/
Текст
Ю. В. ЛЕВИТАН В.П.ОБМОРНОВ В. И. ВАСИЛЬЕВ
ЧЕРВЯЧНЫЕ РЕДУКТОРЫ
10. В. ЛЕВИТЛИ, В. П. ОБМОРНОВ В. И. ВАСИЛЬЕВ
Chipmaker.ru
ЧЕРВЯЧНЫЕ РЕДУКТОРЫ
Справочник-
Проекте» KOHTOjMI ,Чэ-'Я аилм!кх<.агэхпрвв«т* ТЕГ^сШЯ ВШКОПи инв.
«Машиностроение» Ленинградское о т д е л с н и е
1985
ББК 34 446я2 Л 36
УДК 62-587.5
Chipmaker.ru
Редактор канд. техн, паук К. И. Москвина
Рецензенты: д-р техн, паук проф. И. С. Кривенко, канд. техн, наук Н. Т. Халебский
Левитан Ю. В. и др.
Л 3G Червячные редукторы: Справочник/Ю. В. Левитан, В. П. Обмориов, В. И. Васильев. — Л.: Машиностроение, Леиингр. отд-ние, 1985. — 168 с., ил.
85 к.
Содержатся сведения по конструированию, расчета4., изгоговлению, испыза* пню и эксплуатации червячных редукторов и мотор-рсдукторов. Даны рекомендации по современным методам проектирования червячных редукторов, обеспечению их технического уровня и качества, оценке экономической эффективности.
Справочник предназначен для инженерно-технических работников предприятий и организаций, занимающихся проектированием механизмов.
2702000000-059 038(01)-85
59-85
Л
ББК 34.446я2 6П5.3
Юрий Владимирович Левитан Виктор Петрович Обмориов Владимир Иванович Васильев
ЧЕРВЯЧНЫЕ РЕДУКТОРЫ
Редактор В. И.,Вдженко
X у ;н ж ее т в с в н ы йг р ед а к т о р
С. С. Венедиктов*
Технически!!, рода к т о р
П В. Шиканова
Корректор Л. И. Лавриненко
Обложка художника А. А. Ларушкина
ИБ № 3664
Салю в набор 22.05.8). Подписано в печать 29.11.85. М-19168. Формат бЭХ^О'Лб. Бумага кил и ими. Печать высокая. Усл.иеч. л. 10,5. Усл. кр.-отг. 10,125. Уч.-изд. л. 15,4.
Тираж 31 000 экз. Заказ 618. Цепа Ь) коп.
Ленинградское отделение ордена Трудового Красного Зна издательства «МАШИНОСТРОЕНИЕ», 191065, Ленинград, \л. Дзержинского, 10.
Ленинградская типография № 2 головное предприятие ордена Трудового Красног Знамени Ленинградского объединения «Техническая книга» им. Евгении Соколовой Союзполнграфпрома при Государственном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. 198052, г. Ленинград, Л-52, Измайловский проспект, 29.
© Издательство «Машиностроение», 1985 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
В настоящее время специализированные предприятия страны ежегодно'1 изготовляют около 460 тыс. червячных редукторов общего назначения. Кроме того, промышленность выпускает свыше 50 тыс. специальных червячных редукторов и несколько десятков тысяч специализированных червячных пар. Как видно из рис. 1 Л, они получили широкое распространение, в последние 20 лет на них приходилось от 42 до 49 % объема выпуска редукторов общего назначения всех типов.
Несмотря на то что к началу 12-й пятилетки предполагается Изменить структуру выпуска редукторов общего назначения, уменьшив долю червячных до 30 %, общий объем червячных и комбинированных, включающих червячные передачи редукторов и мотор-редукторов планируется увеличить, доведя их годовой выпуск до 490—520 тыс. Столь большой объем их вы-пуска объясняется тем, что несмотря на такие недостатки, как, например, •небходимость применения дорогостоящих антифрикционных материалов, относительно низкий КПД, приводы, имеющие эти передачи, получаются компактными и малошумными. Кроме того, реализуемый в них диапазон передаточных чисел, как видно из рис. 1.2, удовлетворяет около 90 % потребности в редукторах общего назначения, а в тех случаях, когда требуется высокая кинематическая точность в сочетании с малошумностыо и самоторможением, при относительной малой стоимости червячные редукторы становятся незаменимыми [29, 39, 43].
К ведущим зарубежным фирмам, специализирующимся на выпуске червячных редукторов, относятся: в ФРГ «Флендер» («Flender»), ZZ и «Хеншел» («Henschel»), в Великобритании «Холройд» («Holroyd») и «Крофте» («Crofts»), в США «Винсмит» («\Vinsmith») [43].
Несмотря на то что червячная передача известна со времен Галилея и нашла широкое применение во многих отраслях народного хозяйства, совершенствование ее идет непрерывно: продолжаются работы по улучшению как се эксплуатационных характеристик, так и технологии изготовления. За последние годы появились передачи с новой геометрией, новые смазочные материалы и материалы для венцов червячных колес, освоен выпуск малогабаритных червячных редукторов, в том числе универсальных редукторов и редукторов, имеющих так называемые насадные исполнения, совершенствуются методы расчета червячных передач и конструирования червячных редукторов.
Задача данного справочника — ознакомить широкий круг конструкторов и технологов, занимающихся проектированием и изготовлением червячных редукторов, с современными методами силового и геометрического расчета червячных передач, с новыми тенденциями в конструировании редукторов в целом и отдельных их узлов, с проектированием мотор-редукторов и приводов на базе червячных и комбинированных редукторов, с методами изготовления основных деталей редуктора и выпускаемым для этого современным оборудованием.
Книга может быть полезна и тем, кто занимается испытаниями редукторов, их эксплуатацией и оценкой технического уровня.
Такие материалы, как расчеты геометрии и основных параметров передачи, подшипниковых опор, виды испытаний и другие вопросы изложены в соответствии с действующими стандартами. Расчеты на прочность червячной передачи содержат зависимости, получившие широкую известность [42], хотя в настоящее время разработаны [25] методы расчета червячных передач на прочность, в которых вид расчетных зависимостей аналогичен формулам ГОСТ 21354—75 для зубчатых передач. Эти зависимости приведены в приложении.
Главы 1, 3, 4, 5, 7 (за исключением параграфа 4.2), а также параграф 6.5 и приложения написаны Ю. В. Левитаном, гл. 6 (за исключением параграфов 6.5 и 6.6) — В. П. Обморновым, гл. 8 — В. И. Васильевым^ гл. 2, параграфы 4.2 и 9.1—совместно Ю. В. Левитаном и В. И. Васильевым и параграфы 6.6 и 9.2 — совместно Ю. В. Левитаном и В. П. Обморновым.
1*
3
Авторы выражают искреннюю благодарность проф. В. Н. Кудрявцеву за помощь при отборе материала для данного справочника, а также ипж. О. М. Антипову, В. И. Гуркиной и канд. техн, наук В. В. Самсонову за полезные советы и замечания при просмотре рукописи.
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗН АЧ ЕНИ Я
aw — межосевое расстояние редуктора или передачи, мм
di и d2 — диаметр делительного цилиндра соответственно червяка и колеса, м dnui — диаметр посадочного отверстия подшипника, мм
db — основной диаметр червяка, мм
dD~ диаметр направляющего цилиндра, мм
£ир — приведенный модуль упругости материалов, МПа
f _ коэффициент трения (/з — В зубьях, /пр— приведенный)
^зац — полное усилие в зацеплении, Н
hi — высота витка червяка
h2 — высота зуба колеса
hait ha2 — высота делительной головки соответственно витка червяка и зуба червячного колеса, мм
^/1’ высота делительной ножки соответственно витка червяка и зуба червячного колеса, мм
Ьц — граничная высота витка червяка, мм
Кнг — коэффициент нагрузки Лр — коэффициент режима т — модуль, мм п — частота вращения вала (подшипника), г1
~ мощность, кВт
N "" мощность потерь, кВт
Pi — шаг червяка (pi,—нормальный, р\а — осевой), мм
Pz\ — ход червяка, мм
Я коэффициент диаметра червяка
Ti и Та — вращающий момент соответственно на входном и выходном валу редуктора, Н м
Т' — момент потерь, Нм и —» передаточное число v' — окружная скорость на делительном цилиндре червяка
х — коэффициент коррекции
2\ — число витков червяка (устаревший термин —« число заходов)
z2 — число зубьев колеса
а — угол профиля
Y — делительный угол подъема (витков червяка)
Yb — основной угол подъема — коэффициент перекрытия (в средней плоскости)
Пред ~ КПД редуктора Изац — КПД зацепления
О — температура, °C
ДА* — температурный
напор,
Л — коэффициент теплопроводности, Вт/(м°С)
р — угол трения (цпр—приведенный с учетом потерь в опорах, |хтр — в резьбе трапецеидального профиля)
v — кинематическая вязкость масла, m2/c(v$— вязкость, соответ-
ствующая температуре О, °C)
р _ приведенный радиус кривизны
G н — контактные напряжения, МПа
аЯР "" допускаемые контактные напряжения, МПа напряжения изгиба, МПа
орр — допускаемые напряжения изгиба, МПа
Фр Ф, и Ф/ ~ коэффициенты потерь в i-м элементе потерь — частота вращения,
4
Глава 1
ОСОБЕННОСТИ И ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ ЧЕРВЯЧНЫХ РЕДУКТОРОВ И МОТОР-РЕДУКТОРОВ
1.1. Классификация редукторов
Редукторы — это агрегаты, включающие одну или несколько передач зацеплением, смонтированных в корпусе. Они предназначены в основном для понижения частоты вращения и, соответственно, увеличения вращающего момента, имеют входной и выходной валы. Если двигатель соединен с редуктором с помощью фланца (или встроен в него), то такой агрегат называют мотор-редуктором.
Редукторы и мотор-редукторы классифицируют по нескольким признакам, важнейшими из которых являются: тип используемых передач, количество ступеней, взаимное расположение осей и их положение в пространстве, способ крепления и др.
Тип передачи — важнейший классификационный признак, по которому разделяют редукторы и мотор-редукторы. Имеются следующие типы редукторов:
зубчатые цилиндрические (прямозубые, косозубые и шевронные);
зубчатые конические (с прямыми, тангенциальными и круговыми зубьями);
червячные (цилиндрические и глобоидные);
планетарные (передачи с подвижными осями каких-либо колес); несмотря на то, что в них используют, как правило, цилиндрические или конические передачи, их выделяют в самостоятельную подгруппу;
волновые (передачи с гибкими колесами);
гипоидные и спирондные (сюна относят все другие виды гиперболоидных передач за исключением червячных и винтовых);
комбинированные (многоступенчатые, ступени которых состоят из различных типов передач).
По количеству ступеней редукторы и мотор-редукторы делят на одно- и многоступенчатые. В качестве редукторов общего назначения используют одно-, двух- и трехступенчатые, включающие ступени как одного типа передач, так и нескольких типов. Редукторы с большим числом ступеней изготовляют только как специальные.
По взаимному расположению осей редукторы и мотор-редукторы могут быть:
соосными (например, зубчатые двухступенчатые, планетарные, волновые), с параллельными осями (например, зубчатые цилиндрические одно- и многоступенчатые, червячные двухступенчатые), с пересекающимися осями (например, конические одноступенчатые), с перекрещивающимися осями (например, червячные одно- и двухступенчатые, зубчатые винтовые, гипоидные);
по расположению осей в пространстве»
с горизонтальными осями,
с вертикальной осью выходного (тихоходного) вала,
с вертикальной осью входного (быстроходного) вала,
с вертикальными осями, универсальными;
по с п о с о б у крепления:
на лапах, выполненных за одно с корпусом,
с отъемными лапами,
с фланцем со стороны выходного или входного вала.
Классифицируют редукторы и по другим признакам, например по назначению (редукторы общего назначения и специальные), областям применения (для работы в умеренном климате, тропическом, в высотных условиях и др.), быстроходности, ресурсу и т. д.
5
Цилиндрические редукторы применяют для передачи вращательного движения между параллельными или соосными валами. Эти редукторы обладают высоким КПД (0,94—0,98 в одной ступени) и значительной долговечностью: редукторы общего назначения — до 36 тыс. ч, а специальные — до 50 тыс. ч. Они могут быть использованы в быстроходных механизмах: входная частота вращения редукторов общего назначения — до 60 с-'1, а специальных, изготовленных с высокой точностью — более 200 «-1.
Цилиндрические редукторы имеют следующие диапазоны передаточных чисел: одноступенчатые 1—15 (редукторы общего назначения до 8), двухступенчатые 10—50, трехступенчатые 40—250.
Недостатками этих редукторов являются: повышенная виброактивность, которую можно несколько снизить применением косозубых и шевронных передач; большие габариты для высоких значений передаточных чисел. Цилиндрические передачи внутреннего зацепления применяют только в специальных редукторах в связи с присущими им недостатками (например, консольное расположение зубчатого колеса, необходимость в большей жесткости опор).
Конические редукторы более сложные по сравнению с цилиндрическими; применяют их для передачи вращательного движения между пересекающимися (обычно под прямым углом) валами. Их КПД несколько меньше (0,9— 0,96 в одной ступени), ниже и рабочие скорости.
Используют в основном одноступенчатые конические редукторы, многоступенчатые выполняют комбинированными (главным образом коническо-цилиндрическими). Диапазоны передаточных чисел такие же, как и у цилиндрических редукторов. Уровень виброактивности конических редукторов с прямыми зубьями несколько выше, чем соответствующих цилиндрических, а у редукторов с тангенцальными и круговыми зубьями примерно такой же, как у косозубых цилиндрических.
К недостаткам конических редукторов можно обнести большие материалоемкость и трудоемкость изготовления, чем цилиндрических, необходимость в осевых регулировках, зависимость контактных напряжений в зубьях от осевого зазора в подшипниках, наличие относительно больших подшипников на шестерне, так как она обычно имеет консольное крепление.
Планетарные редукторы еще более сложные и дорогие. В них оси нескольких колес, называемых сателлитами, закреплены на подвижной детали (водиле). Их КПД достаточно высок (0,9—0,95 в одной ступени). Такие редукторы имеют различные конструктивные исполнения в зависимости от того, какой тип передачи используется (например, зубчатые цилиндрические передачи наружного или внутреннего зацепления, конические), какое из центральных колес неподвижно, а также от других признаков (например, с раздвоенным сателлитом и т. д.).
Существенным преимуществом планетарных редукторов является малая удельная материалоемкость при достаточно большой нагрузочной способности и долговечности, что объясняется наличием многопарного зацепления (передача мощности осуществляется несколькими потоками) и, несмотря на это4 довольно высокий КПД.
Наряду с перечисленными типами редукторов находят применение ре-, дукторы со спироидными, гипоидными и волновыми передачами, сведения д которых можно найти в специальной литературе [6, 12].
Из комбинированных в качестве редукторов общего назначения используют главным образохМ коническо-цилиндрические, планетарно-зубчатые, червячно-цилиндрические и цилиндрическо-червячные. Другие типы комбинй-*’ рованных редукторов изготовляют лишь как специальные.
Червячные редукторы Цилиндрические и глобоидные) применяют при передаче движения между скрещивающимися (обычно под углом 90е) осями* Одним из существенных преимуществ червячных редукторов по сравнению с зубчатыми является возможность получить большое передаточное чис-* ло в одной ступени (до 80 в редукторах общего назначения и до нескольких сотен в специальных редукторах). Им присущи также бесшумность в работе, высокая плавность хода, самоторможение (что позволяет исключать из привода тормозные устройства), а также некоторые компоновочные преимущества, например возможность иметь двухсторонний выходной вал, 6
К недостаткам червячных редукторов следует отнести’
необходимость применения дорогих антифрикционных материалов (вьн сокооловянных и оловянно-никелевых бронз),
относительно низкий КПД.
Все вышесказанное относится как к цилиндрическим, так и к глобоидным редукторам. Однако несмотря на то что глобоидным редукторам свойствен-
1972. г.
1965г (проект)
Рис. 1.1. Циклограммы распределения (в %) редукторов общего назначения по типам передач
Редукторы: / — цилиндрические зубчатые; 2 — червячные; 3 — мотор-редукторы (всех типов); 4 — разные
ны большие нагрузочная способность и КПД по сравнению с цилиндрическими, пока они имеют ограниченное применение, так как более сложны в изготовлении и эксплуатации. Глобоидные редукторы используют главным образом в лифтах, грузоподъемных лебедках и других специальных механизмах.
Шн)
<\Я!
. г-
Щ его назначения
<?/ I
У 1
ipe^/ -й I
I —
_________;_________I_________।__I__।___।________________________ —
£15 W 55,5 65 60 160 200
[ Чердачные одноступенчатые^ |
| Чувячно-цилиндрические (цилиндрически -чердачные) Чердачные двухступенчатые
Л5а
Ун
Рис. 1.2, Кривая плотности распределения потребности в редукторах общего назначения по передаточным числам
Преимуществами червячных редукторов (цилиндрических и глобоидных) объясняется их широкое распространение в народном хозяйстве. На рис. 1.1 представлены циклограммы распределения выпуска редукторов общего назначения по типам используемых передач, а на рис. 1.2 — теоретическая кривая плотности распределения потребности в редукторах общего назначения по передаточным числам, построенная на основании анализа фактического выпуска редукторов специализированными заводами [13, 39],
7
1.2. Типы червячных редукторов и мотор-редукторов
Силовые червячные редукторы и мотор-редукторы разделяют на изделия общего назначения и специальные.
Изделия общего назначения рассчитаны для использования в наиболее распространенных отраслях народного хозяйства, в типовых режимах эксплуатации.
Важнейшими показателями и характеристиками таких редукторов являются: межосевое расстояние, допустимый уровень нагрузки, КПД, диапазон Передаточных чисел (или диапазон частот вращения выходного вала), количество исполнений по передаточным числам (или частотам вращения выходного вала) в данном диапазоне, число исполнений По вариантам сборки, расположение осей в пространстве, размеры и форма концов валов, габаритные размеры и масса.
Межосевое расстояние — важнейшая геометрическая характеристика редуктора, определяющая его нагрузочную способность.
До недавнего времени к категории редукторов общего назначения относили червячные одно- и двухступенчатые редукторы с межосевым расстоянием от 80 до 420 мм. В последнее время проведены исследования потребности в редукторах и оценка эффективности применения в народном хозяйстве тех или иных типов редукторов и мотор-редукторов. На основании результатов этих исследований разработан типаж [39], которым определен оптимальный ряд межосевых расстояний для редукторов общего назначения 40—160 мм. Все остальные редукторы (мотор-редукторы) отнесены к специальным.
Допустимый уровень нагрузки обычно задается вращающим моментом на тихоходном валу для какого-либо режима (чаще всего непрерывного при постоянном нагружении) или удельной материалоемкостью, как это сделано в ГОСТ 16162-78. Так как отдельные исполнения редуктора (как по передаточным числам, так и по схемам расположения осей в пространстве) объективно имеют различные допустимые уровни нагрузки даже для фиксированного режима, условно этот показатель относят к какому-либо конкретному исполнению. В отечественной литературе это делают, как правило, для редукторов в исполнении «червяк под колесом» при ип = 31,5.
КПД в основном зависит от передаточного числа и конструктивных параметров редуктора (подробно см. в гл. 3).
Диапазон передаточных чисел для редукторов общего назначения составляет:
Для одноступенчатых червячных 6,3—100 (в СССР 8—80),
для червячно-цилиндрических (и цилиндрическо-червячных) 50—315, для червячных двухступенчатых 100—4000 (в СССР 160—3150).
Этот диапазон может изменяться в связи с особенностями конструкции редуктора, применением унифицированного инструмента, унифицированных пар, заимствованных из выпускаемых конкретным предприятием редукторов, и т. д. Для специальных редукторов верхнюю границу допускается увеличивать вдвое.
Диапазон частот вращения тихоходного вала мотор-редукторов определяется в соответствии с диапазоном передаточных чисел редукторов, но на него накладываются ограничения, связанные с подбором электродвигателей.
Количество исполнений по передаточным числам для редукторов общего назначения составляет 10—18. В отечественных редукторах оно равно 11. Номинальные значения передаточных чисел находятся в первом ряду предпочтительных чисел, а их отклонения от номинальных значений не должны превышать 4 % для одноступенчатых (по ГОСТ 2144—76) и 8 % для двух-* ступенчатых редукторов. Количество исполнений мотор-редукторов зависит от возможности подбора электродвигателей с унифицированными фланцами и концами валов. Наиболее целесообразно изготовлять мотор-редукторы на базе одноступенчатых редукторов с однозаходпыми и в некоторых случаях с двухзаходными передачами, о чем будет сказано ниже.
Цилиндрическо-червячные редукторы почти всех исполнений могут быть выполнены в варианте мотор-редуктора. Особенно удачными по компоновке могут быть двухступенчатые червячные мотор-редукторы, так как для них требуются электродвигатели относительно небольших размеров.
8
Количество исполнений по вариантам сборки определяется ГОСТ 20373—80, но, как правило, из шести регламентированных данным стандартом исполнений редукторы и мотор-редукторы выпускают в трех-четырех исполнениях.
Редукторы исполнения «под командоаппарат» и с двухсторонним червяком изготовляют только по специальному заказу; исполнения с «полым валом», являющиеся наиболее перспективными, к сожалению, используют сравнительно мало.
По расположению осей в пространстве редукторы и мотор-редукторы общего назначения выпускают с горизонтальной или вертикальной осью червяка, специальные могут иметь любое пространственное расположение осей. Для изделий общего назначения устанавливают следующие схемы расположения:
червяк горизонтальный под колесом (условно обозначены РЧП), червяк горизонтальный над колесом (условно обозначены РЧН), червяк горизонтальный сбоку колеса (ось тихоходного вала вертикальна), червяк вертикальный, универсальные (т. с. редукторы, допускающие применение в любом из вышеперечисленных исполнений).
Редукторы общего назначения выпускают в одном каком-то исполнении (например, типа РЧП или РЧН), с ограниченной универсальностью (например, допускающие эксплуатацию в двух-трех положениях) или универсаль-. ные. В последнее время появилась тенденция изготовлять в основном универсальные редукторы и мотор-редукторы, что объясняется технологическими и организационными преимуществами (один корпус независимо от исполнения редуктора). Следует помнить, что универсальный редуктор или мотор-редуктор всегда имеет большую металлоемкость, поэтому при объемах выпуска, превышающих 10—25 тыс. шт. в год, уже целесообразно отказываться от полной универсальности, заменив се частичной, или выпускать редукторы нескольких модификаций.
Это объясняется тем, что «универсальность при изготовлении» не означает однозначно «универсальность при эксплуатации», так как практически потребитель использует агрегат почти всегда в каком-либо конкретном исполнении и призводственные затраты, связанные с обеспечением универсальности, не реализуются.
По размерам и форме валов редукторы общего назначения выпускают как с коническими, так и с цилиндрическими концами в исполнении «длинные» по СТ СЭВ 534—77. Диаметры концов валов в зависимости от передаваемого вращающего момента регламентированы СТ СЭВ 537—77, что позволяет унифицировать применяемые муфты.
Редукторы общего назначения выпускают и в исполнении «полый вал» на тихоходной ступени.
По количеству ступеней червячные и комбинированные червячными передачами (в дальнейшем именуемыми комбинированными) редукторы и мотор-редукторы изготовляют одно- и двухступенчатыми. Наибольшее распространение получили одноступенчатые редукторы, так как диапазон их передаточных чисел охватывает область наибольшей плотности вероятности распределения потребности в редукторах общего назначения (см. рис. 1.2). Однако используют и двухступенчатые редукторы: червячные двухступенчатые и комбинированные (червячно-цилиндрические или цилиндрическо-червячные). В качестве специальных редукторов кроме вышеуказанных применяют коническо-червячные или планетарно-червячные.
Обычно редукторы общего назначения выпускают уницифированными гаммами (рядами); так, в 50—60-х годах производили редукторы: РЧП (РЧП-80, РЧП-100, РЧП-120, РЧП-180, РЧП-300, РЧП-420); РЧН (РЧН-80, РЧН-100, РЧН-120, РЧН-180); РЧ (РЧ-00, РЧ-1, РЧ-2, РЧ-3, РЧ-35). Они имели неоптимальный ряд по основному параметру — межосевому расстоянию, ограниченный набор исполнений по передаточному числу (в основном трех-пяти исполнений) и не предусматривались насадные исполнения. На рис. 1.3 приведены редукторы РЧН-80, РЧН-120 и РЧП-420.
В 70-е годы выпускали редукторы серии РЧУ (РЧУ-40, РЧУ-63, РЧУ-80, РЧУ-100, РЧУ-125). Несмотря на то что ряд проектировали более «широ
9
кий» и «плотный», редукторы РЧУ-50 и РЧУ-160 не были освоены в серийном производстве. Данная серия имела геометрический ряд по межосевому расстоянию; каждый типоразмер выпускали 10—11 исполнений по передаточному числу, четырех исполнений по варианту сборки и двух исполнений по способу крепления; редукторы были универсальными по схемам расположения осей в пространстве. В них впервые в стране реализовано так называемое насадное исполнение, т. е. исполнение с полым валом. Данная серия проектировалась из расчета естественного охлаждения: малогабаритная ее часть 80 мм) — в корпусах из алюминиевого сплава, а крупногаба-
Pnct 1.3. Редуктбры: а— РЧН-80; tf— РЧН-120; в— РЧП-420
ритная — в чугунных корпусах. Редукторы РЧУ-40А и РЧУ-80А при* ведены на рис. 1.4.
