О повышении эффективности использования оборудования коммерческих предприятий

В условиях рыночных отношений, жесткой конкуренции для обеспечения безубыточной и прибыльной деятельности коммерческих предприятий различных отраслей промышленности важное значение имеет повышение эффективности использования оборудования, в том числе приводов машин. Привод любой машины включает в себя двигатель того или иного типа и трансмиссию. На предприятиях металлургии, машиностроения, текстильных, а также пищевой промышленности широко используются приводы общего назначения,    включающие в себя электродвигатель, одноступенчатый редуктор и открытую передачу, либо двухступенчатый редуктор, а также муфты. В редукторах используются силовые эвольвентные зубчатые передачи. Геометрические параметры зубчатых передач редукторов зависят от состава привода, и в свою очередь влияют на допуски норм кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев и бокового зазора. Состав трансмиссии определяется общим передаточным отношением привода Uобщ и моментом на валу рабочего органа Тр. В приводах общего назначения применяются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А с синхронной частотой nc=1500; 1000 об/мин., причем стоимость двигателей с nc=1500 об/мин. на 30% меньше. Варианты состава трансмиссий и их стоимость приведены в табл. 1 и 2. Из табл. 1 следует, что выгодными вариантами являются 1, 3, 4, 5 и 12. В табл. 2 наиболее приемлемыми можно считать варианты 1, 3, 4 и 7. При рассмотрении вариантов трансмиссий учтено, что при одном и том же передаточном отношении Uобщ масса зубчатых колес одноступенчатого редуктора на 80% больше, чем двухступенчатого; при одном и том же Uобщ масса зубчатых колес двухступенчатого редуктора на 30% больше, чем трехступенчатого.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы входят в состав многих экономичных вариантов. Габариты и масса этих редукторов в значительной степени зависят от распределения общего передаточного числа по ступеням. Для двухступенчатых цилиндрических косозубых редукторов, выполненных по развернутой схеме, при изготовлении шестерен и колес обеих ступеней из одного и того же материала, при одинаковых значениях коэффициентов ширины зубчатых колес ψа и при отношении межосевых расстояний тихоходной и быстроходной ступеней awт / awб= 1,58 распределение передаточных чисел желательно выполнить следующим образом:

U общ 6   8   10  12  14  16  17  18  20  22  24  26  28

U б 1,8  2,4 2,8  3,25 3,6 4,1 4,5  4,9  5,3  5,6  5,9  6,2 6,9

Таблица 1

Варианты состава трансмиссий для Uобщ ≤ 30; ТР≤ 2000Нм

№ варианта	Редуктор	Открытая передача	Стоимость, отнесенная к первому варианту
1	Одноступенчатые: цилиндрический	цилиндрическая	1
2	цилиндрический	коническая	2,86
3	цилиндрический	клиноременная	1,22
4	цилиндрический	плоскоременная	1,03
5	цилиндрический	цепная	1,23
6	конический	цилиндрическая	1,68
7	конический	коническая	3,54
8	конический	клиноременная	3,76
9	конический	плоскоременная	3,57
10	конический	цепная	1,92
11	червячный	-	1,65
12	Двухступенчатые: цилиндрический	-	1,22
13	коническо-цилиндрический	-	3,25

Таблица 2

Варианты состава трансмиссий для Uобщ ≤ 165; ТР ≤ 2000Нм

№ варианта	Редуктор	Открытая передача	Стоимость, отнесенная к варианту 1
	Двухступенчатые:
1	цилиндрический	цепная	1
2	коническо-цилиндрический	цепная	2,05
3	цилиндрический	клиноременная	1,37
4	цилиндрический	плоскоременная	1,26
5	коническо-цилиндрический	клиноременная	4,06
6	коническо-цилиндрический	плоскоременная	3,25
7	червячный	____	1,61
8	Трехступенчатый цилиндрический горизонтальный	____	3,87

При равных начальных (делительных) диаметрах колес тихоходной и быстроходной ступеней получаются одинаковые погружения в масляную ванну и минимальные габариты редуктора, однако это невыполнимо при больших передаточных отношениях. При большем колесе тихоходной ступени колесо быстроходной ступени будет погружено в смазку на меньшую глубину или вообще не будет касаться смазки, но при этом уменьшаются потери на разбрызгивание смазки, что важно при больших скоростях. Для получения равных начальных диаметров колес ступеней передаточные числа желательно распределить следующим образом: U общ 8    10    12   14    16    18   20  22   24  26   28    30

U б 3,55 4,05 4,55  5    5,4   5,8  6,2  6,5   7  7,3   7,6     8

Для получения минимального суммарного межосевого расстояния (aw6 ~*~ aWT ) передаточные отношения можно распределить так: Uобщ  6   8   10  12   14  16    18  20  22  24  26  2830

Uб   1,4 1,65 1,9 2,15  2,4  2,55   2,6 3  3,25 3,45 3,65 3,84,05

Для получения минимальных габаритов соосных двухступенчатых редукторов распределение передаточных чисел при вышеуказанных условиях следует выполнять следующим образом:

Uобщ  6   8   10  12   14  16   18  20  22  24  26  2830

Uб   3,3  4   4,5  5,05  5,5   6  6,45 6,8  7,2 7,55 7,85 8,258,6

При распределении передаточных отношений вышеуказанным способом диаметр быстроходного колеса будет больше диаметра тихоходного. Одинаковый уровень погружения в смазку колес получается при равенстве передаточных отношений ступеней. Однако габариты редуктора при этом будут больше.

