Выбор размера нормализованного редуктора

Энергетической характеристикой современного редуктора является номинальный момент Т_нlim (иногда его обозначают как Т_Н0М или Т), под которым понимается допустимый вращающий момент на тихоходном валу при постоянной нагрузке и число циклов нагружений зубьев лимитирующего зубчатого колеса, равное базовому числу циклов контактных напряжений N_HG [3]. Номинальный вращающий момент на выходном валу выбранного редуктора должен удовлетворять условию:

Т_нlim>=T_HE,

Где T_HE – эквивалентный момент:

T_HE=К_ндТ_мах

Здесь Т_мах – наибольший вращающий момент на тихоходном валу редуктора при нормально протекающем технологическом процессе.

Номинальный момент Т_нlim выбирают по каталогу или стандарту в зависимости от передаточного отношения редуктора i_p и частоты вращения быстроходного вала n₁ (обозначения могут быть другими). В некоторых редукторах номинальный момент Т_нlim не зависит от i_p и n₁.

Коэффициент долговечности K_HД для зубчатых редукторов, одновременно учитывающий переменность нагрузки и число циклов нагружений N:

Коэффициент долговечности непланетарных редукторов должен удовлетворять условию

i>=К_НД>=0,5

 

Коэффициент эквивалентности К_НЕ определяют по табл.1.

Число циклов нагружений зубьев зубчатого колеса, лимитирующего нагрузку на редуктор (обычно таким колесом является тихоходная шестерня), за срок службы равно:

для механизмов подъема и изменения вылета

N=t₀∙60∙n₁∙u_T/i_p;

для механизмов передвижения и поворота

N=t₀∙30∙n₁∙u_T/i_p;

Здесь n₁ – частота вращения быстроходного вала редуктора;

u_T – передаточное число тихоходной пары (если оно не известно, то можно принимать u_T=5); i_p-передаточное отношение редуктора; N_HG – базовое число циклов нагружений в случае контактных напряжений:

N_HG=12,5∙10⁶ – для редукторов типа РМ, КЦ1, КЦ2;

N_HG=25∙10⁶– для редукторов типа РЦ0, РЦД, РЦТ;

N_HG=200∙10⁶– для типажных редукторов (Ц2У, Ц3У, П, П2).

В планетарных редукторах при прочих равных условиях N в три раза больше и 1>=K_НД>=0,8. Для волновых редукторов 1>=K_НД>=0,71.

Для червячных и глобоидных редукторов

Для червячных редукторов K_НД>=0,63, для глобоидных редукторов K_НД>=0,4. Для этих редукторов коэффициент долговечности K_НД может быть больше 1.

Если на тихоходный (выходной) вал редуктора действует консольная нагрузка, например от шестерни или барабана, то дополнительно проверяют способность редуктора выдержать эту нагрузку. В этом случае нагрузка лимитируется подшипником тихоходного вала, расположенным на стороне консольной силы.

При консольном расположении барабана (рис. 6а)

F_ном>=F_maxK_HE(l/B+0,25),

где F_ном – номинальная консольная радиальная сила для выбранного редуктора (по каталогу); F_max – наибольшая сила растяжения каната.

Если на тихоходном валу редуктора размещены два барабана (рис. 6б), то можно записать: F_ном>=F_maxK_HE.

При наличии консольной прямозубной шестерни на тихоходном валу (рис. 6в)

F_ном>=F_tK_HE

Где F_t – окружная сила в зацеплении открытой пары.

 

1.10 Присоединительные размеры

Важнейшее присоединительные размеры: диаметры посадочных шеек валов и осей, высоты центров, расстояния между осями отверстий под фундаментальные болты и до оси тихоходного вала, диаметры барабанов и блоков по дну канавки для каната, диаметры тормозных шкивов и ходовых колес – следует выбирать по ГОСТ 6636-88 из ряда чисел Ra 10, Ra 20 и Ra40, кроме случаев, когда размеры определены другими стандартами, например посадочные размеры подшипников качения. Предпочтительные размеры Ra 10 и Ra 20 приведены в табл. 6.