В конце 70-х годов были освоены редукторы серии Ч (4-40, 4-63, 4-80, 4-100, 4-125 и 4-160), имеющие искусственное охлаждение. Малогабаритные редукторы (ашС80мм). этой серии имели полную универсальность за счет отъемных лап, а крупногабаритные — ограниченную за счет двух опорных поверхностей, отлитых заодно с корпусом (с расположением РЧН-РЧП). Редукторы 4-80 и 4-125 приведены на рис. 1.5.
В обозначениях ранее выпускавшихся червячных редукторов (как и редукторов других типов) был отра-
жен предметный принцип (см. стр. 9), например: РЧН — редуктор червячный с червяком, расположенным над колесом; РЧП — то же с червяком под колесом; РЧУ — редуктор червячный универсальный (по взаимному расположению осей); ЧДП — редуктор двухступенчатый червячный (с нижним расположе-
нием червяка тихоходной ступени).
Редукторы новых модификаций имеют следующие обозначения;
10
все одноступенчатые червячные редукторы общего назначения обозна-<ают букой Ч, а их конструктивные модификации — цифрой, стоящей перед буквой, например: 14, 24, 34 и т. д.;
все двухступенчатые червячные редукторы обозначают 42, а их кон< структивные модификации — цифрой, стоящей перед буквой, например: 142t 242, 342 и т. д.;
цилиндрическо-червячные (ЦЧ)—соответственно ЩЧ, 2ЦЧ и т. д.;
червячно-цилиндрические (ЧЦ)—соответственно 1ЧЦ, 2ЧЦ и т. д.
Рис. 1.4. Редукторы РЧУ-40А и РЧУ-60А
Рис. 1.5. Редукторы: а — 4-80; ^-4-125
Оптимальные конструктивные варианты мотор-редукторов получают на базе следующих исполнений редукторов:
одноступенчатых — при одновитковых (однозаходных) передачах, двухступенчатых цилиндрическо-червячных — при одно- и двухвитковыя
?(двухзаходных) передачах.
11
Сравнительные данные
Цилиндрические
Параметры одноступенчатые двухступенчатые
прямозубые косозубые прямозубые косозубые шевронные
Взаимное расположение осей входного и выходного валов Параллельные Параллельные или соосные
Диапазон передаточных чисел 1 — 10 1 — 15 10-40 10-50
кпд, % 94-96 94—98 86-92 89-94 | | 87-93
Долговечность Значительная Значительная
Типы применяемых подшипников ШР | ШРУ ШР | ШРУ | 1 ШРУ или РЦ
Материалы для зубчатых деталей Сталь Сталь, чугун (колеса тихоходной ступени)
Платность хода Невысокая Умеренная Умеренная
Восприятие ударных нагрузок Плохое Умеренное Умеренное
Свойство самоторможения Отсутствует Отсутствует
Уровень шума Высокий Удовлетворительный Высокий Удовлетворительный
Стоимость Очень малая Умеренная Малая Умеренная
Эксплуатационные расходы Мал ые Малые
Удельная материалоемкость Умеренная Умеренная
Условные обозначения: ШР — шарикоподшипник радиальный, ШРУ — ради ответственно роликовый конический и роликовый цилиндрический.
Примечания. 1. Данные, приведенные в таблице, относятся к редукторам общего 2. Относительные показатели (например, «очень малая», «малая», «умеренная», «весьма тельной оценки одного и того же показателя в редукторах различных типов при проч объемах выпуска и т. д.).
12
Таблица 1.1
основных типов редукторов
Конические одноступенчатые Червячн Планетарные Волновые одноступенчатые
прямозубые с круговым зубом одноступенчатые двухступенчатые одноступенчатые двухступенчатые
Пересекающиеся Перекрещивающиеся Параллельные или перекрещивающиеся Соосные Соосные
1 -10 6,3-100 100-4000 1,5—10 10-80 63-250
90-95 92-96 50—92 25-70 90-95 80-90 70-85
Ограниченная Значительная Ограниченная Значительная Значительная Ограниченная
ШРУ или РК ШРУ, РК или ШСф ШР и РЦ ШР и ШРСп
Сталь Червяк — сталь, колесо — бронза, чугун Сталь Сталь высоколегированная
Плохая Умеренная Хорошая Весьма хорошяя Умеренная Хорошая Весьма хорошая
Плохое Умеренное Хорошее Хорошее Умеренное Хорошее Умеренное
Отсутствует У одновитковых передач Гарантировано Отсутствует Ограничено Гарантировано
Высоки fl Удовлетворительный Низкий Высокий Удовлетворительный Низкий
Высокая Умеренная Высокая Весьма высокая Весьма высокая
Умеренные Умеренные Повышенные Умеренные Умеренные
Повышенная Малая Весьма малая Весьма малая Весьма малая
ально-упорный, ШРСп — специальный, ШСф — сферический, РК и РЦ— подшипник со-
Наэначения, зубчатые передачи которых выполнены по степени точности 7—8. высокая» и др.) являются лишь качественными и могут счужить только для сравни-йх равных условиях (одинаковых степени точности изготовления, уровне производства.
13
двуступенчатых червячных — при всех исполнениях по передаточным числам.
Более подробные сведения о конструктивных особенностях мотор-редук-торов приведены в параграфе 5.4.
1.3. Применение червячных редукторов и мотор-редукторов
При выборе типа редуктора для привода рабочего агрегата (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Основные технико-экономические и эксплуатационные характеристики редукторов различных типов приведены в табл. 1.1. По данным, представленным в таблице, можно выбрать в первом приближении тип требуемого для привода редуктора; окончательное решение по выбору типа редуктора и его размеров может быть принято после проведения расчетов, выполнения компоновочных схем и экономического обоснования проекта.
Области применения червячных редукторов определяются их объективными преимуществами в сравнении с другими типами редукторов, важнейшими из которых являются: широкий диапазон передаточных чисел при одних и тех же габаритных размерах, бесшумность, свойство самоторможения, относительно небольшие габариты при больших передаточных числах. Это позволяет создать в ряде случаев привод более компактный и дешевый по сравнению с приводом, имеющим зубчатый двухступенчатый или даже планетарный редуктор.
Существенным свойством червячных редукторов является практически бесшумность их в работе, что особенно важно при размещении привода в помещениях с ограниченным объемом, в которых находится обслуживающий персонал, например: в рыборазделывающих цехах сейнеров и плавбаз, на технологических транспортерах производственных цехов, в подъемниках читальных залов библиотек, в приводах звукоотражающих щитов элементов акустики киноконцертных залов, механизмах подъема занавесей, штор и декораций театральных залов, где применение большинства других типов редукторов неприемлемо.
Кроме того, малошумность иногда может иметь и побочные положительные эффекты. Так, использование червячных редукторов взамен цилиндрических в кормораздатчиках животноводческих ферм позволяет снизить уровень шума в помещении, где работают несколько десятков редукторов, а это в (вою очередь способствует повышению удойности коров и жирности молока.
Надежное самоторможение в ряде случаев позволяет исключить из привода тормоза или вспомогательные механизмы. Так, в ручных талях, лебедках, подъемниках, приводах заслонок, задвижек, ворот самоторможения червячной передачи вполне достаточно, чтобы предотвратить самопроизвольное открывание или перемещение исполнительного механизма.
Использование в цепных транспортерах червячных редукторов, имеющих исполнение «полый вал», дает значительную экономию места, поскольку пересекающееся оси и симметрично расположенный быстроходный вал позволяют разместить выполненный на базе мотор-редуктора привод под самим транспортером с креплением его на одну из опор звездочки, исключив рамные конструкции.
Применяя червячный редуктор, можно осуществить точную доводку исполнительного механизма за счет осевого перемещения червяка. Это свойство используют, например, в транспортерах литейных цехов, когда изложницу следует подать точно под разливочный ковш, а также в других транспортерах периодического действия.
Конструктивные особенности червячных редукторов допускают встраивать в их колеса предохранительные фрикционные муфты, которые исключают перегрузку и другие нежелательные побочные явления. Например, применение червячного мотор-редуктора с встроенной в колесо фрикционной муфтой в
14
приводе дверей вестибюлей закрытого типа метрополитена позволяет исключить раскрытие створок при их ударе и в то же время избежать травм при случайных попаданиях людей между створками. Некоторые сведения о червячных редукторах специального назначения приведены в гл. 5.
К существенным недостаткам червячных редукторов относятся низкий КПД и, как следствие этого, повышенная температура корпуса. В связи с этим в приводах непрерывного действия, а также в приводах, к безопасности которых предъявляются повышенные требования по температуре корпусных деталей, применять их нежелательно и допустимо только после экономического обоснования нецелесообразности использования редукторов других типов.
Глава 2
ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРОВ: ГЕОМЕТРИЯ, КИНЕМАТИКА, РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ
2.1. Виды червячных цилиндрических передач
Вид червячных цилиндрических передач определяется видом рабочей по* верхности витков червяка, которая является винтовой поверхностью постоян-» кого шага Ч Различают два основных вида таких поверхностей: линейчатые и нелинейчатые. Линейчатые винтовые поверхности образуются винтовым движением прямой линии, пелинейчатые — винтовым движением любой заданной кривой (они в отличие от линейчатых ни в одном из сечений не имеют прямых линий).
Рис. 2.1. Архимедов червяк Рис. 2.2. Эвольвснгный червя
Наибольшее распространение нашли линейчатые винтовые поверхности как наиболее технологичные в изготовлении. Применяют три вида таких поверхностей червяков: архимедова, эвольвентная и конволютная; соответствующие названия имеют и червячные передачи. Названия вышеуказанные разновидности червячных передач получили по виду кривых, получающихся в сечении витков червяка плоскостью, перпендикулярной к его оси (спираль Архимеда, классическая эвольвента окружности, удлиненная эвольвента). В соответствии с ГОСТ 18498—73 в документации их условно обозначают ZA, Z/ и ZJV.
° В некоторых специальных передачах применяют винтовые поверхности переменного шага,
15
Архимедов червяк — это цилиндрический геликоидный червяк, теоретический торцовый профиль витков которого является архимедовой спиралью (рис. 2.1).
Эвольвентный червяк — это цилиндрический геликоидный червяк, теоретический торцовый профиль витков которого является эвольвентой окружности (рис. 2.2).
Конволютный червяк — это цилиндрический геликоидный червяк, теоретический торцовый, профиль витков которого является удлиненной (или укороченной) эвольвентой. (Практически конволютные червяки изготовляют с теоретическим профилем витков, представляющим собой удлиненную эвольвенту.)
Конволютные червяки (рис. 2.3) могут иметь прямолинейный профиль витка, обозначаемый ZNI, прямолинейный нормальный профиль витка (Z^З) и прямолинейный профиль впадины (ZN2).
У червяков ZN1 прямолинейные образующие боковых поверхностей витка расположены в плоскости А-А (рис. 2.3,6), нормальной к винтовой линии,
рис. 2.3. Конволютный червяк: а — торцевое сечение; б — виды конволютных червяков: А-А — червяк вида ZN\, Б-Б— червяк вида ZN2, В-В— червяк вида ZN3
лежащей на делительном цилиндре червяка и равноотстоящей от боковых поверхностей вигка.
У червяков ZN2 прямолинейные образующие боковых поверхностей витка расположены в плоскости Б-Б (рис. 2.3,6), нормальной к винтовой линии, лежащей на делительном цилиндре червяка и равноотстоящей от боковых поверхностей впадины.
У червяков ZN3 прямолинейные образующие расположены в плоскости В-В (рис. 2.3,6), нормальной к винтовой линии, лежащей на боковой поверхности витка в сечении его делительным цилиндром.
Нелинейчатые винтовые поверхности червяков образуются инструментом конической или тороидальной формы. Различают цилиндрические, образованные конусом (ZK) и тором 1 (ZT) червяки. Червяки, образованные конусом, могут быть трех видов:
ZKI—ось его скрещивается с осью производящего конуса под углом, равным делительному углу подъема линии витка червяка;
ZK2 — ось его пересекается с осью производящего конуса под прямым углом (рис. 2.4, а);
ZK3 — ось его скрещивается с осью производящего конуса под прямым углом (рис. 2.4,6).
Червяки, образованные тором, могут быть двух видов:
Zfl—ось его скрещивается с осью производящего тора под углом, равным делительному углу подъема линии витка червяка (рис. 2.5, а);
ZT2 — ось его скрещивается с осью производящего тора под углом, при ротором одно из плоских сечений главной поверхности червяка является дугой окружности, совпадающей с образующей производящего тора (рис. 2.5, б)<
Л В некоторых литературных источи особенно иностранных, передачи с такими червяками называют выпукло-вогнуты
16
Результаты теоретических исследований [7, 17] и опыт практического использования [11] показывают, что червячные передачи ZT обладают преимуществами как по нагрузочной способности, так и по КПД по сравнению с передачами, .имеющими линейчатые пли образованные конусом червяки.
Рис. 2.4. Червяк, образованный конусом: а — варианз ZK1 ; б — вариант ZK3
Кроме рассмотренных выше червячных цилиндрических передач известен и другой вид червячных передач — глобоидные. В таких передачах не только колесо, ио и червяк имеет форму глобоида. За счет большего числа зубьев,
Рис. 2.5. Нелинейчатый червяк: а — вариант ZTt; б — вариант ZT2
Находящихся одновременно в зацеплении, и такого положения контактных линий, при котором образуется масляный клин, нагрузочная способность' их На 35—50 % выше, чем у цилиндрических передач с линейчатой винтовой Поверхностью. Однако технология изготовления таких передач значительно сложнее, чем передач с цилиндрическими червяками. Кроме того, эти пере
17
дачи сложны в монтаже, чувствительны к осевым смещениям червяка и применяются в основном в специальных редукторах. Другие особенности глобоидных передач подробно описаны в литературе [5].
В настоящее время рекомендуют выпускать червячные редукторы общего назначения с эвольвентным червяком при aw 80 мм, с образованным тором червяком при 80<а»^160 мм и с глобоидным червяком при al£.> 160 мм<
2.2. Геометрический расчет червячных цилиндрических передач
геометрические параметры передач и
Рис. 2.6. Схема червячной передачи
Фактические передаточные числа
Для изготовления червячных колес и червяков (а при серийном производстве и корпусов) требуются сложный инструмент и оборудование, поэтому их элементов стандартизованы. Так, для передач стандартизуются межосевые расстояния aw (рис. 2.6) и номинальные передаточные числа ин.
При проектировании червячных редукторов величины aw следует выбирать из следующих рядов по ГОСТ 2144—76:
1-й ряд (предпочтительный): 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500 мм;
2-й ряд: 140, 180, 225, 280, 355, 450 мм.
Этим же стандартом регламентированы и ряды номинальных передаточных чисел червячных передач: 1-й ряд (предпочтительный): 8, 10, 12,5, 16,20,25,31,5, 40, 50, 63,80;
2-й ряд: 9, 11,2, 14, 18, 22,4, 28, 35,5, 45, 56, 71.
пе должны отличаться от номинальных
более чем на 4 %.
Термины, обозначения и определения основных понятий, относящихся к геометрии и кинематике червяков, червячных колес и червячных передач, приведены в ГОСТ 18498—83.
Геометрия червяка. Важнейшими геометрическими параметрами червяка являются:
расчетный шаг pi — расстояние между ближайшими одноименными профилями, измеренное на делительном цилиндре;
ход витка р21 — расстояние между одноименными профилями одного витка, измеренное на делительном цилиндре: рг\ — p\Z{ = делительный диаметр dx.
Основное геометрическое соотношение для червяка имеет вид
tgv = pzl/(^).
(2.1)
В целях унификации зуборезного инструмента в ГОСТ 19036—81 (соответствующем СТ СЭВ 266—76) стандартизованы контуры витков исходного (определяющего стандартные размеры витков и форму главных поверхностей витков червяка) и исходного производящего (некоторого воображаемого червяка, образующего стандартные размеры зубьев и стандартную форму их главных поверхностей у обрабатываемого колеса) червяков основных видов 1« Важнейшими параметрами являются:
угол профиля 2 * * * а = 20°,
1 Данный стандарт не распространяется На делительные пары станков, передачи специального назначения и специальной конструкции, а также на передачи ZT.
2 Нормируются соответственно: ах— в осевом сечении витка червяка ZA; ап— в нор-
мальном сечении зуба рейки, сопряжений с червяком Z7; апт и anS~B нормальном се-
чении соответственно витка червяка ZN\ и впадины червяка Z.V2 (см. рис. 2.3, а);
ао — угол производящего конуса для червяков ZK (см. рис. 2.4).
18
коэффициент высоты витка h* = 2,2 (для эволь-вснтных червяков h* == 2,0+ + 0,2 cos у),
коэффициент высоты головки ha — 1,0, коэффициент расчетной толщины витка $* = 0,5л =
1,571.
Значения соответствующих размеров исходного и исходного производящего червяков получают умножением коэффициентов параметра на модуль. Для удобства геометрических расчетов введен коэффициент диаметра червяка q = djm.
В целях уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента (главным образом червячных фрез и ше-веров) ГОСТ 2144—76 регламентирует для использования в редукторах определенные сочетания т, q и Z\, выдержка из данного ГОСТа (для т 8 мм) приведена в табл. 2.1.
Таблица 2.1
Рекомендуемые для применения в редукторах сочетания значений модулей т в зависимости от коэффициента диаметра червяка q и числа его витков zt
2,0; 2,5; 3,15;
4,0; 5,0; 6,3; 8,0
1,25; 1,6
4,0 (6,0)
1,6 (3,0; 3,5; 6,0)
2,0; 2,5 (3,0; 7,0)
(1,5)
1,0 (1,5)
1,0 (1,5)
8,0; 10,0; 12,5;
16,0; 20,0
12,5; 16,0; 20,0
9,0
10,0
12,0
14,0
16,0
20,0
Примечание. Значения модулей, заключенные в скобки, а также сочетания с использованием q = 9; 12 и 11 по возможности не следует применять.
Таблица 2.2
Углы подъема витков червяка на делительном цилиндре у в зависимости от q и z^
Я Значения у при Zi, равном
1 2 зф 4
7,1 8° ОС 02" 15° 43' 55" 22° 54'21" 29° 23' 46"
7,5 7° 35'41" 14° 55' 53" 21° 48' 05" 28° 04'21"
8,0 ** 7° 07' 30" 14° 02' 10" 20° 33' 22" 26° 33' 54"
9,0 6° 20' 25" 12° 31'44" 18° 26' 06" 23° 57' 45"
10,0 ** 5° 42' 38" 11° 18' 36" 16° 41'56" 21° 48' 05"
12,0 4° 45' 49" 9° 27' 44" 14°02' 10" 18° 26' 06"
12,5** 4° 34' 26" 9° 05' 25" 13° 29' 45" 17° 44'41"
14,0 4° 05' 08" 8° 07' 48" 12° 05' 40" 15° 56' 43"
16,0 ♦* 3° 34' 35" 7° 07' 30" 10° 37' 15" 14° 02' 10"
18,0 3° 10' 47" 6° 20' 25" 9° 27' 44" 12° 31'44"
20,0 *♦ 2° 51'45" 5° 42' 38" 8° 31'51" 11° 18'36"
* Передачи ( : 2| = 3 можно использовать только i как специальные.
Предпочтительные значения.
19
Таблица 2.3
Зависимости для определения основных геометрических параметров червяка (по ГОСТ 19650—74)
Параметр Обозначение Расчетная формула или указание
Диаметр: делительный начальный основной (только для червяков ZI) вершин впадин (величина справочная) Высота витка * Угол подъема: делительный начальный основной (только для червяков ZI) ** Расчетный шаг червяка Ход витка Делительная толщина по хорде витка червяка Высота до хорды витка Размер червяка по роликам Диаметр измерительных роликов *** di dwi db da\ dfl hi V Vw Vb Pl Pzi Sai hai Mi D X X л О GFQ 5*1 04 ® II Z Ч ~ О ~ Я -<* 11 О || С/э| w а. й ‘6 СП 11 ft OTQ ^. 72? — а. ~ V + 1 “v II - ? II ? ' ; “ 11 7 11 -* v- ; ". || || § II II 1 -°--; Л 5й 3 й. 1 colt ~ S ? । + 2 -= ts 5 S н- 1 ft en. о ~ » £ 5 S’ S *2 S ~ х Р 31 &Г1 С о ~ 5 =3 X* -=’х
Примечание Значения коэффициентов высоты витка h*, высоты головки витка и толщины з приведены в ГОСТ 19036—73.
* Для практических расчетов всех видов силовых передач при т<4 мм коэффициент высоты витка можно принять равным h* = 2,2. * * Для червяков ZI, ZN\, ZN2 и ZK1 а = 20°. Для червяков ZA sin а = sin 20° cos у. * ** Рекомендуется принимать величину D равной ближайшему большему значению диаметра ролика по ГОСТ 2475—62.
20
Представленные в табл. 2.1 значения Z| нормируются для редукторов общего назначения; в специальных редукторах или передачах можно использо-
вать и другие значения zh но как правило 8.
Значения углов подъема при некоторых сочетаниях q и Zi приведены в табл. 2.2.
Основные геометрические параметры червяков даны на рис. 2.7, а формулы для их определения — в табл. 2.3 и 2.4.
Геометрия червячных колес. Особенности геометрии червячного колеса заключаются в следующем: боковые поверхности его зубьев образуются инструментом, режущие кромки которого в станочном зацеплении воспроизводят в
Л-Л
Рис. 2.7. Геометрические параметры червяков
пространстве исходный про-
изводящий червяк, соответствующий сопряженному с данным колесом рабочему червяку;
делительные цилиндры исходного производящего червяка и нарезаемого червячного колеса могут не касаться, при этом колесо образуется со сме-
щением, определяемым коэффициентом смещения червяка х (называемым в литературе, изданной до 1975 г., коэффициентом коррекции); коэффициент к ограничивается по условиям подрезания или заострения зубьев червячного
Таблица 2.4
Расчетные зависимости для определения длины нарезанной части червяка (ГОСТ 19650—74)
X Расчетные формулы при 2ь равном
1 и 2 1 1 4
-1,0 -0,5 0 +0,5 + 1,0 Ьх >(10,5 + + z,)m h>(8 + + 0,06 z2) tn bx > (H + + 0,06 z2) m h>(H + + 0,1 z2) tn frl>(12 + + 0,1 z2) tn bx >(10,5 + + zi)m &.X9.5 + + 0,09 z2) m bx >(12,5 + + 0,09 z2) tn bx >(12,5 + + 0,1 z2) tn *>(13 + + 0,1 z2) m
Примечание. При промежуточных значениях х величину bi определяют по той из формул, которая дает большее значение bi.
2£ — центральный угол на делительной окружности сопряженного с колесом червяка между точками ее пересечения с наибольшим цилиндром колеса
колеса значениями ±1 (для передач с червяками ZT значения х могут быть меньше —1).
Отсутствие подрезания и заострения зубьев приближенно можно проверить по предельпЫхМ мсжосевым расстояниям [6]:
%полр °-5 (rfal + mz2 cos2 (2‘2>
%->аостр « m (°>55г2 - °’64 ~ °-024»J + 0.5rfal, (2- 3>
гДе tg ax == tg an/cos y.
21
Основные геометрические параметры червячного колеса приведены на рис. 2.8, а формулы для их определения — в табл. 2.5.
Таблица 2.3
Зависимости для определения основных геометрических параметров червячного колеса (по ГОСТ 19650—74)
Параметр
Обозначение
Расчетная формула или указание
Число зубьев Коэффициент смещения червяка Диаметр: делительный вершин
наибольший
впадин (величина для справок)
Ширина венца
Z2 X
^2 dal
daw df2 ^2
z2 = uzi (см. примечания 1 и 3) х = aw!m — 0,5 (z2 + q)
d2 = mz2
rfa2 = d2 + 2 (йа + х)
Лам < Ла > + \ 21 -Г &
лf2 = Ла2 - 2h*am
b2^0,75da\ при 21^3 b2^0,67da) при 21=4 (см. примечание 4)
Примечания. 1. Число зубьев червячного колеса округляется до ближайшего Целого числа.
2. Число зубьев червячного колеса рекомендуется выбирать в пределах 30—84 для редукторов общего назначения и 24—120 для специальных редукторов и передач.
3. При z\ > 2 значение z2 не рекомендуется принимать кратным £|.
4. Ширину колеса следует выбирать такой, чтобы условный угол обхвата 20, определяющий минимальную длину контактных линий, был около 100°.
Способы определения размеров поля зацепления и длин контактных линий В различных фазах зацепления приведены в специальной литературе [1, 15, 16].
Кроме передач со стандартными (по ГОСТ 19036—73) параметрами исходного и исходного производящего червяков в специальных редукторах и передачах применяют передачи с нестандартными параметрами. Например, в передачах с а 15° уменьшается нормальное усилие в контакте по сравнению со стандартной передачей за счет как уменьшения угла профиля, так и увеличения коэффициента перекрытия [см. формулу (2.6)]. Для повышения износостойкости можно применять передачи, у которых Sai < 0,5pi, например, при Sai «= (0,37 4- 0,43)pi в зависимости от передаточного числа редуктора, что позволяет повысить износостойкость на 40—60 %*.
В некоторых случаях можно изменять и другие геометрические пара* метры исходного и исходного производящего червяков, например коэффициент высоты головки ha, коэффициент высоты витка /г* и др.