Для достижения минимальных габаритов двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора нужно распределять передаточные числа по таблице 3 при соблюдении следующих условий: ширина конических колес b=0,285Re (Re – внешнее конусное расстояние передачи); равные начальные диаметры быстроходного и тихоходного колес (d wт = d wб ).

Размеры закрытых зубчатых передач определяют из расчета на контактную прочность. Прочность зубьев на изгиб обеспечивается подбором модуля. Для снижения массы и габаритов при изготовлении зубчатых колес силовых передач рекомендуется применять стали высоких твердостей, обычно HRC >50…55. В крупносерийном и массовом производстве применяют зубчатые колеса исключительно высокой твердости. Однако при этом получаются зубчатые колеса малых диаметров (d 2 <<200мм), что нежелательно. Учитывая габаритные размеры двигателя и других составляющих трансмиссии приходится увеличивать размеры зубчатых колес. При этом необходимо учитывать, что применяемые марки сталей дороже почти на 10% по сравнению со сталями меньшей твердости. В индивидуальном и мелкосерийном производстве в малонагруженных (≤ 2кВт) и средненагруженных (≤ 5,5кВт) передачах применяют стальные зубчатые колеса с твердостью HB ≤ 350. В любом случае можно ориентироваться на величину момента на валу колеса Т₂. Для косозубых цилиндрических колес при передаточном отношении U = 2,5 и Т2 ≤ 800Нм, при U = 5 и Т₂ ≤ 450Нм, для конических прямозубых колес при U = 2 и Т₂ ≤ 250Нм, при U = 5 и Т₂ ≤ 100Нм применяют сталь 45, термообработку - улучшение, твердость шестерни НВ1 269…302, твердость колеса НВ2 235…262. При больших моментах применяется сталь 40Х, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ. Твердость шестерни HRC1 50, твердость колеса HRC2 45. Известно, что конические передачи очень дороги (см. табл. 1 и 2); их применяют лишь при необходимости передачи движения между пересекающимися валами.

Таблица 3

Распределение передаточных чисел коническо-цилиндрического редуктора

Общее передаточное число U общ	Передаточные числа быстроходной ступени U б при цилиндрических колесах
	закаленных	незакаленных
6	2,5	2,25
8	3,15	2,8
10	3,8	3,5
12	4,3	3,8
14	4,75	4,2
16	5,1	4,6
18	5,6	5
20	5,8	5,3
22	6,3	5,6
24	6,7	6
25	7	6,2
26	7,1	6,3
28	7,4	6,6
30	7,8	7

При применении двигателей с nc=1500; 1000 об/мин, окружная скорость колес V<10 м/с, поэтому динамическая нагрузка невелика. При малых скоростях приработка частично компенсирует разность шагов зацепления шестерни и колеса. Улучшенные колеса хорошо прирабатываются, поэтому выравнивается нагрузка по ширине венца. Выравниванию нагрузки и снижению начального коэффициента концентрации нагрузки способствует увеличение жесткости валов и опор. Роликовые подшипники являются более жесткими по сравнению с шариковыми, но шариковые имеют в 1,5 раза меньшую стоимость. Внимание следует обращать на более нагруженные опоры.

Повышения плавности работы передачи и уменьшения интенсивности шума можно достичь увеличением числа зубьев шестерни при заданном делительном диаметре d1. Рекомендуется принимать нормальный модуль улучшенных передач в зависимости от межосевого расстояния aw в пределах (0,01…0,02)   , а для закаленных в пределах

(0,016…0,0315) a_w . Проверочные расчеты на изгиб зубьев шестерен и колес показывают, что расчетные напряжения изгиба в них составляют менее 70% от допускаемых, а в малонагруженных менее 50% от допускаемых. Поэтому, в каждом конкретном случае, значение модуля лучше принимать ближе к нижнему пределу, что позволит увеличить z 1 при угле наклона зубьев не менее 8^о. С ростом z 1 повышается несущая способность, уменьшаются потери на трение, а в ряде случаев снижается и масса зубчатых колес.

Таким образом, подбирая состав приводов и оптимальные параметры зубчатых передач редукторов, можно значительно снизить стоимость оборудования промышленных предприятий при обеспечении оптимальных режимов его работы и увеличении срока службы. В конечном итоге это приведет к снижению себестоимости выпускаемой продукции и повышению эффективности работы коммерческих предприятий.