 

 

Таблица 6

Ra10	Ra20	Ra10	Ra20	Ra10	Ra20	Ra10	Ra20	Ra10	Ra20

 

2.МЕХАНИЗМ ПОДЪЕМА

 

В исходных данных должны быть заданы: F_Q – грузоподъемная сила (грузоподъемность), Н(кН); V - скорость подъема, м/мин, Н-высота подъема, м; режим работы; t₀ – машинное время работы, ч; G_захв – вес грузозахватного ограна, Н. Для крюковых кранов можно принимать G_захв = G_подв 0,03F_Q

Коэффициент эквивалентности K_HE рекомендуется принимать по табл.1.

 

Схемы и полиспасты

 

Наиболее распространенные конструктивные схемы механизмов подъема приведены на рис. 7: а – электроталь; б – двухбарабанная схема с глобоидным редуктором; в – схема с цилиндрическим редуктором; г – схема с соосным редуктором. На схемах б, в и г показано консольное расположение коротких барабанов. Если длина барабана больше его диаметра, то его выполняют обычно двухопорным (см. далее рис.13). Если позволяет межосевое расстояние, двигатель и барабан с одной стороны редуктора.

Схемы полиспастов, чаще всего используемые в легких кранах, приведены на рис. 8 и 9.

При малой грузоподъемности (Q<320кг) рекомендуется применять однократный (α=1) одинарный (m=1) полиспаст.

Стреловые краны и электротати при Q<=4,0т обычно выбирают двухкратные (α=2) одинарные (m=1) полиспасты (рис. 8а, б). Если механизм подъема расположен на стреле, рационально является двухбарабанная схема с конически-цилиндрическим или глобоидным редуктором при сдвоенном (m=2) полиспасте (см. рис. 7б, 8в и 9).

Краны мостового типа с телеэками при Q<=12,5т чаще всего выполняют с двухкратным (α=2) сдвоенным (m=2) полиспастом и одним двухопорным барабаном.

КПД полиспаста и отклоняющих блоков

где η=η_бл=0,97 – КПД блока; α – кратность полиспаста;

t – число отклоняющихся блоков.

Число полиспастов m на КПД не влияет.

При подъеме грузов пневмо- или гидроцилиндром, как правило, применяют ускоряющие полиспасты.

 

2.2 Двигатель

Мощность (кВт) при подъеме номинального груза весом Fα(Н) с установившейся скоростью V (м/мин) – статическая мощность

 

Р_ст=(F_Q+G_захв)·V/(60·1000·η),

где G_захв в Н.

 

Для крюковых кранов

Р_ст=1,03F_Q·V/(60·1000·η)

Предварительно значения коэффициентов полезного действия принимают: η ≈0,9 – при зубчатом редукторе; η ≈0,7 – при глобоидном редукторе.

Выбор двигателя: тип определяют по п. 1.4; мощнось Р_дв=Р_н>=Р_ст (соответствии с ПВ). Проверку времени пуска в учебном курсовом проектировании можно не проводить.

После определения всех параметров механизма мощность двигателя уточняют по фактическим значениям скорости подъема и КПД.

 

2.3. Канат

Наибольшая сила натяжения в канате, Н

F_max=(F_Q+G_захв)/(α∙m∙η_п)

 

Тип каната выбирают по ГОСТ 2688-80 и ГОСТ 7668-80.

Рекомендуемый предел прочности материала проволок σ_в=1600…1800 Н/мм². Выбор размера каната, т.е. его диаметра dкан проводят по разрушающей нагрузке. Разрушающая нагрузка каната должна удовлетворять условию F_разр>=KF_мах. Коэффициент запаса прочности К принимают по табл. 7.

Таблица 7

Группа режима	1М	2М	3М	4М	5М	6М
К			5,5	5,5

Если канат крепят к барабану прижимными планками, то число болтов или шпилек равно 2, а их диаметр d_н=(1,4..1,6)d_кр. Болты или шпильки с резьбой меньше М10 по возможности не применяют. Расчет силы затяжки болтов представлен в [5].

 

 

2.4. Барабан