2.3. Кинематика червячных передач
Передаточное отношение. Для червячной передачи оно определяется ис«< ходя из условия, что за один оборот червяка колесо перемещается на вели-ч чипу, соответствующую его ходу, т. е. j
„ = tt7w2 = ni/„2ra _^_=2яД_£^_) =2яД_™_)=г2/гь
(2.4)
22
Скорость скольжения. Из рис. 2.9 следует, что f i — й2 + ?i2. Это позво» ляет получить зависимость для передаточного числа из плана скоростей с
учетом того, что &2/&1 = tg yi и = (0^(02 '
№
Рис. 2.9. План скоростей в червячном зацеплении
— tg = tg y) = z2/zi.
Модуль относительной скорости |ui2| называют скоростью скольжения витков червяка вдоль зубьев колеса (в дальнейшем для краткости принято— скорость скольжения), которая в точках, лежащих на делительном цилиндре червяка, определяется по следующей зависимости:
vs = 4/1^1/(318 cos у). (2.5)
Коэффициент перекрытия. Коэффициентом перекрытия называется отношение угла перекры
тия (т. е. угла поворота колеса передачи от положения входа зуба в зацеп-лспие до выхода его из зацепления) к угловому шагу. Обычно он определяется в средней плоскости как отношение рабочего участка линии зацепления к основному шагу. Формула для определения имеет вид [42]
V(0,5 dgi)2 — (0,5 d2 cos а)2 — 0,5 d2 sin а + (ha — x/?z)/sin а лгп cos а
0,5z2 + 1 + x \2 л cos а /
( z2 Y z2 t . 2 ha-x ,2 6)
I — I-------to- а 4---------. '
\ 2л J 2л ° Л sin 2а
Данная зависимость выведена для червяков Z4, но с достаточной для практических целей точностью ее можно применять для других видов червяков (кроме червяков ZT).
Для передач со стандартными параметрами при а == 20® зависимость может быть записана в виде
es = V[0.17 (z2 + х) + 0,34]2 - (0,16z2)2 - 0,058z2 + 1,01 (1 - х). (2.7)
Для передач с углом профиля а = 15° она примет вид
ef = V[0,165 (z2 + х) + 0,33]2 - (ОДбг'г)2- 0,043z2 + 1,273 (1 - х). (2.8)
2.4. Расчеты на прочность
2.4.1. Режимы работы червячных редукторов
В зависимости от продолжительности работы, характера приложения нагрузки и направления передачи мощности имеются несколько режимов работы червячных редукторов.
По продолжительности различают режимы длительной работы и режимы с частыми пусками и остановками. Известны длительные 2-, 8-. 10-, 12- и 24-часовые непрерывные режимы (см., например, ГОСТ 16162—78 и 13563—68). Режимы с частыми пусками и остановками включают так называемые повторно-кратковременные режимы [по терминологии, принятой в электротехнической промышленности (ГОСТ 183—74) и в подъемно-транспортном машиностроении, различают повторно-кратковременные режимы с продолжительностью включения (ПВ) 15, 25, 40 и 60 %, обозначаемые соответственно ПВ-15, ПВ-25, ПВ-40, ПВ-60], а также другие непериодические кратковременные режимы этого вида.
23
Считают [7], что червяч-пые редукторы должны работать в кратковременных режимах, поскольку они имеют относительно низкий (по сравнению с зубчатыми) КПД. Однако существует значительное число приводных устройств, где оправдано применение червячных редукторов в длительных режимах. Окончательное решение о целесообразности их работы в таких режимах должно быть принято на основании сравнения суммарных условногодовых затрат по созданию и эксплуатации привода на базе того или иного типа редуктора, например, по методике, изложенной в параграфе 9.1.
По характеру приложения нагрузки различают режимы с постоянной нагрузкой (когда значение ее изменяется плавно в пределах, не превышающих 20 % номинальной), с переменной нагрузкой (когда нагрузка изменяется более чем на 20 %) и с ударной (пиковой) нагрузкой.
По направлению передачи мощности, особенно при рассмотрении динамических процессов и КПД, различают два вида режимов работы:
режим работы, когда вращающий момент (и движение) передается от червяка колесу, называемый обычно двигательным режимом, режимом прямого хода или режимом прямого потока мощности;
режим работы, когда вращающий момент (и движение) передается от колеса червяку, называемый обратным режимом, тормозным или режимом обратного потока мощности.
По характеру работы во втором режиме червячные передачи делятся на несамотормозящиеся, т. е. такие, в которых возможна передача движения от колеса червяку под действием определенного момента, и на самотормозя-щиеся, т. е. такие, в которых поворот червяка от колеса невозможен. Движение возможно, когда вращающий момент приложен одновременно как к колесу, так и к червяку. Такой режим для самотормозящихся передач называют режимом оттормаживания, а для иссамотормозящихся — инверсным тяговым [7].
2.4.2. Критерии нагрузочной способности червячных редукторов
Одним из основных технических показателей редукторов является допустимый уровень нагрузки (допускаемый вращающий момент на тихоходном валу) при расчетной долговечности, определяемый во многом возможностями червячной передачи. Данный показатель зависит от материалов червячной пары и, кроме того, от таких геометрических параметров передачи, как форма и расположение контактных линий, размеры поля зацепления, радиусы кривизны рабочих профилей (при этом следует учитывать, что радиусы кривизны оказывают большее влияние, чем абсолютные размеры поля передачи).
Критериями, определяющими работоспособность червячной передачи редуктора, являются: износостойкость рабочих поверхностей зубьев, изломная (изгибная) прочность зубьев. Данные критерии относятся главным образом к зубьям червячного колеса, но в отдельных случаях (например, в динамических режимах для стандартизованных передач, а также в других режимах для специальных передач или передач из специальных материалов) — и к виткам червяка.
Износостойкость определяется сопротивлением изнашиванию, которое в зависимости от характера протекающих процессов может быть механическим, молекулярно-механическим и коррозионно-механическим (терминология согласно ГОСТ 16429—70).
В червячных передачах основными видами разрушения рабочих поверх* костей зубьев являются:
контактные разрушения в виде усталостного выкрашивания (питтинга) Для высокооловянных бронз или заедания (намазывания, задиров) для без-бловянных высокопрочных бронз; i
механическое (абразивное) изнашивание.
Применительно к червячным передачам по видам расчетных зависимостей' различают следующие виды изнашивания* усталостное, проявляющееся - лрня заедании, абразивное,
24
Усталостное изнашивание (питтинг, выкрашивание) — это процесс разрушения поверхностного слоя рабочих поверхностей зубьев колеса, который происходит в результате возникновения и развития мнкротрещип, вызванных многократным действием циклов контактных напряжений (многократным деформированием микрообъемов).
Заедание — это процесс возникновения и развития повреждений рабочих поверхностей зубьев колеса вследствие так называемого схватывания, т. е. контакта металлических поверхностей при больших Оя, когда разрушаются защитные пленки, а местные удельные давления в контакте достигают значений, при которых приходят в действие силы молекулярного сцепления.
Слабым проявлением заедания является малоинтенсивный перенос металла с одной поверхности (зуба колеса) на другую (виток червяка), так называемое намазывание. Интенсивность изнашивания при этом мала, во оно может привести к весьма опасной форме изнашивания — задиру, т. е. к повреждениям в виде рисок (борозд) глубиной 100—200 мкм, направленных коллинеарно вектору скорости относительного движения.
Данные виды разрушения зависят от характеристик материалов червячного колеса и червяка, вращающего момента на колесе, частоты вращения червяка, шероховатости поверхностей колеса и червяка и твердости витков последнего, от характеристик применяемой смазки.
Усталостное выкрашивание и заедание определяют нагрузочную способность червячных передач, как правило, при средних уровнях контактных напряжений и долговечности 4000—8000 ч либо при высоких уровнях напряжений и меньших значениях долговечности.
Абразивное изнашивание — это процесс, при котором с поверхностей снимается слой материала в виде мелкой стружки, что приводит к постепенному утонению зуба колеса и к уменьшению его изгибной прочности. Данный вид изнашивания обусловлен: износостойкостью материала зубьев, сортом масла (смазки), частотой вращения быстроходного вала, нагруженностью передачи (моментом Л), режимом работы (главным образом числом включений)^
Изгибная прочность определяется сопротивлением поломкам, которые могут происходить в результате дефектов изготовления (например, при наличии раковин в зубьях колеса, неравномерной твердости при закалке витков червяка или перекалке ножки витка) либо из-за уменьшения прочности зубьев колеса вследствие износа. Изгибная прочность зависит в основном от материалов зубьев колеса и червяка, режима работы передачи и числа зубьев колеса (или модуля).
Данный вид разрушения проявляется главным образом при нестационарных режимах, характеризующихся большой частотой включений, при значительных перегрузках, а также в непрерывных режимах для исполнений с ип 50. Изгибная прочность может лимитировать нагрузочную способность передач на низких частотах вращения червяка, например, при ручном приводе или во второй ступени двухступенчатого червячного редуктора.
Существует также ряд параметров, которые определяют нагрузочную способность редуктора в целом:
«термическая мощность», т. е. нагрузка, предельно допустимая по температуре масла или корпуса;
допустимый прогиб червяка;
допустимый радиальный зазор (люфт) в зацеплении (например, для ре* дукторов ответственных подъемников и лифтов).
2 4.3. Усилия, действующие в зацеплении
При нагружении червячной передачи (редуктора) номинальным вращающим моментом Т2п в точке контакта витков червяка и зубьев колеса возникают две силы: нормальная, т. е. перпендикулярная поверхности зубьев, в точке контакта, и касательная — сила трения, направленная вдоль мгновенной контактной линии.
Полное усилие в точках контакта зубьев F равно алгебраической сумме всех удельных нагрузок qi, действующих на i-м участке линии контакта Длиной Д/, т. е. F = qi Эта сила является векторной суммой нормаль-
29
ной и касательной составляющих усилия. Так как зацепление червячной пары может быть многопарным (все время либо в некоторые моменты), то определить реально действующие в отдельных точках контакта нагрузки очень сложно, поэтому в расчет принимают некоторую условную силу. При определении реакций в опорах, для расчета валов и подшипников, а также в не< которых других случаях общая нагрузка, действующая на зубья колеса и витки червяка, заменяется тремя составляющими условной силы, приложенной в точке контакта делительных цилиндров червяка и червячного колеса (в его средней плоскости). При этом вводят следующие обозначения (рис. 2.10):
Ft2— окружная составляющая на колесе, равная осевой составляющей на
червяке,
^2 = Fal=2r2/J2; (2.9)
F а2— осевая составляющая на колесе, равная окружной составляющей на червяке,
Fa2 = = 2Г1/</1 = Ft2 tg (у + ц);
(2.10)
Fr — радиальная составляющая как для червяка, так и для колеса, таким образом направленная, что она стремится увеличить межоссвое расстояние передачи,
Fri = Fr2 = F/2tga. (2.11)
Рис. 2.10. Усилия, действующие в за-\ пеплении червячной передачи
При необходимости можно найти и полное усилие в зацеплении:
^ = 7^2+^ + ^2-
(2.12)
2.4.4. Коэффициент нагрузки
При выводе зависимостей (2.2)—(2.11) предполагается, что нагрузка во всех фазах зацепления остается одинаковой и равномерно распределяется по всем контактирующим поверхностям. В действительности из-за деформации деталей червячной передачи, неточности их изготовления и сборки происходит неравномерное распределение передаваемой нагрузки по контактным линиям, а также общее ее возрастание вследствие возникновения динамических усилий в зацеплении. В связи с этим расчет передачи следует вести для тех участков зубьев, где концентрация нагрузки наибольшая, и учитывать динамическую добавку.
Расчетное номинальное значение нагрузки получают, умножая номинальную нагрузку (за которую можно принять либо окружное усилие Ft2, либо полное F3au) на коэффициент нагрузки 1 К нг, который является произведением двух коэффициентов: концентрации нагрузки Ккц и качества Ккач, т. е. КНГ =j .= КкцКкач-
При расчете рабочих поверхностей зубьев червячного колеса на выносливость по контактным напряжениям или на заедание, а также при расчете зубьев на выносливость по напряжениям изгиба за номинальную нагрузку принимается наибольшая из длительно действующих нагрузок. Кратковре
* Кроме коэффициента нагрузки при расчетах на контактную прочность и износ вводят коэффициент режима зависящий от типа привода и продолжительности работы, ные'значе^иякоэффнцнента раскрыт в параграфе 2.4.5, там же приведены его числен*
26
менные пиковые нагрузки (перегрузки) при этом можно не учитывать [42] Так, можно не учитывать двукратные перёгрузки, возникающие во время пу ска редуктора, перегрузки, действующие периодически, но нс превышающи 10 % номинальной нагрузки, и др.
Дополнительные сведения о допускаемых перегрузках и допускаемых на пряжениях при кратковременных перегрузках приведены в специальной ли тературе [7, 42 и др.].
Коэффициент концентрации нагрузки определяется деформациями дета лей червячной передачи, которые вызывают неравномерное распределена нагрузки по контактным линиям и ухудшение условий работы зацепления Хотя усилия, возникающие во время работы червячной передачи, дефор мируют в той или иной степени многие ее детали, нарушение правильно) работы зацепления и концентрацию нагрузки на зубьях червячного колеса слс дует отнести почти целиком за счет деформации червячного вала, а такж подшипников червяка и червячного колеса.
Коэффициент концентрации рассчитывают по зависимости [42]
*КЦ = *кц (1 - ^ср/Тг тах) + Т2 ср/Г2 тах, (2.13
где — начальный коэффициент концентрации нагрузки; Т2ср— средни! (по времени) вращающий момент; 7*2 max — максимальный (из учитываемых вращающий момент.
Начальный коэффициент концентрации нагрузки определяют по зависи мости 1 [12, 42]
Л’кц=1 + (г2Ю3. (2.14
где Kf — коэффициент деформации червяка, значения которого при различны: q и для передач с а = 20°, углом обхвата 20 = 100° (см. рис. 2.8) 1 расстоянием между опорами червяка /п = 0,9d2 приведены в табл. 2.6[42]
Таблица 2.1
Коэффициент деформации червяка Ку
Если необходимо вычислить величину Kf для других значений q, то мож но воспользоваться следующей зависимостью [42]:
3 _________
Kt = д х / д + 0*4 (о is
0,1942 у q sin у
Если базовое расстояние 1п между опорами червяка существенно отли чается от 0,9 rf2, то в формуле (2.14) взамен Kf следует подставит! Лг 0,9 Оп.
Ориентировочные значения К°ц приведены в табл. 2.7.
Коэффициент качества учитывает дефекты, возникающие вследствие не точностей изготовления и сборки передачи, например: уменьшение длит
3 При расчете передач силовых редукторов, выполненных в корпусах из алюминиевы: сплавов и работающих при температуре масла, превышающей 70 °C, значения следует увеличить на 30—50 % по сравнению с рассчитанными по зависимости (2.И) если передача предварительно не приработана под нагрузкой.
Таблица 2.7
Ориентировочные значения при 2t = I
Значения К® при q, равном
7 8 9 ю 11 12 13
30 1,12 1,05 1,03 1,02 1,01 1,00 1,00
40 1,28 1,12 1,04 1,03 1,02 1,01 1,00
50 1,55 1,25 1,13 1,07 . 1,05 1,03 1,02
63 2,10 1,50 1,25 1,15 1,09 1,06 1,04
80 3,30 2,00 1,52 1,29 1,19 1.12 1,08
Примечания, 1. Для передач с г^>1 данное значение К° следует увеличить:
2. Исполнения, имеющие К° >1,3, в силовых передачах и редукторах применять
не рекомендуется.
контактных линий (неполноту пятна контакта), кинематическую и циклическую погрешности. Значения этого коэффициента представлены в табл. 2.8 [42].
Таблица 2.8
Коэффициент качества Ккач
Степень точности по ГОСТ 3675-81 Значение Ккач при скорости скольжения м/с
до 1.5 1,5-3 3-7,5 7.5-12
6 1 1,1
7 1 1 1,1 1,2
8 1-1,1 1,1-1,2 1,2-1,3 —
9 1,2-1,3 — — —
Примечание. Для степеней точности 8 и 9 меныпее из двух значений Ккач принимают в случае работы при средних и низких (для данного диапазона) скоростях скольжения, а также тогда, когда предусмотрены меры по увеличению пятна контакта путем приработки передачи.
2.4.5. Расчет рабочих поверхностей зубьев червячных колес на контактную прочность
Расчет зубьев червячного колеса на контактную усталостную прочность основан на применении с теми или иными допущениями зависимости Герца, полученной из решения контактной задачи теории упругости при касании двух цилиндров по общей образующей. Эта зависимость имеет вид
УУ = 0,418 д/^Епр/рпр, (2.16)
где q = Fn/l* — удельная нормальная нагрузка, т. е. средняя нагрузка па единицу суммарной длины I* контактных линий.
28
Данную вависимоеть для практических расчетов используют в виде 1 [42]
• __ 1,47
= 22/(<7 + 2х)
2 экв^пр^Снг /<7 + 2х +
HP*
(2.17)
Зависимость (2.17) получена при средних значениях некоторых величин: коэффициенте Пуассона vnc = 0,3, угле профиля а = 20°, угле .подъема витка у = 15°, z2 = 30 и др.
Пользуясь зависимостью (2.17), следует иметь в виду, что применение се к расчету червячных передач условно, так как при ее выводе предполагалось следующее:
контакт происходит в статических условиях;
сжимающая сила нормальна к площадке контакта, т. е. на поверхности цилиндров отсутствуют касательные напряжения;
смазка отсутствует;
цилиндры имеют бесконечную длину;
сжимающие тела (цилиндры) изготовлены из идеально упругого и однородного материала;
напряжения на рабочих поверхностях и приведенные радиусы кривизны в любой точке контакта лишь незначительно отличаются от значений их в расчетных точках.
Как известно, пи одно из вышеперечисленных допущений в реальной червячной передаче не выполняется, поэтому зависимость (2.17) может быть использована лишь при обоснованных и проверенных опытОхМ допускаемых напряжениях.
Предлагаем зависимость несколько видоизмененную, удобную для табличных или номограммных расчетов.
Зависимость для определения нагрузочной способности червячных передач по контактной прочности при варьировании геометрических параметров и материалов червячной пары имеет вид2
Т2 = (0,68о’у7р)“' awf (z2/q) kz Лу£и#мат/Кр/С11Г, (2.18)
где f (ггА) = z2 (<7 + 2x)/(z2 + Я + 2х)3 некоторая функция геометрических параметров передачи при фиксированном межосевом расстоянии aw и передаточном числе и\ kZ2 ~ 1—0,01 (z2/30)2 — коэффициент, учитывающий влияние числа зубьев колеса г2; ky ~ [1 + (zj / ?)2]~°’7,)~ коэффициент, учитывающий влияние угла подъема витка червяка у; значения \/ky приведены в табл. 2.9; ka« cosa/cos 20° — коэффициент, учитывающий влияние угла профиля червяка, в частности увеличение расчетного коэффициента перекрытия, снижение нормального усилия на зуб и приведенного радиуса кривизны при уменьшении угла а: А\1ат = 1О4/ЕПР— коэффициент, учитывающий влияние сочетания материалов червячной пары; так, для колес из высокооловяппых бронз &мат = 0,95, а для колес из оловяпно-никелевых и железистых бронз или чугуна k мат — 0, 86 (при работе их в паре со стальными закаленными червяками).
Ниже приведены значения коэффициента kz2.
z2 30 40
k22 0,99 0,98
50 63 80 100
0,97 0,96 0,93 0,89
Коэффициент режима учитывает влияние типа привода, продолжительности работы редуктора и характера нагрузки. Это вызвано тем>, что контактная прочность и в особенности износостойкость существенно зависят от внешних воздействий на передачу редуктора.
а Здесь и далее некоторые зависимости, заимствованные из источников, изданных до введения системы единиц СИ, по обозначениям и некоторым коэффициентам- могут отличаться от приведенных в источнике, на который дана ссылка.
s Для передач вида ZT значение Т2 ориентировочно можно повысить на 10—50 % 9 зависимости от скорости скольжения (меньшие значения ирио^ — 1 4- 1,5 м/с, большие при ^“5 + 6 м/с). Более подробно об этом см. в работах [И, 42].
29
Долговечность редукторов общего назначения рассчитывают, как правило, на ресурс около 20 тыс. ч для непрерывных режимов и на срок службы около пяти лет для других режимов. В допускаемых напряжениях недоста-
Таблица 2.9
Коэффициент
2! Значения 1/6^ при q, равном
8 10 12,5 16 20
1 1,01 1,01 1,00 1,00 1,00
2 1,05 1,03 1,02 1,01 1,00
4 1,18 1,12 1,08 1,05 1,03
Применяемая в настоящее время по форме существенно отличается от
точно учитывать только количество циклов напряжений, поэтому расчетным путем, а чаще экспериментально определяют допустимый уровень нагрузки передачи при некотором расчетном режиме (чаще всего непрерывном 8- или 12-часовом при постоянной нагрузке и вращении от электродвигателя общего назначения). Соответствующие этой нагрузке допускаемые напряжения принимают и для других режимов, а допускаемый на этих режимах вращающий момент определяют, вводя коэффициент режима (табл. 2.10).
расчетная зависимость (2.17) или (2.18) стандартизованной для зубчатых пере-
Таблица 2.10
Коэффициент режима Кр в зависимости от типа привода и режима работы
Тип приводного двигателя Продолжительность работы в день, ч Значения Ар при нагрузке (по данным AGMA)
постоянной пульсирующей ударной
Электродвигатель (при редких пусках) 0,5 2 10 24 0,5 2 10 24 0,5 2 10 24 0,80 0,90 1,00 1,25 0,90 1,00 1,25 1,50 1,00 1,25 1,50 1,75 0,90 1,00 1,25 1,50 1,00 1,25 1,50 1,75 1,25 1,50 1,75 2,00 1,00 1,25 1,50 1,75 1,25 1,50 1,75 2,00 1,50 1,75 2,00 2,25
Электродвигатель (при частых пусках и остановках), многоцилиндровый двигатель внутреннего сгорания
Одноцилиндровый двигатель внутреннего сгорания
дач (ГОСТ 21354—75). Методика, разработанная ВНИИредуктором, в которой вид расчетных зависимостей соответствует ГОСТ 21354—75, приведена в работе [25].
2.4.6. Расчет червячной передачи из условий отсутствия заедания
Одним из критериев разрушения рабочих поверхностей зубьев червячного колеса, выполненного главным образом из безоловянных бронз, а также латуней и других материалов, является заедание (см. параграф 2.4.1).
Как показали в своих исследованиях В. В. Шульц и его ученики, этот вид разрушения связан с разрушением масляной пленки в зоне контакта и С нарушением в ней нормального режима трения, Как правило, заедание
30
лимитирует нагрузочную способность редукторов в режимах ПВ, где трение носит граничный характер.
Ниже изложена методика расчета на заедание, предложенная В. В. Шульцем [25], в основу которой положен так называемый критерий Блока, представляющий температуру в зоне контакта как сумму объемной температуры Ом масла в картере и мгновенной температуры Ок в зоне контакта. Эта температура не должна превышать некоторого критического значения температуры Окр, так называемую температуру вспышки. Таким образом, основная расчетная зависимость имеет вид
OS = *m + Ok<%,
где Ом в первом приближении можно определить из зависимости (3.32), приняв температуру масла равной температуре член равным нулю;
неохлаждаемой стенки, а второй
60/11 Fzntgpnp
А1 + Л-2 0,022^
ит л/2д
Л2
(2.19)
2bcyV
ihnax Ъ.О 2,6 2,6 гл 2,2 2,0 1,6
0,Z 0,4 0,0
Ohp — критическая температура, °C (определяется свойствами масла);
Fin. = 27'2ном/^2 cos у cos ап;
F2n— значение нормальной силы в зацепле> нии; рПр = 0,016 In + 0,059 — угол трения в зацеплении (для практических расчетов он может быть определен по табл. 3.2); и Х2 — коэффициенты тепло-
проводности материала червяка и венца колеса, Вт/(м-°С); Фтах— максимальная безразмерная температура вспышки, определяемая по рис. 2.11; скудельная теплоемкость материала венца колеса, Дж/(кг-°С); 2Ь— ширина площадки контакта, м,
О'
Рис. 2.11. Максимальная безразмерная температура вспышки
2Ь 4 2рrlpf 2п/mi
min минимальная суммарная длина контактных линий
£S min = 4m V? + I — 2,8x;
pnp— рассчитывают по формулам:
для червяков вида Z4
Pnp = d2 sin an/2 cos2 yw,
для червяков вида Z/
Pnp = d2 sin Уь/2 cos yw'
ZM — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов червячной пары, МПа0'5,
-Обозначения остальных величин, входящих в зависимость (2.19), те же, что и в основном тексте. Все линейные величины, входящие в зависимость (2.19), даны в метрах.
31
При проверочном расчете допускаемую нагрузку по заеданию Tl"4 можно определить по зависимости
г,.д= , (2 20)
где k оп—коэффициент перехода от температуры на поверхности трения к температуре масляной ванны (до получения надежных экспериментальных данных принимают &#п=. 1); А — коэффициент, рассчитываемый из выражения л 2«,Ч<Ч»-1>
«ЬК^.ВГ(1 + П
А?ОК — коэффициент теплопередачи материала корпуса редуктора, Вт/(м-°С); его значения могут быть приняты по табл. 3.8; К* в— коэффициент, учитывающий продолжительность включения; его значения приведены ниже.
