3 2,2 950 2,2 4А 112МА6У3 3,0 955 2,5 4А 112МВ6У3 4,0 950 2,5 4А 132S6У3 5,5 965 2,5 4А 132М6У3 7,5 970 2,5 4А 160S6У3 11,0 975 2,0 4А 160М6У3 15,0 975 2,0 |
Для привода с двухступенчатым редуктором
h = h12 × h34 × hм, (3.2)
где h12, h34 - КПД 1-й и 2-й ступеней передач редуктора с учетом потерь в подшипниках. Для одной ступени цилиндрической зубчатой передачи 8-й и 9-й степеней точности, наиболее часто используемых в редукторах в общем машиностроении, hij @ 0,97, для конической передачи hij @ 0,95…0,96; hм - КПД муфты. Для приводных муфт можно принять hм = 0,98.
При использовании формулы (3.2) следует иметь в виду, что раздвоение потоков практически не увеличивает потери мощности, поэтому КПД однопоточного и многопоточного редуктора той же схемы с тем же количеством ступеней передач можно определять по одним и тем же рекомендациям.
Частота вращения вала двигателя выбирается из стандартного ряда синхронных частот вращения nс исходя из оптимальных значений передаточного отношения iопт для данной схемы редуктора:
nс = nвых × iопт (3.3)
Промышленность в настоящее время серийно выпускает двухступенчатые цилиндрические редукторы с передаточным отношением i = 8…40 (для соосных редукторов imax = 50). Однако оптимальными в указанном диапазоне следует считать значения, не превышающие i = 25. Таким образом, iопт = 8…25. Для коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора эта величина составляет iопт = 8…20.
Если при использовании формулы (3.3) окажется, что диапазону оптимальных передаточных отношений редуктора будут удовлетворять электродвигатели с различной синхронной частотой вращения nс, то следует отдать предпочтение более высокоскоростному из них, как имеющему меньшую массу при той же мощности (см. Приложения, табл. П1 и П2).
Исходя из полученных величин Рдв.тр. и nс , необходимо по табл. 3.1 подобрать электродвигатель для проектируемого привода. Для выбранного двигателя нужно выписать следующие характеристики: обозначение типоразмера, фактическую мощность Рдв, частоту вращения ротора при номинальной нагрузке nдв , отношение максимального момента, развиваемого ротором при пуске электродвигателя, к номинальному: Тmax /Tном.
Общее передаточное отношение редуктора определяется по формуле
i = nдв/ nвых . (3.4)
Общее передаточное отношение редуктора есть произведение передаточных чисел его отдельных передач (ступеней). Для двухступенчатого редуктора
i = u12× u34.
Определение передаточных чисел отдельных ступеней редуктора (разбивка общего передаточного отношения по ступеням) является очень важным этапом проектирования привода.
Разбивка передаточного отношения многоступенчатого редуктора по ступеням может производиться исходя из различных предпосылок: проектирования редуктора минимальной массы, минимальных габаритов, достижения условий оптимальной смазки зубчатых колес и т.д.
Ниже приводятся формулы для разбивки передаточного отношения двухступенчатых редукторов по ступеням. Рекомендуемые формулы обеспечивают примерное равенство делительных диаметров колес z2 и z4, а значит, и примерно равную глубину их погружения в масляную ванну, что соответствует оптимальным условиям смазки зубчатых колес. Кроме того, при одинаковых диаметрах колес z2 и z4 коническо-цилиндрические редукторы, а также цилиндрические редукторы, выполненные по развернутым схемам (схемы I, П, III, VI в табл.2.1), имеют минимальный объем и массу.
Цилиндрические редукторы, выполненные по развернутой схеме (табл. 2.1, схемы I, П, III):
.Соосные редукторы (табл. 2.1, схемы IV и V):
.Данная формула, соответствуя для соосных редукторов оптимальным условиям смазки, не гарантирует их минимального объема и массы. Последние условия выполняются для соосных редукторов при u12 >> u34. При этом, однако, диаметр колеса z2 значительно превышает диаметр колеса z4, что не соответствует оптимальному условию смазки зацепления обеих пар, т.к. глубоко погруженное в масло колесо z2, вращаясь с большой угловой скоростью, вызывает чрезмерно интенсивное перемешивание и перегрев масла. Кроме того, на перемешивание значительного объема смазки затрачивается большая энергия.
Коническо-цилиндрические редукторы (табл. 2.1, схема VI):
.После определения передаточного числа первой ступени определяют передаточное число второй ступени:
.Следует отметить, что приведенные рекомендации по разбивке передаточного отношения редуктора по ступеням не являются жесткими. По результатам сравнительной оценки рассчитанных в дальнейшем диаметров колес z2 и z4 соотношение между u12 и u34 может быть конструктором скорректировано в ту или иную сторону для достижения лучшей компоновки редуктора.
Кинематический расчет привода завершается определением частот вращения зубчатых колес и валов привода по формулам
n1 = nдв , n2 = n3 = n1 /u12 , n4 = n3 /u34
и вращающих моментов на валах зубчатых колес (КПД зубчатых передач допускается не учитывать):
Т1 = 9550 Рдв /n1; Т2 = Т3 = Т1× u12; Т4 = Т3× u34 , Нм
(индексы соответствуют номерам зубчатых колес по направлению силового потока).
4. МАТЕРИАЛЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Материалы, применяемые для изготовления зубчатых колес, должны обеспечивать высокую контактную прочность рабочих поверхностей зубьев, а также прочность зубьев на изгиб. Основным критерием работоспособности зубчатых передач, работающих в масляной ванне (закрытых передач типа редукторов и коробок скоростей), является контактная прочность зубьев.
Контактная прочность в основном определяется поверхностной твердостью зубьев. Таким образом, для обеспечения высокой прочности зубьев по контактным напряжениям, уменьшения габаритов и массы зубчатых передач и редуктора в целом необходимо выбирать такие материалы и назначать такие методы химико-термического упрочнения, которые гарантируют высокую поверхностную твердость зубьев. Однако, изготовление зубчатых колес из таких материалов сопряжено с дополнительными затратами вследствие сложности термообработки и необходимости выполнения отделочных операций (шлифование, притирка и т.п.) для исправления формы зубьев из-за их коробления в процессе термообработки.
При выборе материала зубчатых колес конструктор обязан учитывать всю совокупность факторов, определяющих условия изготовления и работы: возможность получения требуемой твердости зубьев в условиях конкретного производства, а также возможность их обработки, серийность производства (величину партии колес), дефицитность и стоимость материала, назначение и характер использования проектируемого редуктора.
, кВт, (3.1)
Tmax