ПВ, % ЮО 60 40 25
/<п.в 1,0 !»5 2,2 2,6
Обозначения остальных величин, входящих в зависимость (2.21), те же, что и в зависимости (3.31).
Коэффициент В определяют из выражения О'тах ЗОзт
0,022аа,
ит л/Ъд
Л2
——. (2.22) 26сри
2 tg ЦпрЯ1 • 60 d2 cos у cos an (Xi + Л2)
2.4.7. Расчет червячной передачи на износ
В настоящее время ни в отечественной, ни в зарубежной литературе пет строгих зависимостей, по которым можно рассчитать червячные передачи на износ. Имеются лишь некоторые эмпирические зависимости [34].
Известны [5] также попытки создать методику расчета передач на износ по скорости износа, где долговечность определяется по следующей формуле:
Lh = A/vu„ (2.23)
w
где А — допустимое поле износа, которое может быть ограничено заострением зубьев колеса, изгибной прочностью или допустимым радиальным зазором (люфтом) в передаче, мм; vw — скорость износа, зависящая от удельной нагрузки, например от T2law, передаточного числа и, сочетания материалов пары, свойств смазок, мм/ч.
Однако на практике ни одну из известных методик не применяют. Расчет передач на долговечность ведется по зависимостям для контактной прочности при экспериментально проверенных допускаемых напряжениях.
2.4.8. Расчет зубьев червячного колеса на изгиб
На изгиб рассчитывают обычно только зубья червячного колеса, так как витки червяка по геометрическим параметрам и применяемым материалам намного прочнее зубьев колеса.
В отдельных случаях, главным образом в специальных редукторах, когда червяк изготовляют из чугуна, титановых сплавов, а также в передачах с нестандартной геометрией необходимо выполнять расчет витков червяка на изгиб.
Определить напряжения изгиба в зубьях червячного колеса из-за переменности формы зубьев по их длине, искривленного основания зуба и наклон* 32
пйгб положения контактной линии весьма сложно, вследствие чего прибегают пока к приближенному способу: используют зависимость, применяемую npt расчете косозубых цилиндрических колес, которая после внесения в нее соот^ встствующи* поправок обеспечивает удовлетворительную для практики точ* ность.
Эта зависимость после преобразования се для зуба червячного колеса имеет вид [42]
aF= 11,8- WT2ku/qz2mzY ^gfp, (2.24>
Таблица 2. 11
Коэффициент формы зуба У [42]
Коэффициент смещения червяка X Значения Y при числе зубьев колеса 2.-, равном
31 40 50 63 80 100
-1 0 + 1 0,370 0,484 0,378 0,463 0,237 0,380 0,451 0,276 0,380 0,444 0,306 0,379 0,426 0,324 0,378 0,416
где k„ — коэффициент, учитывающий увеличение напряжений вследствие износу зубьев (для передач, рассчитываемых на ресурс свыше 10 тыс. ч, kn = 1,25; для передач с меньшим ресурсом /?н = 1 -4-4,25); Y — коэффициент формы зуба, который следует выбирать по табл. 2.11 в зависимо- Таблица 2. И
сти от эквивалентного числа „ . . . - ,, ГЛо1 !
зубьев (z2, = z2/cos3Y). Коэффициент формы зуба У (42] i
Если межосевое расстояние
И другие геометрические пара- Коэф- Значения У при числе зубьев колеса
метры известны из предвари- ^’ент **’ равном
тельного проектировочного рас- сме- ' ’
чета, то зависимость (2.24) мож- щения по представить в форме, удоб- jjep-* 31 40 50 63 80 100
пой для определения модуля: пх
т 22,7 'у/T2kulqz2Yo Fp.
(2.25) —1 - - 0,237 0,276 0,306 0,324
0 0,370 0,378 0,380 0,380 0,379 0,378
Из геометрических пара- -f-1 о,484 0,463 0,451 0,444 0,426 0,416
метров наибольшее влияние на изгибную прочность зубьев ко- ~
леса червячной передачи оказывает число зубьев колеса. Так, при фиксированном межосевом расстоянии наибольшей изгибной прочностью обладают исполнения, в которых z2 = 27 -н 4-35. Для нормализованных редукторов это соответствует исполнениям син=1 = 8, 16 и 31,5, в которых реализуется наибольший модуль, а зубья имс^т, наибольшее сечение. Делительный угол подъема у незначительно влияет ца изгибную прочность. Заметное влияние на изгибную прочность (и жесткость)1 специальных редукторов и передач могут оказать коэффициент высоты вит» ка h*t коэффициент высоты головки ha и угол профиля а.
2.5. Материалы для изготовления червяков и червячных колес
2.5.1. Червяки
Для изготовления червяков применяют в основном различные сорта угле* родистой и легированной стали в зависимости от значения и характера из* менения нагрузки на редуктор, размеров червяка и его термообработки.
В редких случаях червяки изготовляют из чугунов СЧ18 или СЧ20, а Для специальных целей, например для работы в морской воде, — из титано* вых сплавов или других коррозионно-стойких материалов.
В зависимости от вида термообработки стали, используемые для червя* ков, можно разделить на нетермообрабатываемые (группа I), улучшаемые (группа II), поверхностно-закаливаемые (без какой-либо другой термической или химико-термической обработки) (группа III), цементируемые и зака» ливаемые ТВЧ (группа IV), подвергаемые специальным видам поверх4, постной обработки (хромированные, азотированные, борированные и др.) .(группа V).
Некоторые марки применяемых материалов приведены в табл. 2.12.
2 Зак. 613
3ft
Таблица 2.12
Характеристики материалов, применяемых для изготовления червяков
Группа Материал Допускаемые напряжения изгиба 0//F’ МПа Твердость рабочих поверхностей витков HRC3
Чугуны СЧ 18, СЧ 20 50-80
т Стали Ст5, 35, 45 90-160
1 Специальные материалы и сплавы * — —
II Стали 40Х, 45Х, 40ХН, 38ХГН 290-410 30-38
III Стали 45, 40Х, 45Х, 40ХН 190-225 48-54 '
IV Стали 20, 15Х, 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ (с цементацией) 190-250 57-64
V Сталь 30Х2М1ЮА (с азотированием) 250 62-66
* В некоторых случаях, например для работы в морской воде, применяют титановые червяки.
2.5.2. Венцы червячных колес
Венцы червячных колес рекомендуется изготовлять из материалов, обладающих хорошими антифрикционными и антизадирными свойствами. К таким материалам относятся бронзы, латуни, чугуны, композиционные металлокерамические материалы, пластмассы, некоторые виды древеснослоистых пластиков.
Материалы, применяемые для венцов червячных колес, можно условно разделить на пять групп.
Группа I. Высокооловянные (6—10 % Sn) бронзы, содержащие кроме олова в качестве основных компонентов фосфор, свинец, цинк, никель, а в отдельных случаях и сурьму, обладают низкой прочностью (сгв 310 МПа), но хорошими антизадирными свойствами. Их применение вследствие дефицитности и высокой стоимости олова ограничивается ответственными и быстроходными передачами (us > 15 м/с [42]).
Особенностью материалов этой группы является так называемое мягкое заедание даже при работе передачи со значительными перегрузками, характеризуемое тем, что протекает оно в виде повышенного износа, а не задира (или намазывания бронзы на червяк).
Группа II. Состав этих бронз соответствует составу бронз группы I, но в связи с меньшим содержанием в них олова (3—6 % Sn) антизадирные свойства этих бронз хуже, чем бронз группы I, особенно при высоких скоростях скольжения.
Группа III. Безоловянные бронзы и латуни широко используют как заменители оловянной бронзы при скоростях скольжения vs < 5 м/с. Лучшими антизадирными свойствами обладают хорошо прирабатывающиеся (в паре с закаленным и шлифованным червяком) бронзы и латуни с невысокой прочностью (ав = 300 4- 350 МПа).
Червячные колеса из более прочных алюминиево-железистых бронз при ав — 400 МПа прирабатываются значительно хуже; нагрузка по длине зубьев выравнивается длительно, поэтому без продолжительной приработки при работе с полной нагрузкой возможно заедание.
Основные характеристики материалов групп I, II и III приведены в табл. 2.13.
Группа IV. В нее входят относительно мягкие серые чугуны и более твердые высокопрочные чугуны (табл. 2.14),
34
Таблица 2.13
Основные характеристики бронз и латуней, применяемых для изготовления червячных колес
| Группа Марка ГОСТ Способ отливки Временное сопротивление ов, МПа Предел текучести ат, МПа Твердость НВ Модуль упругости Е-10 4, МПа Рекомендуемые пределы использования по скорости скольжения м/с
Бр ОЮФ1 613-79 п 215 120 75-90 7,35 25
к 245 160 80-100
I Бр ОНФ Не стан-дартизи- Ц 284 170 100-120 9,81 35
рована
Бр О6Ц6СЗ к 176 12
п 147
11 Бр О5Ц5С6 613-79 к 176 80-100 60-75 .7,35 12
Бр О4Ц7С5 п 147 10
Бр О4Ц4С17 к,п 147 10
Бр А9ЖЗЛ п 400 110
к 500 115
ц 500 120 7
493-79 200
Бр А10Ж4Н4Л к 600 170
Бр А10ЖЗМц2 к 500 100-120 5
III ЛАЖМцбб—6—3—2 п 600 240 160
к 650 240 160 Q 1А
ц 700 240 160 У— 1U
ЛМцС58—2—2 17711-80 к 350 140 80 4
п 250 140 70
ЛМцОС58—2—2—2 к 320 180 100
п 300 180 90
Условные обозначения способов о т л и П-в песчаную форму, К —в кокиль, Ц — центробежный способ.
Примечание. По ГОСТ 493—79 в бронзе марки Бр А9ЖЗЛ допускается в—10 % алюминия, для червячных колес рекомендуется нижний предел.
2* ' Й
Таблица 2.14
Основные характеристики чугунов, применяемых при изготовлении червячных колес (группа IV)
Марка гост Ор, МПа /МО-4, МПа нв Р. МПа (иа)шах’ м/с (pus)max’ МПа- м/с
СЧ 12 • 274 7,5—10 143-229 3
СЧ 15 1412-79 314 9-11 163-229 — 3
СЧ 18 358 10-12 170-229 — 2 —
СЧ 20 — 392 10-12 170-241 25 2 5 100
АЧС-1 — — 180-262 "90 4F
АЧС-2 — — 180-229 90 0,2 18
АЧС-4 1585-79 — — 180-229 150 5 До 400
АЧВ-1 (с шаровидным графитом) 210-260 10 200 8^ 1 80 200
Примечания. 1. В числителе приведены рекомендуемые значения р, (us)niax и (ри5)тах. а й знаменателе — предельные значения р и соответствующие им предель-ные значения (i>s)m3x п (P«s)max-
2. При хромированных червяках, работающих в паре с колесами из серых чугунов, допускается скорость до 5 м/с [42].
3. Желательно применять серые чугуны твердостью 140—180 ЫВ.
4. Пределы прочности при изгибе и растяжении, приводимые в стандартах, относятся к отливкам, имеющим толщину стенок 30 мм; при толщине стенки 20 мм предел прочности при растяжении может быть повышен на 35—55 %, предел прочности при изгибе — на 45—60 %, а модуль упругости — на 10—12%. При толщине стенки 10 мм предел прочности при растяжении может быть увеличен на 55—80 %, предел прочности при изгибе — на 60—85 7 а модуль упругости — на 12-18 %.
Таблица 2.15
Основные характеристики неметаллических материалов, применяемых для изготовления червячных колес [12, 20]
Материал Плотность, кг/м3 ав, МПа Е-10-8, МПа НВ Теплостойкость, °C Коэффициент теплопроводности X (при 20 °C), Вт/(м-°С)
Текстолит 1300-1400 100 10 25-35 120—125 0,25-0,35
Капрон ИЗО 60-70 1,5 10-12 180-260 0,30
Капролон В 1160 90-95 2-3 20-25 215-220 1,2
Древеснослоистый пластик ДСП-Г 1300 100-110 1-2,5 25 150—170 —
Полиамидная смола П-68 — 40-50 1,2 14-15 205—210 —
Примечание. Колеса из капрона и капролопа менее чувствительны к погрешностям изготовления и монтажа, лучше прирабатываются, наматывания материала на червяк не наблюдается.
36
У этой группы материалов предельная допускаемая скорость скольжения (цри стандартной геометрии зубьев червячного колеса) не превышает 2 м/с, в редких случаях составляет 2—3 м/с и лишь в исключительных случаях — 5 м/с.
Червячные колеса не рекомендуется изготовлять из твердых чугунов, имеющих предел прочности при растяжении ов >> 300 МПа, если не предусмотрены специальные конструкторские и технологические мероприятия. Эти чугуны плохо прирабатываются, поэтому возрастает вероятность задира в местах концентрации нагрузки. Даже для мягких серых чугунов контактные напряжения, допускаемые из условия отсутствия заедания, без тщательной приработки передачи должны быть снижены по крайней мере на 30 %. Для червячных колес из легированного чугуна несущая способность червячной передачи повышается: так, для червячных колес из титано-медпистого Чугуна, работающих в паре с мягкими червяками из стали Ст5 (^300 НВ), допускаемые напряжения из условия отсутствия заедания можно принимать па 25—30% большими, чем для обычных серых чугунов [42].
Группа V. В нес входят текстолит, пластмассы и древеснослоистые пластики. Колеса из таких материалов при повышенной статической нагрузке и температуре свыше 70 °C могут иметь остаточную деформацию, что необходимо учитывать при эксплуатации. Данные материалы применяют для мало-пагружепных передач. Кроме того, колеса из древеспослоистых пластиков и текстолита используют для полировки червяков (при смазке соответствующими пастами). Основные характеристики используемых для изготовления колес неметаллических материалов приведены в табл. 2.15.
2.5.3. Допускаемые напряжения материалов червячной передачи
При расчетах параметров зацепления на прочность должны быть приняты такие нагрузки (при проверочном расчете) или такие размеры передачи '(при проектном расчете), чтобы исключить повреждение рабочих поверхностей зубьев, их поломку или интенсивный износ зуба колеса как при длительно действующих нагрузках, так и при кратковременных перегрузках; при этом витки червяка, как правило, не рассчитывают, расчет ведут лишь для зубьев колеса.
При работе с постоянной, длительно действующей нагрузкой допускаемые контактные напряжения для материалов в зависимости от принадлежности их к какой-либо группе (см. параграф 2.5.2) определяют по нижеследующим зависимостям [42],
Для групп I и II
8
^P = Vuo»’BV107Ar9KB. (2.26)
где kQ = 0,65 -г- 1,3 в зависимости от марки бропзы, скорости скольжения и других факторов; 6П0В = 0,84-1,0 в зависимости от твердости и шероховатости рабочих поверхностей червяка, а также от размеров приработочного пятна (т. е. пятна контакта по «блику»); чем больше твердость и размеры пятна контакта и чем меньше высота мнкронеровностсй, тем большие значения бпов могут быть приняты; А/^экв — эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи, определяемое по формуле
N3Ka = 3600 £ (Г2//Г2 max)4 tinu, (2.27)
ti — полное время работы червячной передачи при вращающем моменте Тц и частоте вращения пц, ч.
Значения ka = 0,75 -4- 0,9 в формуле (2.26) , приводимые рядом авторов (34, 42], вероятно, относятся к редукторам средних и больших размеров (ада 125 мм) при скоростях скольжения v8 > 5 м/с.
При испытаниях редукторов типов РЧУ, Ч и 24 с aw 80 мм, выполненных авторами, были получены значения этого коэффициента большие, чем
37
указано выше. Так, для передач с колесами из БрОЮФ! и с червяками из стали 40Х и 18ХГТ с твердостью рабочих поверхностей 54—62 HRCS при скоростях скольжения 1,3—3,5 м/с и работе на цилиндровых маслах и маслах ИГП может быть принят ka = 1,1 4- 1,3. При вышеуказанных значениях ka и равномерно?! нагрузке прогрессивного усталостного выкрашивания не наблюдалось, по крайней мере в течение 10 тыс. ч.
Косвенным подтверждением этого могут служить значения нагрузок редукторов типа РЧУ, приведенные в ГОСТ 13563—68, которые соответствуют ko = 1 4- 1,3.
Для группы III контактная прочность определяется стойкостью к заеда-» нию (намазыванию бронзы или латуни на червяк), которая зависит от скорости скольжения vs, состояния рабочих поверхностей червяка и сорта при-* меняемого масла.
В литературе приведены следующие зависимости для определения контактной прочности материалов группы III [42]:
а) для червяков вида Z4, ZK и ZT (при скоростях, не превышающих 10 м/с)
^p = (260~14)Wm; <2-28)
б) для червяков типа ZI
при скоростях скольжения до 5 м/с
^Р = 270а;°-1%ОвМ (2-29)
при скоростях скольжения 5—10 м/с
<>Ц.Р = 500t>7 °’5WM. (2.30)
В формулах (2.28) —(2.30) коэффициент, учитывающий влияние масла на сопротивление заеданию, ориентировочно можно принимать kM = = 0,85 4- 1,0 в зависимости от вязкости масла: большие значения относятся к вязкости 40—60 м2/с, меньшие — к вязкости 20—40 м2/с.
Зависимости (2.28) — (2.30) относятся к передачам редукторов с нижним расположением червяка. При верхнем расположении червяка и смазке окунанием колеса в масляную ванну значения Ghp следует уменьшить на 15 %«
Таблица 2.16
Допускаемые контактные напряжения анр из условия сопротивляемости заеданию [42]
Материалы для изготовления Сцр, МПа, при us, м/
червячного колеса червяка 0,2 0,5 1,0 2,0 3,0 5,0
Сч 18 (предпочтительно) Сч 20 (при твердости 120-140 НВ) Сч 15 или Сч 18 Сталь улучшенная, рабочие поверхности витков хромированные ** Сталь 20 или сталь 20Х цементованная и закаленная Ото 160 fTCTBy талы 130 ’ЮТ эк !ые Д2 115 :спери шные 90 мен- 200/180*
♦В числителе Одр при пористом хромовом покрытии, знаменателе — при беспо-ристом. *• Толщина хромового покрытия 0,1—0,15 мм при модуле т « 4 4- 6 мм, микротвердость поверхности 90—100 МПа.
38
При повторно-кратковременных, режимах» работы (/раб 5 мин и /Раб//цикл 0,3) значения внр можно повысить на 10—15 %.
Для бронз и латуней । с ов > 350 МПа значения О7/р, полученные по формулам (2.28) — (2.30), следует понизить: при тщательной приработке на 10 %, а при отсутствии приработки на 20 % [42].
Для материалов группы IV контактная прочность также определяется стойкостью к заеданию.
Приведенные в табл. 2.16 значения оНр следует принимать только при хорошем (пятно контакта не менее 75 % по высоте и 60 % по длине зуба) сопряжении поверхностей витков червяка и зубьев колеса и достаточной смазке. При невыполнении этих условий аНр требуется снизить вдвое и более.
При повторно-кратковременных режимах работы (/раб С 5 мин и /раб/^цикл < 0,3) значения Сир можно повысить в 1,5 раза [42].
Глава 3
КПД ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА И РАСЧЕТ ЕГО НА НАГРЕВ
3.1. Потери в червячных редукторах
Потерям в червячных редукторах в литературе уделяется много внимания; однако большинство авторов [5, 9, 12, 42] указывают, что основную часть всех потерь (свыше 90 %) составляют потери в зацеплении, определяемые некоторыхм приведенным углОхМ трения рпр. Все другие потери в червячном редукторе обычно учитывают введением коэффициента k = 0,9 0,96. Фор-
мула для определения КПД редуктора, работающего в режиме «прямого по'-тока мощности», имеет вид
Лред 12 = k ——/ ^/ * \ . (3.1)
W + Ипр)
Для редуктора, работающего в режиме «обратного потока мощности»: _ tg(Y-^p) , .
^ред 21 —«
В зависимостях (3.1) и (3.2) индексами 12 и 21 показано, как происходит передача движения: от червяка 1 к колесу 2 или наоборот.
Такие зависимости при соответствующей корректировке gnp дают удовлетворительные результаты при рассмотрении конкретного редуктора с фиксированным передаточным числом.
При анализе потерь редуктора общего назначения, имеющего широкий диапазон передаточных чисел, формулы (3.1) и (3.2) неудобны, так как требуется уточнение gnp в зависимости от передаточного числа. Одним из примеров, подтверждающих недостатки зависимостей (3.1) и (3.2), может служить анализ значений КПД в ГОСТ 13563—68. Он свидетельствует о том* что значения цпр, рассчитанные по приведенным в стандарте значениям КПД, не отвечают известной физической зависимости увеличения коэффициента трения (или угла трения) при уменьшении скорости.
Результаты такого расчета для скоростей, соответствующих П\ = 25 с“\ и k = 0,96 представлены в табл1 3.1, Как видно из данных этой таблицы, для
39
редукторов РЧУ-40 с ип = 10 и РЧУ-80 с wH = 63 при скоростях скольжения, различающихся почти в 1,5 раза, приведенные углы трения практичен ски одинаковы, а для редукторов РЧУ-63 с ин = 63 и РЧУ-80 с ин = 80 при практически одинаковых скоростях скольжения приведенные углы трения различаются более чем на 60 %.
Только анализ всех составляющих потерь червячного редуктора позволяет получить зависимости, отражающие физическую сущность явлений. Ниже рассмотрены отдельные составляющие потерь червячного редуктора.
Основными составляющими потерь
Таблица 3.1 в червячном редукторе являются: Параметры редукторов типа РЧУ потерн в зацеплении (индекс
(по ГОСТ 13563—68) «зац»), д
б) потери в подшипниковых опорах валов (индекс «иш»), в) потери в уплотнениях (при наличии контактных уплотнений) (индекс «упл»), г) потери на разбрызгивание и размешивание масла (при картерной смазке) (индекс «м»), д) потери в вентиляторах (для редуктора с искусственным воздушным охлаждением) (индекс «в»), е) потери, определяемые гравитационными силами (потери холостого хода в зацеплении и подшипниках) (индекс «вс»).
Таким образом, суммарная мощность потерь может быть записана в виде
LN' = N' A-n' 4- n' 4- N' 4- n' 4- N' . ред зац “ ппш T упл “ м “ в “ вс*
(Здесь и далее в этой главе индекс ' при мощности 2V или моменте Т означает соответственно мощность потерь и момент потерь.)
В первом приближении можно считать, что часть потерь (см. пп. в—е)' по абсолютной величине не зависит от нагружения редуктора и в основном определяется конструкцией редуктора и скоростью вращения быстроходного вала. Подходя более строго, следует отметить, что относительные потери (например, отнесенные к полезной нагрузке) зависят от передаточного числа редуктора, о чем подробнее сказано ниже.
КПД редуктора, как и любого агрегата, можно представить зависимостью
Пред = ^пз/^пд = Опд - Z Ф„д = *п,/(*пз + £ N'J, (3.3)
где Nn3— полезная мощность на «выходе» редуктора; МПд — подводимая мощность на «входе» редуктора; мощность какой-либо составляющей потерь.
Зависимость (3.3) можно использовать лишь при экспериментальном определении КПД готового редуктора, пользоваться ею при проектных расчетах невозможно, так как известна только полезная мощность.
Типоразмер редуктора
о о 5 о
I” Э
“н
м/с
Ипр
РЧУ-40
РЧУ-80
РЧУ-63
РЧУ-80
40
80
63
80
10
63
40
80
0,85 0,69 0,72 0,56
1,72
2,52
1,97
1,92
1°57'
1° 47
1°52 2° 52'
3.2. Расчет КПД по коэффициентам потерь
В ряде случаев удобно рассматривать КПД через коэффициенты потерь, при этом различают:
коэффициент <р, когда мощность потерь сопоставляют с подводимой мощностью #Пд,
Ъ = + 2 N'i); (3.4)
40
коэффициент ф, когда мощность потерь сопоставляют с полезной мощностью Л/пЗ,
= (3.5)
Зависимость (3.4) (особенно при рассмотрении КПД не передачи, а редуктора) трудно использовать, так как в знаменатель входят неизвестные составляющие мощности потерь; поэтому без их определения (расчетным путем или экспериментально) нельзя определить пи коэффициенты потерь, пи КПД редуктора в целом. При проектных расчетах такой зависимостью вообще пользоваться невозможно.
Зависимость (3.5) более удобна, если необходимо сопоставить между собой относительные потери, поскольку для конкретного редуктора — величина постоянная. Обычно при проектном расчете нагрузочная способность редуктора задается в виде вращающего момента Тг, который определяется лишь режимом работы и требуемой долговечностью.
Можно перейти от формулы (3.4) к (3.5) следующим образом:
^=1-1 ^ = 1/(1 + ZO- (3.6)
Такой подход к определению коэффициентов потерь является общим для любого агрегата (механизма) и достаточно известен.
Для червячных редукторов (особенно для редукторов с широким диапазоном передаточных чисел) предлагаем рассматривать потери, несколько изменив форму записи. Ниже показано, что относительные значения большинства составляющих потерь зависят от передаточного числа, а следовательно, и от КПД зацепления; поэтому предлагаем сопоставлять мощность потерь с полезной мощностью и мощностью потерь в зацеплении. Полученные формулы наглядно показывают зависимость (или независимость) какой-либо составляющей мощности потерь от передаточного числа ин и теоретического КПД зацепления цЭац.
Таким образом, предлагаемый коэффициент ф^ относительных потерь можно записать в виде
€=^7('Vn3+<зц) = Ф„3 (1 + <ц/*пз)]=ч>,/( i + Фзац)=1мзац.
(3.7)
Преобразуя зависимость (3.6), получаем
^ред = ^зац/О ^пш 4" Фупл 4" Фм 4“ 4“ ^вс) ^зац/О
(3.8) где т)зац = ^3/(^3 + ^ац)-теоретический КПД зацепления, т. е. КПД передачи при отсутствии каких-либо других потерь, кроме потерь в самом зацеплении.
Запись (3.7) позволяет рассматривать и учитывать все составляющие потерь независимо друг от друга, а в дальнейшем рассчитывать КПД редуктора, используя зависимость (3.8). Ниже подробно рассмотрены отдельные составляющие потерь червячного редуктора.
3.3. Потери в зацеплении
Известно, что КПД червячного зацепления можно записать следующим образом:
Лзац= 1 фзац= 1 (фвин 4" Фз), (3.9)
где ервин — коэффициент потерь, определяемый скольжением зубьев колеса вдоль винтовой линии витков червяка, т. с. коэффициент потерь в червячной передаче'при рассмотрении ее как винтовой пары; <рэ — коэффициент потерь, определяемый скольжением витков червяка и зубьев колеса вдоль их профилей, т. е. коэффициент потерь в червячной передаче при рассмотрении ее как реечного зубчатого зацепления.
41
Для передачи, работающей в режиме прямого потока мощности [9],
фвИН 12 ------------------------------------------ 1 --------------------- 'Ивин 12 = 1
tgy
tg (у + Нтр) ’
(3.10)
где prp == arctgfTpугол трения в резьбе трапецеидального профиля; fTP = » (0,8 4-0,9)fnp (значения [пр выбирают по табл. 3.2); аналогично с использованием формулы (3.2) можно записать фвинаь
Приведенные коэффициенты трения и углы трения червячных передач рабочих поверх
м/с Высокооловянные (6-10 % Sn), оловянно-никелепые (1—2 % NI), сурьмяно-никелевые (7-8 % Sb, 1,5-2,5 % Ni) бронзы
НЦСЭ>48 48>НЦСЭ>32
^пр ^пр ^пр ^пр
0,01 0,100-0,110 5» 4з'_6°17' 0,110-0,130 6° 17'-7°24'
0,1 0,070-0,085 4° —4° 52' 0,090-0,105 5° 09'—6°
0,25 0,060-0,070 3» 26'—4° 0,075-0,090 4° 17'—5° 09' :
0,5 0,050—0,060 2° 52'—3° 26' 0,060-0,075 3° 26'—4° 17'
1 0,040-0,050 2° 17'—2° 52' 0,050-0,065 2° 52'—3° 43'
1,5 0,035-0,045 2° —2° 35' 0,045-0,055 2° 35'-3° 09'
2 0,030-0,040 1°43'—2° 27' 0,040-0,050 2° 17'—2° 52'
2,5 0,026—0,035 1=29'—2° 00' 0,035—0,043 2° —2° 35'
3 0,024—0,030 1 = 22'—1°43' 0,030-0,038 1=43'—2° 11'
4 0,022-0,028 1° 16'—1°36' — —
5 0,020-0,026 1=09'—1 ° 29' — —
Примечание. При использовании масел, легированных антифрикционными при шаются и углы трения цпр.
Для передачи со стандартными параметрами зацепления ср3 равен [9]
Фз = 1 — Пз = 0,5л^/385/г2, (3.11)
где k — коэффициент, учитывающий увеличение действительного коэффициента перекрытия по сравнению с расчетным, определенным в осевом сечении; k = 2 4- 2,5 в зависимости от числа витков червяка (большие значения— для одповптковых передач, меньшие — для четырехвитковых); f3— коэффициент трения в зубьях, f3 ~ 0,9/пр; значения следует выбирать по табл. 3.2 для скорости, равной окружной скорости па зубьях колеса; — коэффициент перекрытия, определяемый по зависимостям (2.6) — (2.8).
Подставив значения (р3 и (рвич 12 в зависимость (3.9), после преобразования получим теоретический КПД зацепления для редуктора, работающего в режиме прямого потока мощности:
Пзац,2-¥ет^_ 2 (ЗЛ2)
Аналогично можно записать КПД зацепления для редуктора, работающего в режиме обратного потока мощности.
Потери з зацеплении не только определяются сочетанием материалов червячной пары и скоростью скольжения, но и зависят от вида винтовой поверхности червяка, а для линейчатых червяков и от угла профиля [7].
42
3.4. Потери в опорах (подшипниковых узлах)'
Некоторые авторы предлагают не выделять потери в опорах, а учиты* вать их, вводя коэффициенты в зависимости (3.1) и (3.2) или корректируя приведенный угол трения. Они полагают, что в опорах, выполненных па шарике- или роликоподшипниках, эти потери незначительны и не могут оказать заметного влияния на общий КПД редуктора [12, 42].
Таблица 3.2
в зависимости от материала венца червячного колеса и твердости ностей червяка
Железистые бронзы, латуни Серые чугуны
HRC3>48 НЦСЭ>48 48>HRC3>32
F пр ^пр ^пр ^пр ^пр ^пр
0,170-0,180 0.125—0,140 0,090—0,105 0,085—0,095 0,065-0,080 0,055-0,070 0,050—0,060 0,045-0,055 0,040—0,050 0,035-0,045 0,030—0,035 9° 39'—10° 12' 7° 07.'—7° 58' 5° 09'—6° 4° 52'—5° 26' 3° 43'—4° 34' 3° 09'—4° 2° 52'—3° 26' 2°35'-3° 09' 2° 17'—2° 52' 2° -2° 35' 1°43'-2° 0,170-0,185 0,125-0,150 0,095-0,110 0,085-0,100 0,070-0,080 0,060-0,070 0,050-0,060 9°39'-10°29' 7°07'—8°32' 5° 26'—6° 17' 4°-52'-5°43' 4° —4°34' 3°26'-4° 2°52'-3°26' 0,185—0,200 0,135-0,160 0,110-0,125 0,095—0,105 0,085-0,095 0,075—0,080 0,065—0,075 10°29'—11°19' 7°41'-9°05' 6° 17'—7° 07' 5° 26'—6° 4° 52'—5° 26' 4°17'-4°34' 3°43'—4° 17'
садками, значения fjjp могут быть уменьшены па 10—15 %, соответственно умень-
В действительности, как показано ниже, потери в опорах составляют значительную часть общих потерь.
Согласно работам Н. И. Колчина [9], коэффициент потерь в опорах от радиальной и окружной составляющих усилия зацепления, так называемый коэффициент потерь в цапфах срц, равен
_ _v'/v — fnidnmi Vtg2 а + tg2 y + Au rfnni2/(«cosa)
ФИ-"ц/"пд rfitg(Y + HTp) ’ (ЗЛЗ)
а коэффициент потерь в опорах от осевых реакций усилия в зацеплении ил^ иначе, коэффициент потерь в подпятниках <рп,
__ Nп_______fnl ^пш 1___. ^п2 ^2
<Л/пд I tg (у-J-Итр) d\U
При выводе зависимостей (3.13) и (3.14) принято
(3.14)
Т! = 0,5Fn d\ = 0,5F/2 dx tg (у + ртр).
В реальном редукторе, если учитывать все составляющие потерь на быстроходном валу, Тх оказывается величиной, существенно большей. В связи с этим необходимо корректировать угол трения и вместо цтр в выражения (3.1) и (3.2) следует подставлять некоторое значение приведенного угла трения ц*, который зависит от всех составляющих потерь в редукторе и может быть определен только экспериментально.
43
Ниже предложена формула, достаточно точно заменяющая зависимости (3.13) и (3.14) и основанная па разделении потерь в опорах быстроходного и тихоходного валов.
Коэффициент потерь фпш при разделении потерь в опорах может быть за
писан как
'Фиш
A nin 1 + ^пш 2 Лш11^1 "Ь ш 2п2 ^з+^зац T'lnl
(3.15)
где — момент, приложенный к быстроходному валу, для получения полезной нагрузки на «выходе» при условии отсутствия других потерь, кроме теоретических потерь в зацеплении.
Преобразуя зависимость (3.15) и приведя все потери к быстроходному валу, получим
(3.16) Т1
Определим значение Г*, Т^Ц1 j и 2 в зависимости от основной характеристики Г2, задаваемой при проектном расчете.
Момент на входе равен
Существует следующая широко применяемая на практике и достаточно апробированная эмпирическая зависимость момента потерь в подшипниках 7’fIIU в зависимости от нагрузки, типа подшипника и его габаритов [28]:
^ = 0.5fnp.cFrrfnul, (3.17)
где fnp. с — приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках; 1'г—радиальная нагрузка на данный подшипник.
Зависимость (3.17) упрощенно отражает потерн в подшипниках и главным образом при действии радиальной нагрузки. В ряде типов редукторов, например червячных, глобоидных, конических, спироидпых, на ведущем вату преобладает осевая составляющая нагрузки; однако в первом приближении можно считать, что вид зависимости (3.17) сохраняется, но под fnp. с будем понимать приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках данного типа под действием как радиальной, так и осевой составляющей нагрузки.
Для подшипников червяка основной составляющей является осевая составляющая усилия зацепления, равная окружному усилию на колесе, которая приложена к одному подшипнику. Основная составляющая для подшипников колеса — это окружное усилие на колесе, распределяющееся равномерно между обоими подшипниками Следовательно, зависимость (3.15) с учетом (3.16) и (3.17) можно представить в виде
^аш пр. сИ1Ъац ^пш 1/^2 + f пр. с ^пш 2/^2* (3.18)
Нетрудно показать, что для червячных редукторов с зацеплением, имеющим угол профиля 20°, при учете всех составляющих усилия в зацеплении (кроме возможной консольной нагрузки на выходе и входе) зависимость (3.18) примет вид
= Опр. с "Ь пр. с) ит1зац ^пш 1/^2 “Ь l»06fпр с С?пш г/^2» где fnp с — приведенный к валу условный безразмерный коэффициент трения скольжения при действии на подшипник осевого усилия.
С достаточной для практических целей точностью можно пользоваться упрощенной зависимостью
М’пщ = tпр. cwrhan ^пш 1/^2 "Ь Ь1 fдр, с ^пш 2/^2» (3.19)
44
где ?пр. с “ приведенный коэффициент трения в подшипниках определенных типов при действии па них приведенных нагрузок — с преобладанием осевой нагрузки.
В зависимости (3.19) первый член определяет потери в подшипниках быстроходного вала, а второй — потери в подшипниках тихоходного вала (только от передаваемого червячным редуктором вращающего момента, но без учета потерь, связанных с приложением к валам радиальных консольных и осевых нагрузок).
Величина fnp с может быть принята па 15—25 % большей, чем fnp. с. Значения приведенного к валу условного коэффициента трения скольжения fpp. с представлены ниже [28].
Шариковые подшипники: радиальные однорядные радиально-упорные сферические двухрядные упорные . . . .
Роликовые подшипники с цилиндрическими роликами:
короткими
длинными
Роликовые подшипники:
конические . . . . .
двухрядные сферические (с бочкообразными роликами)
0,002-0,004
0,003-0,005
0,002-0,003
0,003-0,004
0,002-0,003
0,004-0,006
0,008-0,020
0,004—0,006
Результаты расчетов, выполненных на основе экспериментальных работ, проведенных авторами, показывают, что большую часть потерь в опорах ре-быстроходного вала. Хотя абсолютное,.
дукторов составляют потери в опорах значение момента потерь в опорах ведомого вала может быть большим, влияние его на общий КПД червячного редуктора значительно меньше.
Характер изменения величины 4ФПП1 в зависимости от номинального передаточного числа редуктора, вычисленной по зависимости (3.19), приведен на рис. 3.1. Меньшие значения относятся к редукторам больших размеров.
Рассматривая зависимость (3.19) и рис. 3.1, можно сделать следующие общие выводы:
относительные потери в подшипниковых опорах являются функцией передаточного числа и возрастают с увеличением его при прочих равных условиях (для одного и того же размера редуктора, при одинаковой кон-
Рис. 3.1. Изменение величины Я>пш висимости от «н
струкции подшипниковых узлов, одинаковом типе подшипников в узлах, оХ.й;
наковых частотах вращения червячного вала и т. д.);
относительные потери в подшипниковых опорах велики и составляют 10—30 % всех потерь в зависимости от габаритов редуктора, типа применяемых подшипников и передаточного числа.
С целью уточнения значения и характера потерь в подшипниках автсь рами были проделаны эксперименты, при проведении которых измерялись момент потерь в подшипниках червяка и температура масла в картере взависимое ги от нагрузки на опору. Для повышения точности измерений колесо было снято, а радиальная и осевая составляющие усилий моделировались приложенном к червяку нагрузок через шарикоподшипники, потери в которых учитывались отдельно.
45
Таблица 3.3
Температура масла в зависимости от нагрузки, °C
Нагрузка, Н Подшипники № 27305 Подшипники № 46305
осевая Fa радиальная Fr Сорта масла Сорта масла
цилиндровые МС-20 АК-15 цилиндровые МС-20 АК-15
52 24 52 24
1900 1150 56 52 47 47 54 51 40 40
2120 1300 57 53 48 48 52 49 42 41
2530 1400 60 56 52 51 51 48 43 42
3360 1500 67 60 58 56 50 47 46 44
Примечание. Данц^е результаты испытаний относятся к опорам, в которых подшипники установлены враспор, а осевые зазоры составляют 0,03—0,06 мм. Испытания проводили при температуре окружающей среды 18—21 °C, а данные в таблице откорректированы на температуру воздуха (>в = 19 °C.
Таблица 3.4
Значения температуры масла в картере йм°С, и момента потерь в опорах Тпш р Н • мм
Типоразмер подшипника Сорт масла
цилиндровое 52 цилиндровое 24 МС-2) АК-15
й м пш 1 % т' . пш 1 ом г' , пш 1 % т' , пш 1
7605 70 8,6 63 7,9 58 6,2 57 5,9
27305 66 7,7 60 6,6 56 5,8 53 4,9
46305 54 5,6 49 5,2 45 4,6 43 3,5
Примечание. Приведенные данные соответствуют нагрузкам: радиальной 1150 Н, осевой 1900 Н и температуре окружающего воздуха $в = 21 °C. Опоры выполнены на подшипниках, установленных враспор.
Таблица 3.5
Момент потерь Тпш pH- мм,
в подшипниковых опорах червяка при температуре масла в картере = 90 °C
Типоразмер подшипника Сорт масла
цилиндровое 52 цилиндровое 24 МС-20 АК-15
7605 7,2 5,2 4,3 3,7
27305 5,8 4,9 3,9 3,4
46305 4,3 3,4 3,3 2,6
Примечание. Данные, приведенные в таблице, соответствуют тем же нагрузкам, что и в табл. 3.4, но масло искусственно подогрето до 90 °C, а температура воздуха в помещении около 21 ’С.
Результаты экспериментальных работ по определению температуры масла и момента потерь в опорах, выполненных на двух подшипниках, установленных враспор, приведены в табл. 3.3—3.5. Эти данные могут быть использованы для непосредственного определения потерь в подшипниках, но главным образом для сравнительных оценок влияния нагрузки, марки масла и его вязкости на моменты потерь в опорах, а также для уточненных расчетов потерь в конических роликоподшипниках и радиально-упорных шарикоподшипниках в интервале диаметров 20—40 мм, установленных враспор.
Кроме того, авторами были проведены эксперименты по определению потерь в опорах, выполненных на трех подшипниках: двух радиальноупорных шарикоподшипниках № 46305
40
[вариант I), двух конических роликоподшипниках № 27305 (вариант II) в одной опоре (при осевом зазоре 0,02—0,05 мм) и одном шарикоподшипнике № 205 — в другой.
Как показали результаты экспериментов, потери в таких опорах не превышают потерь в опорах, выполненных на двух подшипниках соответствующего типоразмера, установленных враспор.
3.5. Потери в уплотнениях
В редукторах, работающих на жидких маслах, в основном используют контактные уплотнения. Потери на трение в них зависят от конструкции уплотнения, сочетания материалов трущихся поверхностей и их шероховатости, скорости скольжения и сорта смазки. Ниже приведены потери в стандартных резиновых манжетных уплотнениях, выраженные через коэффициент ф*.
Манжеты по ГОСТ 8752—79 могут иметь один или два рабочих пояска, которые работают по шлифованным и полированным шейкам стальных закаленных валов с шероховатостью Rz = 0,63 4- 1,25 мкм в условиях достаточной смазки, особенно при непрерывных режимах работы.
Рис. 3.2. К расчету потерь в уплотнениях: а- манжетное уплотнение; б — усилия, действующие на манжету
Характер трения манжеты по валу (усилия, создающие трение) представлен на рис. 3.2, там же приведены обозначения основных размеров. Момент трения рабочих кромок по валу можно записать в виде
<3-20>
где г—радиус поверхности трения; /Р— коэффициент трения резины по рабочей поверхности вала; \q — элементарная нормальная сила, приложенная к элементарному участку поверхности трения длиной га.
Нормальное усилие, действующее на вал в месте контакта его с рабочими кромками манжеты, складывается из силы упругости пружины, обжимающей манжету, и силы упругости рабочих кромок манжеты, так как их диаметр обычно на 0,2—0,8 мм меньше диаметра посадочной поверхности вала.
Таким образом, момент потерь в уплотнении ГупЛ можно записать в виде
т;Пл=*п(1+*м.у)^м. <з-21)
где kn — коэффициент, зависящий от исполнительных размеров пружины манжеты; он может быть рассчитан при наличии соответствующих данных (ис-
полнительпые размеры пружин см. в ОСТ 3805148—78), в интервале диаметров манжет dM = 16-4-50 мм его значение можно принять равном 20—35 Н (меньшие значения для манжет больших размеров); /?м. у — коэффициент, зависящий от типа и исполнительных размеров манжеты (см. ОСТ 3805147—78).
В интервале диаметров манжет с/м == 16 4-50 мм, по экспериментальным данным ленинградского завода «Редуктор», значения /гм. у составляют 0,8 — 2,5 в зависимости от количества рабочих поясков на манжете, характера посадки уплотняемой поверхности вала и температуры манжеты (или масла). Большие значения относятся к двухпоясковым манжетам при dM & 20 мм, к отклонениям диаметра вала (под манжеты) в пределах h8 и к температуре 'масла в редукторе 50—60 °C, а меньшие значения — к однопоясковым манжетам при dM « 50 мм, к посадке d\0 (в нижней части поля допуска) и темпе-4 ратуре масла в корпусе 85—95 °C.
Значения fP при работе
на минеральных и нефтяных маслах могут быть приняты в пределах 0,05—0,12 в зависимости от скорости скольжения, вязкости масла и шероховатости рабочей поверхности вала (меньшие значения при скорости скольжения свыше 2,5 м/с, шероховатости Rz < 0,8 мкы и вязкости масла v50 < < 40 м2/с).
Умножив Tvn „па часто-
Рис. 3.3. Относительные потери в уплотнениях
ту вращения и выразив и как П\1п2, a Мпз через основ-
ную силовую характеристику — вращающий момент на выходном валу Т2, получим окончательные зависимости коэффициентов потерь в уплотнениях для каждой из манжет:
установленной на быстроходном валу,
Фупл 1 ^м1^р 0 “Ь* ^м. у) мт1зац/^2» (3.22)
уст. ленной на тихоходном валу,
^упл 2 = ^м2^р (1 "Ь ^м. у)/^2*
(3.23)
Как видно из зависимостей (3.22) и (3.23), потерн в манжетных уплотнениях быстроходного вала оказывают значительно большее влияние на общие потери в уплотнениях: при одинаковых размерах манжет фупл1/фупл2 « пт|зац В связи с этим при нн 20фуцл2 можно не учитывать, погрешность в определении фупл при этом не превышает 10 %.
Для упрощенных расчетов значения коэффициента потерь в уплотнениях фупл в зависимости от передаточного числа приведены па рис. 3.3.
3.6. Потери на размешивание и разбрызгивание масла и вентиляционные потери
Потери, связанные с размешиванием и разбрызгиванием масла, в настоящее время еще недостаточно изучены. В литературе приведены различные эмпирические зависимости для их определения, однако па практике они не дают удовлетворительных результатов для всех случаев, что, по-видимому, связано с проведением экспериментов при 120 aw 250 мм, в ходе которых они выведены. Тем пе менее эти зависимости отражают общие закономерности йЗмецец&я данного вида потерь от тех или иных факторов/
48
Потери на размешивание и разбрызгивание масла определяются:
вязкостью масла, т. е. зависят не только от сорта смазки, по и от нагрузки, которая влияет на температуру, а следовательно, и на вязкость масла, эти потери убывают с уменьшением вязкости;
скоростью движения погруженных в масло частей — потери возрастают с увеличением скорости;
габаритами погруженных в масло частей — потери растут с увеличением габаритов;
взаимным расположением осей редуктора в пространстве; например, для универсальных червячных редукторов наибольшие потери соответствуют схеме расположения «червяк горизонтальный сбоку колеса», наименьшие — схеме расположения «червяк над колесом»;
некоторыми другими конструктивными факторами, определяющими объем масляной ванны, уровень масла относительно осей вращения и др.
Наиболее достоверные значения мощности потерь Л;м, кВ г, при смазке окунанием дает зависимость [35]
= kMbv л/vv9> (3-24)
где b — ширина погружаемого в масло элемента (если червяк погружен в масло, то в расчете берется вся его длина, находящаяся в масле, включая и подшипниковые шейки), м; v — окружная скорость погруженного в масло элемента (обычно на наружном диаметре), м/с; /<*м— коэффициент, значения которого рекомендуется принимать (0,8 4- 1,5) 10~6 [35].
Результаты экспериментальных исследований, проведенных авторами, показывают, что коэффициент kM может изменяться в более Широких пределах. С целью уточнения его значений для редукторов типов РЧУ и Ч авторами были выполнены экспериментальные работы по определению момента потерь Тм на размешивание масла. Эксперименты проводили в корпусе-редуктора 4-63 в исполнении «червяк под колесом» па масле цилиндровое 52, их результаты приведены в табл. 3.6.
Таблица 3.6
Момент потерь на размешивание масла
Температура масла, °C Значения Н»мм, при уровне масла
выше оси червяка до оси червяка ниже оси червяка
на 2Э мм на 10 мм на 5 мм на 10 мм
25 22,0/21,5 18,0/18,0 15,0/15,0 13,0/12,6 11,6/11,4
40 12,0/11,6 10,0/9,6 8,6/8,2 7,3/7,3 7,2/7,0
60 7,8/7,6 7,0/6,0 5,6/5,6 5,0/5,0 4,0/3,9
80 4,2/4,0 3,6/3,4 3,4/3,4 3,0/3,0 2,7/2,7
too 2,9/2,9 2,4/2,3 2,2/2,1 2,0/2,0 1,9/1,8
Примечай и е. В числителе даны значения Т при правом направлении враще-м
пия червяка, в знаменателе — при левом.
Для ориентировочных расчетов потерь на размешивание масла можно использовать кривые изменения коэффициентов фм в зависимости от передаточного числа, приведенные на рис. 3.4. Данные на рисунке относятся к редукторам при aw = 40 ч- 125 мм с нижним расположением червяка при уровне, его погружения в масло, равном (0,34-0,5)di.
Кроме того, авторы провели и другие испытания па стенде (рис. 3,5) целью уточнить этот вид потерь. Стенд выполнен по открытой схеме и позво-i
49
на размешивание и масла
Рис. 3.4. Относительные потери разбрызгивание
ляст определять потери в опорах червяка, а также потери на размешивание и разбрызгивание масла при горизонтальном червяке и различных положениях червячного колеса (под, над или сбоку червяка). Он состоит из баланс-мотор а мощностью 0,4 кВт, рам^и для крепления редуктора, которая может поворачиваться вокруг оси вращения червяка, и рычажной системы, позволяющей создавать осевую нагрузку на опоры червяка. Предусмотрено также устройство для создания радиальной нагрузки на опоры червяка, которое монтируют в корпус испытываемого редуктора взамен червячного колеса. Радиальная нагрузка создается тарированной пружиной сжатия через специальный подшипник, потери в котором измерены заранее.
На стенде имеются специальное устройство для по
Рис. 3.5. Стенд для определения отдельных составляющих потерь в червячном редукторе / — баланс-мотор; 2 — испытуемый редуктор; 3 — термометр; 4 — узел приложения ра* диальной нагрузки; 5 — динамометр; 6 — рычаг приложения осевой нагрузки
догрева масла в корпусе испытываемого редуктора и приборы, позволяющие контролировать уровень масла и его температуру. Рамка, на которую крепится корпус редуктора, может поворачиваться вокруг оси вращения червяка, что позволяет определять потери в любом положении колеса относительно горизонтального червяка. Экстраполированные и интерполированные значения ко-
Б0
эффициента kM, приведенные в табл. 3.7, соответствуют суммарным потерям на размешивание масла червяком (колесом) и его подшипниками. При уровнях масла, соответствующих погружению червяка на (0,3 4- 0,6) d2 или колеса па (0,25 4-0,35) d2, табличные значения следует увеличить на 10—20%, так как при таких уровнях начинают существенно влиять потери на размешивание масла подшипниками. Большие значения
коэффициентов следует брать при Таблица 3.7
меньших значениях межосевых расстояний и больших уровнях погружения вращающихся элементов в масло.
При уточненном расчете потерь для редукторов в исполнении «червяк сбоку колеса» следует отдельно вычислить мощность потерь на размешивание и разбрызгивание масла червяком и колесом, а затем рассчитать фм по формуле (3.7), предварительно определив 1]3ац.
Рассмотрим некоторые вопросы, связанные с вентиляционными потерями. Строгие расчетные зависимости для определения этой составляющей потерь в редукторах в литературе отсутствуют.
Как показывают результаты экспериментов, в редукторах с aw
160 мм при частотах вращения червяка П\ 25 с-1 рассматриваемые потери сранителыю невелики. Коэффициент потерь фв составляет всего 0,1
Значения коэффициента kM
Межосевое расстояние, мм £м-10 6 при уровне погружения h в масло
червяка колеса чер-.вяка колеса
S сч V/ ле •а -|0О V/ ле 43 -Н V ле V S сч 43 Ч* V V 43 — |эо
40-80 80-160 160-200 3,0-5,0 1,5-3,0 0,8-1,5 5—8 3,5-5,0 1,5-3,5
1—1,5 % в зависимости от габаритов и
частоты вращения червяка.
Если необходимо учесть данный вид потерь более строго, то можно воспользоваться зависимостями, приведенными в работе [47].
3.7. Потери холостого хода
Потери холостого хода редукторов, т. е. потери, определяющие нагрузку в момент пуска не нагруженного полезной нагрузкой редуктора, вместе с инерционными нагрузками следует рассчитывать для редукторов малой мощности, а также для приводов, где используются двигатели с малым отношением пускового момента к номинальному.
Потери на тихоходном валу. Нагрузкой на тихоходном валу редукторов в режиме холостого хода являются;
момент потерь в опорах 7^ш2’
момент потерь в уплотнениях ^уПхл2»
момент потерь на размешивание масла (для тех исполнений, когда Колесо погружено в масло).
Таким образом, тХ. X ТХ. X i тх. X I ТХ. X /Q
1 2 ”~ 7 упл 2 ‘ 7 м2 Т J пш 2’
где ТуП*2—не зависит от нагрузки, поскольку на коэффициент трения пары резина — сталь почти не влияют температура и вязкость смазки и температура трущихся поверхностей, т. е. 7^*2 7'упл2; T*m2 рассчитывают по фор-
муле (3.24) с пересчетом мощности потерь на момент потерь, он -является функцией вязкости применяемого масла (при прочих равных условиях); значения его на холостом ходу значительно больше, чем при работе под нагрузкой, особенно для высоковязких масел с большим градиентом вязкости по
61
температуре; Т’**1*2 определяется весом колеса, тихоходного вала, вращающихся частей подшипников тихоходного вала и других вращающихся на нем частей, а также реакцией от усилия в зацеплении на холостом ходу.
Если пренебречь потерями от действия небольших осевых составляющих! момент сил трения в опорах можно установить из зависимости 1
= 0.5 dnm Лр (Ок + Опш 2 + М (3.26)
где GK — сила веса колеса (включая и вес вала колеса, если подшипники установлены на валу); бпш2 — сила веса вращающихся частей подшипников колеса; суммарное усилие в зацеплении, значение которого опреде-
ляется всеми рассмотренными выше составляющими потерь; направление его зависит от направления вращения, например: для схемы расположения «червяк под колесом» одна из составляющих направлена противоположно силе веса, другая — перпендикулярно, поэтому величиной можно пренебречь.
Для таких схем расположения зависимость (3.26) примет вид
^пшХ2 = 0,5 dIUU 2fnp (GK + Gnul 2). (3.27)
Потери на быстроходном валу. Нагрузкой на быстроходном валу редуктора являются:
момент потерь Т*'* в зацеплении, определяемый суммарным моментом потерь в тихоходном валу;
момент потерь в опорах
момент потерь в уплотнениях Ту’^;
момент потерь ТХ,1Х иа разбрызгивание и размешивание масла, если червяк погружен в масляную ванну.
Таким образом,
Л- х = Щ + Т*п* > + Гхм1х + И- 7(«n-J). (3.28)
Причем Туп*! примерно равен моменту потерь в уплотнениях на рабочем режиме и может быть определен по формуле (3.21). Сначала находят мощность потерь, а затем момент потерь по зависимости 7х*х = 162,5.¥///г1 Н • м. Значение значительно больше момента потерь на разбрызгивание масла на рабочем режиме, поскольку температура масла на холостом ходу значительно ниже рабочей, а вязкость соответственно выше; можно определить из формулы (3.24), пересчитав мощность потерь 2VM на момент потерь по зависимости (3.30).
Как показывают результаты экспериментов, для редукторов типов РЧУ и Ч при aw 80 мм момент потерь на разбрызгивание и размешивание масла на холостом ходу в 1,5—6 раз может превышать соответствующий момент на рабочем режиме в зависимости от вязкости масла. Значение можно определить аналогично потерям на тихоходном валу (пренебрегая радиальными составляющими реакций от усилия в зацеплении):
^пш 1 = ^пш Jпр (<7Ч + бпш + 0,5 dnlII np/^iх» (3.29)
’ Силы рассматриваются как .векторы. Это связано с тем, что силы веса 'всёгл^' йа-рравлены вертикально вниз, а направление усилия в зацеплении зависит от направлен нля вращения и схемы расположения осей редуктора в пространстве.
; 52
где G4— вес червяка, Н; G пш 1 *— вес вращающихся частей подшипников червяка, Н; F*\* = Fx<>* = 2Tl' х/(Пзац ^2) осевое усилие па червяке, Н.
В зависимостях (3.26) — (3.29) fnp и fnp можно принять равными соответствующим коэффициентам при рабочем режиме (см. стр. 42—43).
Определив момент потерь на тихоходном и быстроходном валах, можно найти мощность холостого хода N* х, соответствующую частоте вращения червяка
д^.х =о,ООбЗГх’х/г1. (3.30)
Рассчитанное таким образом значение мощности холостого хода может служить самостоятельной характеристикой редуктора, а отношение его к определенной экспериметальным путем мощности холостого хода — количественной оценкой качества изготовления редуктора.
Момент потерь на холостом ходу Тх х необходим при расчете так называемых тарированных рукояток, которые могут служить и для проверки качества собранных редукторов (более подробно об этом см. в параграфах 7.1 и 7.2). Значение мощности холостого хода можно использовать также при расчетах стенда, предназначенного для исследования отдельных составляющих потерь и других целей.
3.8. Анализ потерь в червячном редукторе
Большая доля всех потерь в червячном редукторе приходится на потери в зацеплении, однако они составляют не 90 %, как утверждает большинство авторов [19, 40 и др.], а только 60—75 % всех потерь. Их следует определять по зависимости (3.12) с использованием значений /пр и цПр, приведенных в табл. 3.2.
Важной составляющей потерь являются потери в опорах, которые могут достигать 15—30 % всех потерь в зависимости от конструкции опор, габаритов и передаточного числа редуктора. Относительные потери в опорах растут с увеличением передаточного числа. При проектном расчете коэффициент по
терь в опорах можно определить из рис. 3.2, а при уточненном расчете по зависимости (3.18) или (3.19).
Потери в уплотнениях могут составлять 1—8 % всех потерь и зависят от конструктивных особенностей уплотнительных узлов.
Наибольшее влияние на КПД оказывают контактные уплотнения, установленные на червяках. Коэффициент относительных потерь в уплотнениях червяка зависит от передаточного числа редуктора, а в уплотнениях колеса не зависит от него.
Значения этих коэффициентов для каждой" из манжет, установ-
Рис. 3.6. Характер распределения потерь в редукторах типа РЧУ
/ — в уплотнениях; 2 — в подшипниках; 3 —• в зацеплении и на размешивании масла
ленных в редукторе, можно опре-
делить по зависимостям (3.22) и (3.23). Для ориентировочных расчетов можно пользоваться рис. 3.3, где даны значения фупл для каждой из манжет, установленной на соответствующем валу. Большие значения относятся к редукторам меньших размеров при посадках на валу А8 и /t9, меньшие значения — к редукторам больших размеров при посадках па валу /9_ и dlO.
Потери на размешивание и разбрызгивание масла составляют 1,5—8,5 %' всех потерь и определяются кроме вязкости масла схемой расположения осей
53
редуктора в пространстве и глубиной погружения червяка пли колеса в мас-1 ло. Значение мощности потерь на размешивание и разбрызгивание масла иа-1 ходят по зависимости (3.24), после чего можно рассчитать коэффициент по^ терь- ' , ;
Для ориентировочных расчетов коэффициент потерь фм следует приник мать по графику на рис. 3.4. При пользовании графиком следует иметь в виду, что приведенные на нем значения соответствуют вязкости масла vM d « 40 м2/с при погружении колеса на 0,25<У2 и червяка на 0,5dj. При други» значениях погружения данные, полученные из графика, должны быть откор-1 ректированы в соответствии с рекомендациями, приведенными в табл. 3.7<
При исполнениях редуктора «червяк под колесом» следует учитывать! только фм1, при исполнениях «червяк над колесом» — только ф^2» а ПРИ oci талькых исполнениях следует суммировать оба коэффициента. Большие зна-1 чения фм относятся к редукторам меньших размеров. Характер распределения основных составляющих потерь приведен на рис. 3.6.
3.9. Расчет червячных редукторов на нагрев
Одним из критериев, ограничивающих нагрузочную способность червяч^ ных редукторов, является допустимая температура масла (или корпуса). J Выделяющаяся в кинематических парах редуктора теплота при жидкоц (или полужидкой) смазке передается через масло стенкам корпуса, а от ню за счет конвекции и теплоизлучения — в окружающую среду. Мощност! Мред, выделяющаяся в редукторе, равна
^ред ^пд 0 ““ ^ред)* j
Мощность А7отв, отводимая стенками корпуса, |
<3<3Ч
где k^i — коэффициент теплопередачи ьго участка поверхности площадью Fi\ Mi — температурный напор па i-м участке, т. е. разность температур стенки Ос/ и окружающего воздуха Ов.
Для любой поверхности суммарная теплопередача складывается из конвективной и лучистой, определяемых соответствующими коэффициентами.
Известно [42], что теплоотдача от различных участков корпуса неоди! пакова, так как они имеют разное пространственное положение; температурный напор на них также различен. При упрощенных расчетах отводимой теплоты пользуются зависимостью, не учитывающей переменность температурного напора:
*отв = (*0нЧЛ + * Wo) (1 + П <3.321
где k$n и k$Q — средний коэффициент теплопередачи соответственно неохла-1 ждаемой и охлаждаемой вентилятором поверхностей корпуса; ДО'н и ДФ0 —fl средний температурный напор соответственно на неохлаждаемой и охлаждаем мой поверхностях корпуса; FH и Fo — площадь соответственно неохлаждаемой! и охлаждаемой поверхностей корпуса; Т — коэффициент, учитывающий отвод теплоты рамой (опорной плитой), фланцами и прочими узлами крепления, а! также муфтами и другими деталями, насаживаемыми на валы редуктора; дап^ ный коэффициент зависит от площади соприкасающихся поверхностей, плотности их прилегания, материала рамы (опорной плиты) и колеблется от 0,05 до 0,2.
На основании эмпирических данных принимают &он=10 4-22 Вт/(м2-сС) [42] в зависимости от материала корпуса и интенсивности циркуляции воздуха в области редуктора. Меньшие значения следует брать для чугунных и стальных окрашенных корпусов, большие — для алюминиевых неокрашенных редукторов. Экспериментальные значения k$ для чугунных корпусов приведены в табл. 3.8.
54
Для искусственно охлаждаемых поверхностей k$Q зависит от скорости воздушного потока и определяется по эмпирической формуле [47]
k0o = 7 + 12 д/t^.
(3.33)
где v0 — скорость воздушного потока, м/с.
Таблица 3.8
Ориентировочные значения коэффициентов теплопередачи корпуса редуктора [25]
Частота вращения червяка, с~1 Коэффициенты теплопередачи, Вт'(м*-°С)
Ч ч.
12,5 17,4 15,1
16,7 20,9 17,4
25,0 27,9 22,1
Рис. 3.7. Зависимость коэффициента теплопередачи Луо от скорости воздушного потока
Для упрощенных расчетов значение можно, выбрать по графику на рис. 3.7. При уточненных расчетах следует иметь в виду, что приведенные выше значения k$H относятся к вер-
тикальным стенкам.
Если выполняется поэлементный расчет отдаваемой теплоты, то значения /?он Для горизонтальных степок, обращенных теплопередающей стороной вверх, можно увеличить на 10— 15 %, а для стенок, обращенных теплопередающей поверхностью вниз, уменьшить на 15—25 % [42]. При расчете площадей неохлаждаемых и охлаждаемых теплопередающих поверхностей следует учитывать половину площади поверхности ребер.
При расчете искусственного водяного охлаждения мощность А^тв, отводимую охлаждающим змеевиком, можно определить по зависимости
Л'о3тв = ЧГзД<>-
где k$3—коэффициент теплопередачи змеевика, выбираемый по табл. 3.9; F3 — площадь наружной поверхности змеевика, м2.
Таблица 3.9
Значения для змеевиков из медной или латунной трубы [40]
Окружная скорость зубчатого колеса или червяка, м'с ЛА , Вт'(м?-°С), V3 при скорости воды %ОД’ м''с
0,1 0,2 0.4 и бол е
До 4 146 157 165
Свыше 4 до 6 154 163 175
» 6 » 8 161 175 186
» 8 » 10 169 180 196
» 10 » 12 175 186 204
Примечание . Для змеевика из
стальной трубы толщиной 1- -3 мм
табличные значения уменьшают на 5-10 %.
Полученное значение следует суммировать со значением мощности, отдаваемой корпусом [см. зависимость (3.32)].
е Методика определения расхода воды для охлаждения и площади наружной поверхности змеевика приведена в специальной литературе [42], конструктивные способы охлаждения редукторов описаны в гл. 4.
Глава 4
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ РЕДУКТОРОВ
4.1. Выбор схемы привода
До недавнего времени традиционным являлся привод, выполненный на базе червячного редуктора общего назначения (а также других типов редукторов) и состоящий из электродвигателя, соединительной муфты, редуктора и еще одной муфты, соединяющей привод с исполнительным механизмом.
Такой привод можно создать только при условии, что редуктор имеет исполнение по передаточному числу, необходимое потребителю, а ось вращения входного вала исполнительного механизма соосна с осью тихоходного вала редуктора. В противном случае па входном или выходном валу нормализованного редуктора должна быть установлена дополнительная передача (например, клиноременная, цепная, зубчатая цилиндрическая или коническая) для обеспечения требуемой частоты вращения или передачи вращения от редуктора к исполнительному механизму. Соответствующим образом выполняли и фундаментную раму, на которой монтировали весь привод. В обоснованных случаях, когда не удавалось подобрать нормализованный редуктор, проектировали специальный редуктор.
Рис. 4.1. Варианты схем сборок 51, 52, 53 и 56 червячных редукторов
Б — быстроходный вал; тихоходные валы: К — консольный, П — полый (редукторы рассматриваются в плане при нижнем расположении червяка)
Рис. 4.2. Полый вал редуктора РЧУ, выполненный в виде шлицевой втулки / — подшипники; 2 — шлицевое отверстие в ступице червячного колеса
Современные отечественные и зарубежные редукторы общего назначения выпускают универсальными по расположению осей в пространстве или предусматривают их соответствующие модификации. Они имеют широкий диапазон передаточных чисел, что исключает необходимость в дополнительных передачах, и могут быть установлены в требуемом пространственном положении. Все это существенно упрощает конструкцию привода. Кроме того, редукторы выпускают в нескольких исполнениях по вариантам сборки; большинство из них имеют так называемое насадное исполнение.
Так, в ГОСТ 20373—80 предусмотрены шесть вариантов сборки червячных одноступенчатых редукторов, четыре из них приведены на рис. 4.1. Вариант сборки 56 (с полым валом) позволяет создавать приводы с насадным исполнением редуктора (рис. 4.2).
56
По схемам расположения осей и выходных валов в пространстве червяч-' ные одноступенчатые редукторы выпускают, как правило, в четырех-шести ис-
1 1 3
4
Рис. 4.3. Варианты схем расположения осей редуктора в пространстве (редукторы рассматриваются в вертикальной плоскости)
Червяк: 1 — горизонтальный под колесом; 2 — горизонтальный над колесом; 3 и 4 — вертикальный валом соответственно вверх и вниз; 5 и 6 — горизонтальный сбоку колеса тихоходным валом соответственно вверх и вниз
волнениях (рис. 4.3) как с горизонтальным, так и с вертикальным расположен нием осей редуктора.
Рис. 4.4. Способы крепления редукторов типа РЧУ: а — с помощью шпилек или болтов; б — на привертных лапах, единых для любого исполнения
По способам крепления редукторы выполняют с одной (см. рис. 1.3) или двумя парами отлитых за одно с корпусом лап либо отъемными лапами (рис. 4.4), которые устанавливают в требуемое положение. Кроме того, редук-
57
A
Рис. 4.5. Редуктор с креплением к исполнительному механизму с помощью лап, располо« жениых в плоскости, перпендикулярной к оси вращения колеса
1 — лапы; 2—опорная плоскость
Рис± 4.6, Редуктор с двумя парами лап, отлитых за одно с корпусом
Пары лап; 1 — нижняя; 2 = верхняя; 3 — отдушина
торы могут иметь фланец в плоскости, параллельной плоскости вращения червяка, или их крепят с помощью оттяжек (главным образом мотор-редукторы). Конструкции таких редукторов представлены на рис. 1.3—1.5, 4.5—4.7«
4-полюсный двигатель (пс = 25 с-1). Несмотря
Одним из вопросов, который должен быть решен при создании привода, является выбор скорости вращения приводного двигателя. Как указано выше, при проектировании одноступенчатых редукторов необходимо стремиться к тому, чтобы их передаточное число лежало в предела^ 28—35,5. Это будет соответствовать максимальной нагрузочной способности редуктора при неизменных габаритах. Для .редукторов, не имеющих собственных вентиляторов, если «к их КПД не предъявляют "высоких требований, более предпочтителен привод на базе 6-полюсного электродвигателя (пс = 16,67 с-1).
В случае повышенных требований к КПД и при необходимости по условиям работы искусственного воздушного охлаждения редуктора, так как он ограничен термической мощностью, предпочтительнее применять на то что нагрузочная способность передачи на 10—20 % меньше, чем с природ ом от 6-полюсного двигателя, 4-полюсный двигатель позволяет использо-
вать эффект от вентилятора.
При проектировании редуктора необходимо учитывать масштаб производства, так как он определяет выбор материалов, технологические способы получения заготовок для основных деталей и др.
4.2. Проектный расчет
При проектном (проектировочном) расчете основными исходными данными являются:
вращающий момент Г2;
режим работы, например SI, S2, ..., S6 (по ГОСТ 183—79) и др.; макроклиматические условия, в которых будет работать редуктор;
частота вращения п2 тихоходного вала;
требуемая долговечность, например наработка (в часах) или срок службы (в годах) Lh\
масштаб производства (например, годовой выпуск Nr).
Кроме того, могут быть дапы дополнительные данные, носящие общий характер:
значение коэффициента полезного действия,
уровень шума,
кинематическая точность (например, плавность хода),
компоновка (например, взаимное расположение осей), требования к свойствам самоторможения и др.
Дополнительные данные определяют выбор типа редуктора или его конструктивные особенности.
Вращающий момент на выходном валу редуктора является достаточной
59
характеристикой лишь для непрерывного 24-чаСозого режима работы. Для всех других режимов работы должен быть задан -характер изменения вращающего момента, который может включать, например:
диаграмму момента при циклическом изменении нагрузки, нагрузку и время ее действия для повторно-кратковременных или апериодических кратковременных режимов,
пусковые перегрузки,
суммарное время работы в сутки (главным образом для продолжительных режимов),
указания о реверсивности нагрузки или ее значениях при «прямом» и «обратном» ходах.
Могут быть заданы и другие характеристики режима работы.
Макроклиматические условия эксплуатации редуктора должны соответствовать, как правило, требования.м ГОСТ 15150—69. Знание этих условий позволяет решать некоторые конструктивные вопросы, например: необходимость в искусственном охлаждении, выбор вида материалов, покрытий, copra масла для смазки.
Одним из сложнейших вопросов, которые приходится решать при проектировании, является выбор частоты вращения приводного двигателя. Существует мнение, что следует выбирать более быстроходные приводные двигатели, так как при этом повышается КПД передачи и редуктора в целом и уменьшаются габаритные размеры привода. Применительно к приводам с червячными редукторами данное утверждение не является справедливым. Как показывает опыт, для указанных приводов необходимо выбирать частоту вращения червячного вала таким образом, чтобы передаточное число редуктора было близким к ин = 31,5. Это обеспечивает максимальную нагрузочную способность стандартизованных передач, для которых данное передаточное число соответствует одновитковой передаче с максимальным модулем (при постоянном межосевом расстоянии). Этому же передаточному числу соответствует минимальное значение коэффициента q, т. е. максимальный КПД для одновитковой передачи, а также наибольшая изгибпая прочность зуба колеса.
При больших значениях уменьшается модуль передачи, увеличивается, как правило, коэффициент q, снижается КПД, несколько возрастает теоретический коэффициент перекрытия, повышается плавность хода (при одной и той же степени точности изготовления) и все в большей мере проявляются свойства самоторможения.
При меньших значениях передаточных чисел увеличивается число витков червяка, возрастает КПД, одиако при этом растет и абсолютная мощность потерь. Как следствие этого, при одном и том же вращающем моменте Т2 может появиться ограничение нагрузочной способности по термической мощности и долговечности (абразивный износ зубьев колеса).
Кроме того, необходимо учитывать, что в интервалах частот вращения червяка, соответствующих наиболее часто применяемым 4-, 6- и 8-полюспым асинхронным электродвигателям, нагрузочная способность передач по контактной прочности возрастет па 10—20 % с уменьшением частоты вращения червяка [см. зависимости (2.28) — (2.30)].
Окончательное решение вопроса о быстроходности передачи можно принять лишь при учете дополнительных исходных данных. Так, необходимость повышенной плавности хода или обеспечения самоторможения может обусловить выбор проектантом передачи с большим передаточным числом. В тек случаях, когда проявление самоторможения нежелательно или недопустимо по каким-либо причинам, применяют многовитковые передачи, т. е. исполнения с меньшими передаточными числами.
Долговечность передачи или редуктора в целом можно задавать как наработкой или у-процентным ресурсом (в часах), так и сроком службы (в часах или годах в зависимости от режима работы).
После определения гц, uHt zit q и z2 для передач, работающих в непрерывном режиме при Lh > 4000 ч, ориентировочно находят модуль передачи, соответствующий поминальному передаточному числу 31,5, по формуле
4 ^7^250 = 0,63 (4.1)
«0
По т31.5, ti\ и q из зависимости (2.5) определяют скорость скольжения. Учитывая, что колебания диаметров червяков передач с различными передаточными числами для редуктора при данном межосевом расстоянии сравнительно невелики, полученные значения скорости можно использовать для выбора материалов червяка и червячного колеса.
После выбора материалов определяют межосевое расстояние червячной передачи редуктора, работающего в условиях, когда лимитирующим фактором является контактная прочность зубьев колеса, по Т2 или Т2жн и всем вышеперечисленным параметрам, преобразуя зависимости (2.17) и (2.18) в форму, удобную для нахождения
aw>(+ Л л/ 2-5Гг£прК'1г . (4.2)
\ q + 2х ) V о2Нр[_г2/(д + 2х)У
«и >(z2 + Я + 2х)
3 / 2,5Г2К„гЛр
V °НРг2 (Ч + 2х) ^г2^у^оЛмат
(4.3)
Для ориентировочного определения межосевого расстояния можно пользе? ваться зависимостью
aw> 12,5 ^Тг ЭКВ^£ Кмат« (4.4)
Л
При этом предполагается, что при проектировании будут выбраны оптимальные параметры (соответствующие материалы, точность передачи, частога вращения червяка и др.). Для червяков вида Z.T в формулу (4.4) следует ввести еще коэффициент kzT = 0,87 -4- 0,96 [см. формулу (2.18)] [11, 42].
Для непрерывных режимов, когда колебания нагрузки кратковремепны,. незначительны и не превышают 20 % номинальной, Т2экп = Т2п.
Для непрерывных режимов, когда колебания нагрузки значительны,
Т2 экв — КигК^ТziLhilLte
Для других режимов работы значения Т2 экв должны быть выбраны с .учетом коэффициентов, входящих в зависимость (4.4): KLh = 0,1 V^a/2 — коэффициента, учитывающего заданную долговечность; Kz\ ~ Ку. Значения /(Y| Kz2, Кнг, КР и Кмат можно принять такими же, как в зависимости (2.18), .а коэффициент Кп\ = 1/К1 из зависимости (8.1).
После определения межосевого расстояния рассчитывают диаметры червяка и колеса, а затем усилия, действующие в зацеплении; по ним (с учетом действующих на валы консольных нагрузок) подбирают подшипники в зависимости от требуемой долговечности и принятого в соответствии с рекомендациями, изложенными в параграфе 4.3, конструктивного исполнения подшипниковых узлов. Для предварительного расчета можно принимать базовое расстояние между подшипниками (0,9 ~ 1,3)d2 для опор червяка и (0,3-4-0,7).ч.а для опор колеса, при этом меньшие значения соответствуют большим межосевым расстояниям (aw = 100-4- 160 мм).
После определения межосевого расстояния и размера подшипников принимают конструктивно-компоновочное решение, включая расположение осешв пространстве, способ смазки, конструкцию уплотнений и др. С учетом этого, конструктивно-компоновочного решения эскизно вычерчивают одну или две-проекции редуктора и уточняют ранее принятые значения базового расстояния между подшипниками в опорах червяка и колеса. Если они близки к заложен--; ным в расчет, то расчет можно продолжить. Если же значения их существенно различаются, то реакции в опорах следует определять заново, еще раз выполнить расчет подшипников и окончательно определить их размеры.. При,мер1; проектного расчета червячной передачи редуктора приведен в приложении - 2.
Затем выполняют расчет потерь в редукторе по зависимостям, приведенным в гл. 3, и уточняют eto КПД. По компоновочному чертежу (эскизу) ориентировочно подсчитывают поверхность охлаждения редухтора, произво-
61
дят его тепловой расчет и принимают решение о применении того или иного способа охлаждения.
В заключение выполняют расчет выходных концов валов и шпоночных (шлицевых) соединений, используемых в редукторе.
После конструкторской отработки чертежа общего вида конструктор (проектант) должен предварительно согласовать его с технологической службой подразделения, где предполагается изготовлять разработанный редуктор, тем самым осуществив первый этап проверки изделия на технологичность в соответствии с требованиями ГОСТ 14.201—73.
4.3. Опорные устройства
4.3.1. Конструкции подшипниковых узлов
Как уже отмечалось, основной составляющей нагрузки на червяке являет-
ся осевая нагрузка, а на колесе — радиальная; соответственно этому и кон-
струируют опоры червяка и червячного колеса.
Опоры червяка. До недавнего времени наиболее распространенными были
конструкции опор червяка, в которых применяли конические роликоподшипники, устанавливаемые по схемам, изображенным на рис. 4.8. Они нашли шн-
Рис. 4.8. Опоры червяка с коническими роликоподшипниками, установленными: а — враспор; (Г—наружными кольцами внутрь
можны две схемы установки подшипников. При
рокое применение из-за технологичности сборки, хотя и не являются конструктивно оптимальными. В таких опорах используют подшипники серии 27300 по ОСТ 333—79, имеющие угол конуса до 26°, а иногда, при незначительных требованиях к долговечности и габаритам, — подшипники серии 7200, 7500 и 7600 с малыми (до 14°) углами конуса.
В ряде случаев используют шарикоподшипники (рис. 4.9). Обычно применяют подшипники серии 46000 с углом давления около 26° или серии 66000 с углом давления около 36°, а в малонагруженных редукторах при небольшой долговечности — подшипники серии 36000 с углом давления 11 — 13°. В таких опорах воз-устаиовке подшипников по
первой схеме осевую нагрузку воспринимают упорные бурты корпусных деталей, расположенные снаружи подшипников, так называемая установка враспор (рис. 4.8, а и 4.9, а), по второй схеме — упорные бурты, расположенные между подшипниками (рис. 4.8,6 и 4.9,6).
В первом случае расстояние /п между точками приложения радиальной
нагрузки меньше расстояния между центрами тел качения, а во втором — больше. В связи с этим некоторые авторы рекомендуют устанавливать подшипники по второй схеме, так как с увеличением базы между подшипниками повышается их долговечность. Однако такие конструктивные решения (кроме исключительно редких случаев) неприемлемы, поскольку ухудшается технологичность конструкции (по расточке корпусных деталей, сборке и регулировке осевых зазоров в подшипниках), а следовательно, не обеспечивается желаемого увеличения долговечности^ В мотор-редуборах, где радиальные состав-
62
ляющие малы, так как консольные нагрузки незначительны, повышения долгом вечности практически не наблюдается.
Тепловые зазоры, т. е. зазоры, компенсирующие тепловое расширение деталей особенно для теплонапряженных редукторов, могут иметь значения, соизмеримые с первоначальными монтажными зазорами, а иногда и превышать их, по
скольку червяки имеют относительно большую длину, а рабочая температура их может достигать 15С °C. Сборку редуктора общего назначения производят обычно при 15—25 °C, а эксплуатируют их при температуре внешней среды ±50 °C. В связи с этим редукторы,
Рис. 4.9. Опоры червяка с радиально-упорными шаре* коподшипниками, установленными: а — враспор; б —• наружными кольцами внутрь
выпущенные заводом-изготовителем, должны иметь такой зазор, чтобы исключалось заклинивание даже при отрицательной температуре окружающей среды, т. е. тепловой зазор должен быть рассчитан на разность температур до 150 СС. Этого недостатка лишены конструкции, где осевую нагрузку воспринимает одна опора независимо от направления вращения червяка (рис. 4.10, а), а вторую опору выполняют «плавающей», т. е. подвижной в осевОхМ направлении (рис. 4.10,6). В связи с тем, что подшипники нагруженной опоры расположены на небольшой базе, температура червяка и его длина влияют на зазор несущественно и установленные при монтаже зазоры могут сохраняться при значительных изменениях температуры внешней среды. Иногда опоры червяка выполняют с тремя или четырьмя под-
Рис. 4.10. Опоры червяка, имеющие три подшипника: а— два радиально-упорных шарикоподшипника (или два конических роликоподшипника) в одной опоре; д’—один «плавающий» шарико- или роликоподшипник в другой опоре
1 — круглые резиновые уплотнительные кольца; 2 — отверстия для смазки подшипников (при гу« стой смазке)
шипниками: двумя радиальными шарико- или роликоподшипниками и упорными шарикоподшипниками.
Опоры колеса. В опорах колеса преобладающей является радиальная нагрузка,
осевая составляющая от уси-
лия в зацеплении незначительна, и поэтому их проектируют, как правило, с использованием одного шарико- или роликоподшипника в опоре. В таких опорах рекомендуют применять радиально-упорные подшипники серии 36000 или ко*
63
ничсскис роликоподшипники серии 7200, 7300 или 7500, имеющие небольшие углы конуса (рис. 4.11). При значительных внешних нагрузках на тихоход* ном валу можно использовать сферические двухрядные шарико- или ролико* подшипники (рис. 4,12).
Рис. 4.11. Опоры колеса редуктора 4-80, выполненные с коническими роликоподшипника* ми, установленными в стаканах
J «г* конический роликоподшипник; 2 — выборки в корпусе, выполненные для обесп ния монтажа колеса; 3 — отъемные лапы
Одна из специфических особенностей червячных редукторов — относительно небольшое расстояние между опорами колеса, поэтому подшипники устанавливают, как правило, враспор, поскольку при первоначально предусмотренных монтажных зазорах исключается заклинивание в подшипниках во всем интервала рабочих температур.
Особенностью опор колеса является и так называемая двойная регулировка: сначала осевое перемещение одного из подшипников обеспечивает совпадение средней плоскости колеса с осью червяка^
Рис. 4.12. Опоры колеса редуктора РЧ П-420
а затем осевым смещением подшипника в другой опоре достигают требуемого осевого зазора в подшипниках.
Регулировка осевых зазоров. Она зависит от способа крепления подшипников (рис. 4.13), и ее можно осуществлять, например, металлическими прокладками, устанавливаемыми под торцы крышек; при этом возможна установка их как под торцы, соприкасающиеся с соответствующими торцами подшипников (рис. 4.13,6), так и под торцы, соприкасающиеся с фланцами корпусов, как показано па рис. 4.13, в и г. При первом варианте обеспечиваются меньшая металлоемкость и более высокая герметичность, но процесс измерения размеров компенсатора и подбор прокладок усложняются. При втором варианте металлоемкость возрастает, обеспечение герметичности усложняется| но подбор комплекта прокладок упрощается.
В индивидуальном и мелкосерийном производстве вместо набора прокладок выполняют один компенсатор, шлифуемый по месту после измерения соответствующих размеров.
Регулировка прокладками не дает оптимального зазора в подшипниках. Во nepebiXj зазор может быть изменен только ступенями, так как прокладки
64
Рис. 4.13. Крепление наружных колец подшипников: а — двумя крышками; б — упорным кольцом и крышкой; в— упорным буртом корпуса и крышкой; г — в стакане; д - в корпусе через упорную шайбу с регулировкой винтом; е — в корпусе с petулпровкой гайкой / — регулировочные прокладки; 2 — регулировочные кольца: 5’— отверстия под ключ
3 Зак. 618
G5
имеют дискретный ряд толщин, а допуски на толщину часто соизмеримы а требуемым зазором. Во-вторых, при эксплуатации установленный зазор не может быть изменен в зависимости от конкретных условий работы и температуры внешней среды.
Более оптимальны конструкции, где зазор регулируется с помощью винта и нажимной шайбы (рис. 4.13, д) или гайки (рис. 4.13, е). В такой конструк-ции можно получить любой требуемый зазор, при необходимости изменяя его в зависимости от конкретных условий эксплуатации. К недостаткам этой конструкции следует отнести большую материалоемкость и отсутствие «универсальности»: она может быть использована лишь в опорах, не имеющих выходных концов.
Установка подшипников. В большинстве случаев подшипники устанавливают непосредственно в корпус. Иногда, когда осевую нагрузку воспринимает лишь одна опора или когда сборку колеса осуществляют сверху в неразъемный корпус, подшипники устанавливают в стаканы (см. рис. 4.10, а и 4.11). Если Корпус выполнен из алюминиевых сплавов, а нагрузка и теплонапряжен-ность достаточно высоки, то даже при схеме враспор подшипники рекомендуют устанавливать в стальные или чугунные стаканы (втулки). Это исключает проворачивание наружных колец при температуре корпуса свыше 70 °C.
Некоторые способы крепления внутренних колец на валах показаны на рис. 4.14.
4.3.2. Расчет подшипников
Основной составляющей нагрузки, действующей на червяк, является осевая нагрузка, радиальная равна 30—40 % осевой (в зависимости от угла подъема витка); на колесе основная составляющая нагрузки радиальная, осевая нагрузка незначительна и не превышает 30 % радиальной.
В соответствии с этим в опорах червячного редуктора применяют в основном радиально-упорные или радиальные шарико- и роликоподшипники. Расчет их ведут по динамической или статической грузоподъемности в соответствии с требованиями ГОСТ 18855—73 и 18854—73. Однако при расчете имеются некоторые особенности, связанные главным образом с определением эквивалентной нагрузки и конструктивными особенностями самих опор.
Расчет долговечности подшипника по динамической грузоподъемности. Долговечность подшипника определяют как число оборотов (или часов при заданной постоянной частоте вращения), которое подшипник должен проработать до появления признаков усталости материала любого кольца или тела качения. Характерным признаком усталости является выкрашивание на рабочих поверхностях деталей в виде мельчайших раковин или отслаивания металла.
В качестве характеристики долговечности подшипников обычно задают 90 %-ный ресурс, принимаемый за некоторую номинальную (или расчетную) долговечность, которая зависит как от внешних факторов (величины и направления нагрузки, частоты вращения, смазки и т. д.), так и от их динамической грузоподъемности.
Номинальную долговечность L в млн. оборотов или Lh в часах вычисляют по зависимости [33]
1 = (С/<2экв)р (4.5)
или
LA=(278/n)(C/Q)P, (4.6)
где С — динамическая грузоподъемность; Q экв — эквивалентная нагрузка; р • показатель степени (для шарикоподшипников р = 3, для роликоподшипников р = 3,33); п — частота вращения.
Формулы (4.5) и (4.6) справедливы при любой частоте вращения, не превышающей предельно допустимую для данного подшипника, но не менее 0,2 с-*1. При 0,02 п < 0,2 следует принимать п = 0,2 с’1. При и < < 0,02 с“* действующую нагрузку необходимо рассматривать как статиче
66
скую и при выборе подшипника сопоставлять ее со статической грузоподъемностью подшипника данного типоразмера [25].
Из зависимости (4.5) следует, что при увеличении эквивалентной нагрузки вдвое расчетная долговечность шарикоподшипников уменьшается в восемь раз, а роликоподшипников — в 10 раз. В связи с этим необходимо как можно точнее определять действующие на подшипники нагрузки.
Эквивалентная нагрузка. Для радиальных шарикоподшипников и радиально-упорных шарико- и роликоподшипников это такая постоянная радиальная нагрузка, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом обеспечивает ту же долговечность, какую подшипник будет иметь при действительных условиях нагружения и вращения. Для таких подшипников эквивалентную нагрузку Q3kb определяют по формуле [30]
Фэкв = (XVFr + YFa)k6kv, (4.7)
где X— коэффициент радиальной нагрузки; V — коэффициент вращения (для червячных редукторов, у которых вращается, как правило, внутреннее кольцо подшипника, V = 1); Fr— радиальная нагрузка; У — коэффициент осевой нагрузки; Fa — осевая нагрузка; — коэффициент безопасности (табл. 4.1); k$—температурный коэффициент (при температуре масла до 100 °C /го= 1; при температуре масла 100—120°C k® = 1,05).
Таблица 4.1
Значения коэффициента безопасности k6 в зависимости от характера нагрузки [30]
Характер нагрузки на подшипник Примеры использования
Спокойная нагрузка без толчков 1,0 Редукторы для ведущих роликов ленточных конвейеров при небольших мощностях, приводы равномерно нагруженных транспортеров и мешалок
Кратковременные перегрузки до 125 % номинальной (расчетной) нагрузки, легкие толчки 1,05-1,2 Приводы транспортеров, приводы подачи станков с ходовым винтом, приводы шестеренчатых насосов и легких вентиляторов
Кратковременные перегрузки до 150 % номинальной (расчетной) нагрузки 1,25-1,5 Приводы текстильных машин, деревообрабатывающих станков и мешалок для веществ с неравномерной плотностью Приводы поршневых насосов и галтовочных барабанов, приводы сельскохозяйственных машин
То же, но в условиях повышенной надежности 1,5-1,8 Приводы поворотных подъемников и кранов; приводы, работающие от многоцилиндровых двигателей внутреннего сгорания
Кратковременные перегрузки до 200 % номинальной (расчетной) нагрузки. Сильные толчки, вибрационная нагрузка 1,6-2,5 Приводы, работающие от одноцилиндровых двигателей внутреннего сгорания; приводы цементных мельниц; грохотов, бегунов; приводы вспомогательных узлов экскаваторов, прессов для брикетирования материалов и гильотинных ножниц
Примечание. В наиболее ве опыта эксплуатации. сложных случаях значения определяют на осно-
67
Данная зависимость справедлива и для упорно-радиальных подшипников, при этом коэффициент V = 1 независимо от того, какое кольцо вращается.
При расчете и выборе однорядных радиальных и радиально-упорных ш.ь рикоподшиппиков, а также однорядных конических роликоподшипников следует иметь в виду, что осевые усилия практически не оказывают влияния па расчетную приведенную нагрузку до тех пор, пока FaIFr не превышает величины е — так называемого вспомогательного коэффициента осевой нагрузки, зависящего от угла контакта в подшипнике. Подобное соотношение возможно при расчете опор колеса.
У двухрядных радиально-упорных подшипников даже незначительные осевые силы влияют на эквивалентную нагрузку, а в случае, если величина FufFr превышает значение е, в этих подшипниках будет работать только один ряд тел качения.
Значение коэффициентов осевой и радиальной нагрузки, а также коэффициента е в зависимости от типа подшипника и соотношения радиальной и осевой составляющих нагрузки на подшипник приведены в работе [33].
Для упорных подшипников
Фэкв = F akekfr (4.8)
Расчет подшипников по статической грузоподъемности. Если подшипник вращается с частотой не более 0,02 с-1, то его следует подбирать по статической грузоподъемности, например, для подшипников колеса двухступенчатых редукторов — при /21П = 25 с-1 и ин 1500. Статическая грузоподъемность является одной из характеристик подшипников, используемой в режимах, когда не может возникнуть усталостного выкрашивания. Она приведена в каталогах для всех стандартных подшипников.
За статическую грузоподъемность принимают такую эквивалентную нагрузку, иод действием которой суммарные остаточные деформации не превышают 0,0001 диаметра тела качения.
Для радиальных и радналыю-упорных подшипников эквивалентной нагрузкой считают только радиальную, а для упорных и упорно-радиальных подшипников — только осевую.
Эквивалентную нагрузку для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников и радналыю-упорных (конических) роликоподшипников определяют как наибольшее значение, получаемое по нижеследующим зависимостям:
Фэкв. о = XQFг + YOFа или фэкв.о = Fг* (4*9)
Значения коэффициентов Хо и Уо приведены в работе [33].
Подбор и расчет подшипников рекомендуется проводить в следующей последов ател ы । ости:
предварительно установить конструктивные особенности узла с учетом требований к редуктору и условий эксплуатации (например, задаться, как будут установлены подшипники: враспор или два радиально-упорных в одной опоре и т. д.);
определить тип подшипников, устанавливаемых в конкретной опоре: радиально-упорные, радиальные, упорные шариковые или роликовые подшипники; для радиалыю-упорпых выбрать их серию, т. е. угол давления;
по действующим радиальным и осевым нагрузкам, учитывая действительные условия, определить эквивалентную нагрузку;
по эквивалентной нагрузке и требуемой долговечности при заданной частоте вращения установить динамическую грузоподъемность подшипников;
по найденной динамической грузоподъемности подобрать по каталогу требуемый подшипник [27, 28];
сравнить фактическую долговечность выбранного подшипника с табличной и при необходимости выбрать больший или меньший подшипник; проверить допустимую частоту вращения подшипника.
При расчете подшипников червяка реверсивного редуктора следует учитывать, что осевая составляющая приложена то к одному, то к другому подшипнику, воспринимающему осевую нагрузку. В связи с этим эквивалентную
68
нагрузку Q3k следует рассчитывать по следующей зависимости:
п _ л / Ф’экв 1^1 + Фэкв 2^2 (4.10)
Чакв — V £ »
где фэкв 1 и фэкв 2 — эквивалентные нагрузки соответственно при прямом и обратном вращении; и L2— миллионы оборотов, в течение которых действуют нагрузки Оэкв 1 и Q3kb 2\ L — общая долговечность, млн. оборотов.
Аналогичным образом следует поступать и при переменных нагрузках, действующих на редукюр.
4.4. Способы смазки
Известны четыре основных способа смазки вращающихся элементов червячного редуктора (три — при жидкой смазке и один — при густой или так называемой полужидкой): смазка окунанием, смазка разбрызгиванием и масляным туманом, смазка поливанием, консистентная смазка.
Смазка окунанием является наиболее простым и универсальным способом, при котором червяк или колесо погружается в масло на некоторую глубину; минимальное погружение равно высоте витка (зуба), максимальное — радиусу червяка (колеса). Подшипники звена, находящегося в масляной ванне, как правило, частично погружены в масло. Потери на размешивание масла при таком способе относительно велики, хотя обеспечивается надежная смазка зацепления и одной пары подшипниковых опор. Вторая пара подшипниковых опор смазывается за счет либо масляного тумана (для редукторов малых размеров), либо дополнительных конструктивных мер. Например, в редукторе с нижним червяком для смазки опор колеса можно применять скребки, снимающие масло с колеса и направляющие его по специальным каналам в подшипники (рис. 4.15).
Смазка окунанием рекомендуется для редуктора малых размеров (aw ^3 100 мм) при всех схемах расположения осей в пространстве, а для средних и крупных редукторов — только при схемах с верхним червяком, так как при нижнем и боковом расположении червяка существенно возрастают потери на размешивание масла. В схемах с вертикальным расположением одной из осей необходимы специальные конструктивные меры, например: консистентная смазка верхней опоры и специальные уплотнения, предотвращающие ее вытекание из опоры в картер при нагревании.
Смазку окунанием применяют в редукторах общего назначения, так как при этом не требуется каких-либо дополнительных деталей и устройств и упрощается техническое обслуживание.
Потери на размешивание и разбрызгивание масла в редукторах общего назначения, как правило, больше, чем в специальных, поскольку уровень масла несколько выше. Так, для обеспечения надежной смазки всех исполнений редукторов малых размеров (aw 80 мм), имеющих различные диаметры червяка в зависимости от передаточного числа, уровень масла достигает осн червяка, в то время как у специальных глубина погружения может составлять (2 4- 4)ш.
При смазке разбрызгиванием и масляным туманом элементы червячного зацепления и подшипники не находятся в масляной ванне. На червяк надевают брызговики, которые, погружаясь в масляную ванну (рис. 4.15), набрызгивают масло па зубья колеса, обеспечивая смазку зацепления. Кроме того, они разбрызгивают масло, которое, ударяясь о стенки корпуса, создает масляный туман, тем самым обеспечивая смазку подшипников. При таком способе смазки потери па размешивание и разбрызгивание масла значительно мепыпе, чем при смазке окунанием, однако данный способ эффективен только для редукторов с нижним или боковым расположением червяка при достаточной частоте его вращения.
Смазку поливанием применяют главным образом для специальных крупногабаритных редукторов, к КПД которых предъявляют повышенные требования, или в тех случаях, когда объемы масляной ванны незначительны. При
69
©том способе забор масла производится из картера редуктора или специальной емкости шестеренчатым (или лопастным) насосом, который приводится во вращение от червяка или самостоятельного привода (при верхнем червяке) и подает смазку как в зону зацепления, так и во все опоры редуктора. При смазке поливанием в системе подачи масла необходимо устанавливать фильтры, так как масло содержит продукты износа зубьев колеса. Этот способ смазки позволяет дополнительно охладить масло за счет наружных подводящих устройств и дополнительных емкостей, поэтому редукторы, в которых смазку осуществляют поливанием, как правило, не лимитированы термической мощностью.
Рис. 4.15. Смазка зацепления и подшипников
/ — пластины для съема масла с колеса; 2 — червячное колесо; 3 — каналы для по« дачи масла в подшипники колеса; 4 — сливная пробка; 5 — брызговик; 6 — маслоотра-* жательное кольцо
Консистентную смазку до недавнего времени применяли лишь при ручном приводе или при частоте вращения червяка не более 3 с-1.
В последние годы в связи с созданием полужидких пластических смазок такой способ получает все большее внедрение при эксплуатации редукторов общего назначения, а благодаря успешным работам по созданию надежных и долговечных смазок этого типа [19] он, вероятно, станет основным.
При жидкой смазке уровень масла контролируют маслоуказатслями различных конструкций. Наиболее простым маслоуказателем является щуп, состоящий из металлической или пластмассовой головки и металлического стержня с нанесенными на нем рисками, соответствующими верхнему и нижнему допустимым уровням масла (рис. 4.16, а).
Недостаток такого вида указателей заключается в том, что они не позволяют измерять уровень смазки без остановки привода, особенно редукторов небольших размеров, так как оказываются забрызганными маслом. Если необходимо измерять уровень масла «на ходу», то указатель заключают в трубу (рис. 4.16,6).
70
Имеются и другие конструкции маслоуказателей, например, выполненные по принципу сообщающихся сосудов, в виде отверстия, закрытого прозрачным материалом, ниппельные маслоуказатели и др.
Маслоуказатели, выполненные по принципу сообщающихся сосудов, состоят из углового штуцера, ввернутого в отверстие корпуса, стеклянной трубки и защищающего ее экрана (рис. 4.17). Их применяют в основном в больших редукторах, в условиях, где пользоваться щуповыми указателями неудобно, а также при испытаниях различных редукторов, когда необходимо непрерывно следить за уровнем масла.
А1аслоуказатели в виде отверстия, закрытого прозрачным материалом, аналогичны вышеуказанным, но расположены на удобном для наблюдателя уровне (1—2 м от пола). При их конструировании следует избегать применения оргстекла, так как оно мутнеет от контакта с горячим маслом, а устанавливать в отверстия обычное стекло.
Рис. 4.17. Масломерная колонка
Рис. 4.16. Контроль уровня масла щупом: а — открытым; б — заключенным в чехол (трубу)
Риски: 1 — нижнего уровня масла; 2 — верхнего
Несмотря на преимущество последних двух конструкций маслоуказателей, заключающееся в возможности визуального наблюдения за уровнем и состоянием масла, применять их нежелательно для редукторов, работающих в условиях вибраций, и в приводах машин, предназначенных для засыпки различных материалов (мельницы, бункеры и т. д.), так как возможны случайное повреждение прозрачного материала, вытекание масла и, как следствие этого, выход редуктора из строя.
В некоторых случаях в качестве маслоуказателя используют систему из двух-трех отверстий, снабженных шариковыми ниппелями. Такие маслоуказа-тели применяют при эксплуатации редукторов в условиях недостаточной освещенности, в стесненных помещениях, когда извлекать и устанавливать щупы весьма неудобно (например, в приводах дверей станции метро).
Уровень консистентных смазок вообще не контролируют. За их состоянием следят либо по времени эксплуатации (при достижении расчетной наработки смазку меняют), либо по результатам анализа проб, которые берут в соответствии с регламентами на техническое обслуживание.
Объем Ум, дм3 (л), смазки (при смазке окунанием), необходимый для нормальной работы редукторов с 0^ = 40-4-160 мм в непрерывном режиме, можно определить по формуле
Гм>0,2 + *м(0,01аш)3, (4.11)
где kM = 1,8 4-2,5 в зависимости от взаимного расположения осей редуктора в пространстве (меньшие значения для исполнений с нижним червяком, большие— для вертикальных червяков).
71
4.5. Уплотнительные устройства
Серьезное внимание при конструировании должно быть уделено герметичности редуктора. Известно, что добиться полной герметичности редуктора, имеющего выходные концы, нельзя (только в специальных волновых редукторах можно обеспечить абсолютную герметичность). Однако выбрав оптимальный вид уплотнения редуктора, существенно снижают утечки, которые могут влиять на работоспособность установок, в которых использованы редукторы, и самих редукторов. Так, в приводах, используемых в технологических линиях, например, пищевой и мукомольной промышленности, вытекающее мае по может попасть в перерабатываемые продукты и вызвать их порчу. В то же время при уровне масла в редукторе ниже допустимого возможен выход из строя самого редуктора (интенсивный износ зубьев колеса, перегрев пары, заклинивание подшипников червяка и т. д.).
Источниками утечек в редукторах, являются, как правило, разъемы по плоскостям прилегания невращающихся деталей и выходные концы валов. Разъемы по плоскостям прилегания, например, между подшипниковыми, смотровыми крышками и корпусами, между спускными (заливными) пробками и корпусом уплотняют резиновыми, кожаными или паронитовыми прокладками. В отдельных случаях разъемы крышек с корпусами уплотняют круглыми резиновыми кольцами, устанавливаемыми на цилиндрической или торцевой части крышек (см. рис. 4.10). Установка колец на торцевой части крышек значительно эффективнее с позиции герметичности, но при этом материалоемкость больше.
Если корпус разъемный по оси колеса, то уплотнение по разъему можно выполнить лишь за счет плотного прижатия тщательно обработанных поверхностей, а в отдельных случаях залить такой разъем специальным лаком.
Другим источником утечек являются выходные концы валов. Для их герметизации используют три вида уплотняющих устройств (или их комбинации): контактные, щелевые и центробежные.
В контактных уплотнениях рабочая поверхность какого-либо неподвижного элемента трется по рабочей поверхности вращающегося вала. Такие уплотнения обеспечивают наибольшую герметичность и подразделяются па три типа:
резипометаллнческие, в которых используют стандартные (по ГОСТ 8752—79) одно- или двухпоясковые резиновые манжеты, имеющие жесткий металлический каркас и пружину, поджимающую рабочую кромку к уплотняемой поверхности (рис. 4.18);
войлочные, представляющие собой кольцо прямоугольного сечения из войлока или фетра, установленное в канавку трапецеидального сечения (рис. 4.19 и 4.13, г);
Рис. 4.18. Уплотнение валов резиновыми манжетами: а —с одной рабочей кромкой; б — с пыльником (второй рабочей кромкой); в — двойное манжетное; г — двумя манжетами, установленными навстречу друг другу; д — специальной манжетой
торцевые, состоящие из рабочего (металлического или металлокерамического) кольца 1 (рис. 4.20), поджимаемого каким-либо упругим элементом к уплотняемой поверхности, и резинового кольца 2, устанавливаемого в расточку неподвижной детали.
Уплотнения первого и третьего типов применяют при скоростях от 0,4 до 12 м/с и главным образом при жидкой смазке, а второго типа — при консистентной смазке, а также для скоростей менее 0,4 м/с при жидкой смазке.
Обеспечивая хорошую герметичность, контактные уплотнения в то же время приводят к большим потерям на трение, поэтому их рекомендуют ис
*12
пользовать па валах, находящихся непосредственно в масляной ванне. На герметичность и долговечность контактных уплотнений существенное влияние оказывает также состояние рабочей поверхности вала: твердость и шероховатость.
Для стандартных резиновых манжет регламентируют минимальную твердость уплотняемой поверхности вала ^30HRCj и шероховатость поверхности не ниже 0,8 мкм, в связи с чем рабочие поверхности валов должны быть закалены (в основном закалка ТВЧ), отшлифованы и отполированы.
Рис. 4.19. Уплолнение валов войлочными (фетровыми) кольцами
1 2
Рис. 4.20. Торцевое уплотнение вала
Результаты исследований, проведенных в последнее время [46], показали, что герметичность и долговечность резипометаллических уплотнений зависят не столько от микронеровностей металлической детали, сколько от ее микрорельефа. Чем этот рельеф более пологий, т. е. чем больше радиусы выступов и впадин поверхностей микрорельефа и чем больше расстояние между ними, тем лучше резина заполняет впадины, предотвращая вытекание масла, и тем меньше ее износ. Самые большие радиусы неровностей рабочих поверхностей валов, которые могут быть получены известными методами механической обработки (шлифованием, полированием, суперфинишной доводкой и др.), не превышают 60 мкм, расстояния между их выступами незначительны. Кроме того, неровности при таких способах обработки носят нерегулярный характер (рис. 4.21, а), т. е. имеют различную высоту и форму.
Рис. 4.21. Микрорельефы уплотняемых поверхностей вращающихся валов: а — после механической обработки; б — после вибронакатывания; в — регулярный микрорельеф, полученный при вибронакатывании
Вибропакатываппе позволяет создавать микрорельефы [46], имеющие радиусы выступов и впадин около 1000 мкм, при этом форма и высота микро-неровностей по всей поверхности становятся почти одинаковыми и контакт резины с металлом происходит по схеме, представленной на рис. 4.21, б. При вибронакатыванни можно получить поверхности с различной «сеткой» микро-перовностей, в том числе и с такой, где масляный слой удерживается в замкнутых объемах (рис. 4.21, в). Использование поверхностей с направленным микрорельефом повышает герметичность уплотнений в 1,5—2 раза, а их износостойкость вдвое-втрое. При этом трудоемкость технологического процесса ле возрастает, так как исключаются операции шлифования и полирования, а оборудование для вибронакатывания не является сложным. Такой же эффект может быть получен и при обработке вибронакатыванием рабочих поверхностей под торцевые уплотнения.
73
Щелевые (лабиринтные) уплотнения состоят из деталей, насаживаемых как на вращающиеся, так и на неподвижные элементы, и имеют узкие щели (лабиринты), которые препятствуют вытеканию жидкости.
Эти уплотнения не имеют непосредственно трущихся деталей, обладают малыми потерями, почти не зависящими от скорости, и поэтому их можно применять при любых скоростях. Для повышения надежности таких уплотнений их канавки (лабиринты) заполняют тугоплавкой консистентной смазкой. Данные уплотнения достаточно эффективны на валах, не находящихся вблизи зеркала жидкой смазки, например на валах червяков или колес при их верх-
Рис. 4.22. Щелевые уплотнения: а—обычное; б — с радиальным лабиринтом; в — с торцевым лабиринтом; г и д — с полостью 1 и отверстием 2 для сбора утечек и возвращения их в масляный картер (корпус) редуктора
нем расположении. Некоторые конструкции щелевых уплотнений показаны на рис. 4.22.
Центробежное уплотнение представляет собой диск, насаживаемый на вращающийся вал и имеющий острый выступ на цилиндрической поверхности. Наружный диаметр его рассчитывают так, чтобы центробежная сила, действующая на масло, находящееся на уровне этого диаметра, превышала силу
Рис. 4.24. Комбинированные уплотнения: а —войлочное и щелевое; б — «воздушный замок» и манжетное
Рис. 4.23. Центробежное уплотнение 1 — диск; 2 — полость для сбора утечек
сцепления масла с материалом диска. Отбрасываемое диском масло собирается в специальной выточке крышки и через какой-либо канал сбрасывается в картер редуктора (рис. 4.23). Такие уплотнения достаточно трудоемки и материалоемки, и их используют лишь в специальных, главным образом крупногабаритных, редукторах на червяках, не находящихся в масляной ванне.
Комбинированные уплотнения применяют в основном в специальных редукторах, к герметичности которых предъявляют повышенные требования. Так, используют уплотнения войлочное и лабиринтное, щелевое и манжетное (рис. 4.24). Для редукторов, работающих в воде или другой жидкости, можно применять двойные манжетные уплотнения с установкой манжет навстречу друг другу (см. рис. 4.18,г), что предотвращает как вытекание масла, так и попадание воды внутрь редуктораЛ
74
Для редукторов, имеющих вертикальный выход вала вниз, можно использовать комбинированное уплотнение, состоящее из стандартной манжеты и «воздушного замка» (рис. 4.24,6). Эта разновидность щелевого уплотнения характеризуется тем, что давление воздушной среды во всех сечениях щели неодинаково. Заливаемое в редуктор масло запирает воздух в замкнутом объеме и создает в нем незначительное избыточное давление, препятствующее попаданию в «рабочую щель» масла.
4.6. Охлаждение редукторов
Одним из критериев нагрузочной способности червячных редукторов является их термическая мощность, которая не только зависит от КПД, но и определяется необходимостью эксплуатации редукторов при повышенной тем* пературе внешней среды: в металлургическом и прокатном производстве, в условиях тропического климата и др. В связи с этим вопросы охлаждения червячных редукторов при их проектировании занимают одно из важнейший мест.
Известны три основных способа охлаждения червячных редукторов: естественное воздушное, искусственное воздушное, искусственное водяное.
Естественное воздушное охлаждение применяют для малогабаритных ре-дукгоров всех назначений, за исключением работающих при повышенной температуре внешней среды. Такой способ охлаждения можно рекомендовать и для крупногабаритных редукторов, но только при эксплуатации их в кратковременных режимах или при незначительных нагрузках в непрерывных режимах, а также в условиях пониженной температуры внешней среды (например* на открытом воздухе в районах Крайнего Севера).
Достаточное охлаждение можно обеспечить за счет: больших поверхностей корпуса, крепления редуктора к массивной раме с хорошей теплоотдачей, введения ребер, расположенных в вертикальной плоскости, применения алюминиевых корпусов.
При таком способе охлаждения необходимо следить за тем, чтобы не загромождалось пространство вокруг редуктора и обеспечивался хороший конвективный теплообмен.
Искусственное воздушное охлаждение применяют для редукторов средних и крупных размеров, работающих в непрерывных или повторно-кратковременных режимах, и для редукторов всех размеров, эксплуатируемых при повышенной температуре внешней среды или затрудненном конвективном теплообмене.
При таком способе охлаждения на червяк монтируют крыльчатку центробежного вентилятора, закрывающуюся кожухом, который крепится к корпусу, а ребра на корпусе в области червяка выполняют вдоль его оси. Вентиляторы устанавливают главным образом на конце вала червяка, противоположном его выходному концу (см. рис. 4.11); но известны конструкции, где он расположен на выходном конце (рис. 4.25). Преимуществами последних конструкций являются их упрощение и уменьшение утечек, так как исключается один уплотнительный узел. Однако при этом увеличивается длина выходного конца вала и в случае консольной нагрузки возрастает радиальная нагрузка на подшипник, а также возможно появление вибраций.
Кроме центробежных вентиляторов применяют и осевые, достоинство которых состоит в уменьшении осевых габаритов и массы самой крыльчатки и в особенности кожуха, который становится более технологичным. К недостаткам осевых вентиляторов относится изменение направления воздушного потока при реверсировании вращения. С тем чтобы исключить этот недостаток* предложено устанавливать два вентилятора1 (рис. 4.26).
Искусственное водяное охлаждение применяют только в специальных редукторах, так как из-за его конструктивной сложности требуются дополнительные затраты при монтаже и эксплуатации редукторов. Известны два вида такого охлаждения:
° А. с. 515905 (СССР).
78
в картере редуктора в области, заполненной смазкой, монтируют змеевик, через который пропускается вода;
в корпусе имеются специальные капа; к которым подводится вода или другая охлаждающая среда.
Рис. 4.25. Вентилятор установлен на входном валу редуктора
Рис. 4.26. Охлаждение редуктора с помощью двух осевых вентиляторов
1 г- червяк; 2—крыльчатка вентилятора; 3 — кожух вентилятора; стрелками показано направление воздушного потока при вращении червяка против часовой стрелки
Первый вид такого охлаждения применяют в основном для крупногабаритных редукторов, когда предусмотрены необходимые объемы для размещения змеевиков. Для редукторов средних размеров этот вид охлаждения эффективен лишь для исполнений с нижним или боковым расположением червяка.
Известны и другие способы искусственного охлаждения: направление па редуктор воздушного потока электродвигателя, используемого в приводе, за
76
счет специальных кожухов; изготовление специальной полумуфты с лопастями, создающими радиальный или осевой поток; установка дополнительных воздушных вентиляторов, охлаждающих весь привод; установка в корпусе редуктора охлаждающих люлек [42] п др.
4.7. Конструирование корпусных деталей
Материалы корпусных деталей. Основное влияние на выбор материалов корпусных деталей оказывают абсолютные размеры передачи и масштаб производства. Та^..ддя «редукторов при межосевых расстояниях от 40 до 80 мм применяют: 4 ;
в крупносерийном производстве—алюминиевые сплавы при лйтье их под давлением, а также чугунное или стальное литье по выплавляемым моделям (или корковое литье);
в серийном производстве—алюминиевые сплавы при литье их в кокиль или землю, чугунное или стальное литье в землю, а иногда стальное точное литье;
в мелкосерийном и индивидуальном производстве — алюминиевые сплавы, чугунное и стальное литье в землю, стальные сварные конструкции, иногда специальные сплавы (на основе магния) или пластмассы.
Для редукторов при 80 aw 125 мм используют:
в крупносерийном производстве — чугунное или алюминиевое литье в кокиль, реже стальное точное литье;
в серийном производстве — чугунное и алюминиевое литье в землю или кокиль, реже стальное литье;
в мелкосерийном и индивидуальном производстве — чугунное и стальное литье в землю, стальные сварные конструкции, редко алюминиевое литье в землю.
Для редукторов крупных размеров при aw > 160 мм применяют:
в крупносерийном и серийном производстве — чугунное (реже стальное) литье в землю;
в мелкосерийном и индивидуальном производстве — чугунное или стальное литье, сварные стальные конструкции, иногда сварно-литые конструкции и весьма редко алюминиевые сплавы при лигье в землю.
Неразъемные и разъемные корпуса. Материал, способ получения заготовок и некоторые особенности назначения редукторов в значительной степени определяют конструкцию корпусов. Различают неразъемные и разъемные корпуса, а также корпуса с отъемными стенками.
Неразъемными выполняют корпуса при повышенных требованиях к герметичности редуктора. Для обеспечения сборки червячной пары корпуса имеют большие отверстия под стаканы колеса (рис. 4.27) или отъемную крышку (несмотря па отъемную крышку такие корпуса обычно относят к неразъемным, так как эта крышка не нагружена).
Если подшипники колеса размещают непосредственно на ступицу, то при верхнем расположении крышки корпус в месте установки стаканов под подшипники колеса ослаблен выборками (см. поз. 2 на рис. 4.11), что определяется требованиями сборки: колесо в сборе с подшипниками должно опускаться в корпус через «окно» соответствующей формы.
При расположении крышки со стороны червяка корпус может быть усилен в области подшипников колеса, что особенно важно при использовании редуктора в условиях больших консольных нагрузок, однако сборка узла колеса такого редуктора усложняется.
В разъемных корпусах в большинстве случаев разъем предусматривают по оси колеса в плоскости, параллельной оси червяка. В зависимости от того, в какой половине выполнены лапы, конструируют редукторы видов РЧН, РЧП (см. рис. 1,3) или с ограниченной универсальностью, т. е. с двумя парами лап (см. рис. 1.5 и 4,6). Преимуществами таких конструкций являются простота изготовления отливок и технологичность сборки узла колеса, недостатком— повышенная материалоемкость из-за необходимости усиленного фланца в месте разъема для надежного крепления половин корпуса, так как
77
Рис. 4.27. Редуктор с крышкой для сборки колеса и с креплением на рабочую машину при помощи фланца
пусе (см. рис. 4.4, а), а также с помощью
уплотнение осуществляется лишь за счет прижатия тщательно обработанных поверхностей.
В некоторых случаях, в основном при вертикальном червяке, разъем выполняют по оси колеса в плоскости, перпендикулярной к оси червяка. При схеме расположения с вертикальной осью колеса иногда применяют разъем вдоль оси червяка в плоскости, перпендикулярной к оси колеса; такие разъемы при необходимости мо-гут быть уплотнены.
Кроме двух основных видов корпусов существуют корпуса с отъемными силовыми Степками. Отъемными выполняют стенки опор либо колеса, либо червяка. В таких конструкциях основная часть корпуса имеет прямоугольное сечение с утолщениями для опор.
Узлы крепления редуктора в приводах. Существует несколько способов крепления редуктора при конструировании (проектировании) привода. До недавнего времени основным способом было крепление к раме на лапах, которые выполняют за одно с корпусом (см. рис. 4.6 и 4.27) или отъемными (см. рис. 4.11). Отъемные лапы могут быть универсальными, т. е. для всех исполнений редуктора предусмотрена одна пара лап независимо от схемы расположения осей в пространстве, и индивидуальными, когда применяют специальные лапы, что позволяет уменьшить габарит редуктора в некоторых исполнениях. Кроме того, лапы можно выполнять за одно со стаканами (крышками) колеса (рис. 4.28), червяка или с соответствующими отъемными силовыми стенками.
В последние годы стати применять конструкции, имеющие так называемое насадное исполнение, когда редуктор насаживают непосредственно на вал рабочей машины и крепят к ней шпильками или болтами через сквозные отверстия в кор-специального фланца (бобышек),
отлитого па корпусе со стороны выходного вала (см. рис. 4.5, 4.27).
Известны конструкции, когда редуктор в насадном исполнении крепят не к исполнительному механизму, а к какой-либо раме с помощью оттяжек (рис. 4.29); такие конструкции особенно эффективны для мотор-редукторов, поскольку уменьшаются динамические нагрузки.
Оребрение корпусов. Его выполняют с целью как повысить жесткость корпуса, так и увеличить поверхность охлаждения.
78
Значительная часть червячных редукторов работает в повторно-кратковременных и других нестационарных режимах. Во многих случаях к валам приложены большие консольные нагрузки, поэтому подшипниковые опоры и лапы, как правило, усиливают ребрами.
Рис. 4.28. Редуктор с лапами, выполненными за одно со стаканами колеса
поверхности лучше отводят теплоту
Рис. 4.29. Редуктор в насадном исполнении с креплением при помощи оттяжки
1 — фланец для крепления двигателя; 2 — отверстие для крепления оттяжки
должны быть такими, чтобы обеспечн-
Редукторы, предназначенные для эксплуатации в непрерывных режимах, а также в других режимах при повышенной температуре окружающей среды, выполняют оребренными.
При естественном охлаждении редукторов ребра желательно располагать в вертикальной плоскости, так как таь за счет конвекции. Универсальные редукторы выполняют так, чтобы в любой из схем расположения червячной пары было достаточное количество ребер, имеющих вертикальное расположение (см. рис. 1.4). Аналогично поступают и в случае теплонапряженных редукторов, имеющих искусственное водяное охлаждение.
В редукторах с искусственным воздушным охлаждением ребра, расположенные у червяка, располагают вдоль воздушного потока, т. е. параллельно оси червяка, а около колеса— вертикально (см. рис. 4.7).
Количество ребер и их высота на данной поверхности определяются как материалом корпусных деталей, так и способом получения заготовки. Так, для чугунных и стальных корпусов шаг ребер составляет, как правило, 1,1 —1,5 их высоты, для алюминиевых корпусов, отлитых в кокиль,— 0,9—1,1, а для отлитых под давлением — 0,7—0,9 их высоты; при этом расположение ребер и уклоны на них
вались надежное раскрытие пресс-формы (кокиля) и легкий съем с них заготовок.
Разъемы и окна, маслозаливочные и сливные отверстия, указатели уровня масла. Корпус редуктора может иметь технологический разъем для обеспечения его отливки или сборки. Кроме того, в червячном редукторе необходим еще один разъем (пли окно) для контроля пятна контакта, которое в болп-
79
щннстве случаев задастся в п. т. д как один из важнейших показателей качества. Данный разъем располагают со стороны зубьев колеса, размеры его Должны быть достаточными для освещения зубьев и их визуального осмотра.
Для заливки свежего масла и слива отработанного в корпусных деталях редукторов также следует выполнять разъемы или отверстия. При больших объемах масла или вязких маслах желательны разъемы относительно больших сечений. В малогабаритных редукторах при использовании маловязких масел достаточны резьбовые отверстия диаметром 10—30 мм.
С тем чтобы исключить повы-
шение давления внутри корпуса из-за нагрева воздуха в нем и, как следствие, возможное увеличение утечки масла, в верхней части корпуса устанавливают так называемую отдушину (см. рис. 4.6).,
Особую сложность представляют измерение уровня масла, обе* спечение его слива и уплотнение соответствующих разъемов в универсальных редукторах: в каждом из их рабочих положений необходимы сливная пробка, отду* шипа и указатель уровня. В таких случаях используют сливную резьбовую пробку и унифицированную с ней по резьбе масломерную иглу, одновременно выполняющую функцию отдушины.
Для транспортировки редукторов, а также для технологических целей, например окраски их на конвейере, на корпусах редукторов предусматривают специальные устройства, так называемые рымы (рым-крышки, рым-болты, литые уши, отверстия и т. д.).
Формы фланцев и крышек. Наиболее простыми, ио металлоемкими конструкциями являются круглые фланцы и крышки. Их применяют главным образом в изделиях мелкосерийного и индивидуального производства (рис. 4.25 и 4.30, а). В серийно изготовляемых изделиях в зависимости от размеров редуктора и количества болтов (винтов), крепящих
крышку к корпусу, используют квадратные, шести- и восьмиугольные крышки (4.30,6, в). В изделиях крупносерийного производства применяют фланцы и крышки специальной наименее металлоемкой конструкции (рис. 4.30, г).
С позиции обеспечения герметичности разъема наиболее оптимальны круглые фланцы и крышки. На фланцах других конструкций требования к перпендикулярности опорной поверхности относительно посадочной поверхности должны быть повышенными. В частности, па крышках (стаканах) и корпусах, выполненных с большим перепадом между наибольшим и наименьшим размерами фланца, допуск на перпендикулярность следует задавать односторонним, что повышает сопряженность поверхностей и герметичность соединений.
На рис. 4.30 изображены крышки: а — с круглыми, б — шестигранными, g— квадратными фланцами. При круглом фланце независимо от направления (ггклопения от перпендикулярности всегда обеспечивается контакт сопрягаемых поверхностей по какому-либо диаметру: внутреннему или наружному (см.
80
71-Л па рис. 4.30, а). Если фланец имеет форму, отличную от круглой, отклонение в сторону поднутрения фланца недопустимо, так как при контакте по наибольшему размеру (см. А-А справа па рис. 4.30, б, в) в области наименьшего размера образуется щель (см. А-А слева). При обратном направлении отклонения от перпендикулярности контакт обеспечивается в области внутреннего диаметра. На соответствующих поверхностях корпуса допустимое отклонение от перпендикулярности должно быть противоположным.
4.8. Конструктивные особенности червяков
Коэффициент/диаметра червяка. Одним из важнейших геометрических параметров, определяющих конструкцию червяков, является коэффициент диаметра q. Он определяет материалоемкость, коэффициент использования материала, КПД червячной передачи, жесткость червяка, степень проявления свойств самоторможения и, как следствие, работоспособность редуктора в различных режимах.
Чем меньше значения q, тем выше КПД передачи и коэффициент использования материала (для цельных червяков), но в то же время уменьшается жесткость червяка, возрастают прогибы его под нагрузкой, особенно при работе в переменных режимах. Это ухудшает условия работы самой передачи и подшипниковых узлов червяка, а также снижает свойства самоторможения.
У цельных червяков значения q лежат, как правило, в пределах 7Д—20, а у насадных—14—25. Меньшие значения относятся к круппомодульным чер< вякам, а большие — к мелкомодульным. В редукторах общего назначения применяют только цельные червяки, в специальных редукторах и передачах -используют и насадные. /
Данный параметр регламентирован ГОСТ 19672—74 с целью унифицировать фрезы и шеверы, применяемые для нарезания червячных колес. С тем чтобы еще больше уменьшить номенклатуру инструмента для редукторов общего назначения, сочетания q, т и 2\ регламентированы ГОСТ 2144—76 (см. табл. 2.1). Для специальных редукторов в индивидуальном производстве допустимы нестандартные значения q, если при этом можно получить существенные преимущества. В таких случаях зубья колеса приходится нарезать так называемой летучкой, т. е. специальным резцом па оправке, устанавливаемой в суппорт зубофрезерного станка.
Коэффиценпт q влияет также па конструктивное исполнение переходных шеек, в соответствии с чем червяки делятся на имеющие выход для инструмента (см. рис. 4.7—4.9 и 4.27) и не имеющие такого выхода (см. рис. 4.6).
У червяков с проточкой для выхода и н с т р у м е н т а диаметр шеек, расположенных рядом с нарезанной частью, меньше внутреннего диаметра витков червяка. Конструктивно это можно обеспечить за счет как большого значения q (см. рис. 4.5), так и специальных проточек под выход инструмента.
В некоторых специальных редукторах, когда не требуется большой долговечности и применяются подшипники малых размеров, даже при небольших значениях q можно получить червяки без проточек (см. рис. 4.7).
Конструктивное исполнение фасок переходных шеек в основном определяется технологическими требованиями. В индивидуальном производстве при изготовлении червяков па универсальном оборудовании углы выполняют небольшими (15—20°), что позволяет упростить снятие заусенцев па заходных частях нарезанной части червяка. В крупносерийном производстве при обработке па гндрокопировальпых станках углы на фасках должны быть 45—60° для улучшения условий резания, особенно при отводе резца.
У червяков без проточек для выхода инструмента диаметр впадин меньше диаметра рядом расположенной шейки (см. рис. 4.6). Их применяют при малых значениях q, когда проточка привела бы к существенному ослаблению червяка: к потере им прочности пли жесткости. Такие червяки весьма сложны в обработке, их витки можно изготовить только вихревым методом пли методами накатки, шлифование их затруднено, а при многовитковых передачах требуется радиальный отвод шлифовального круга, что увеличивает погрешность шага.
81
По видам термообработки и, соответственно, по характеристикам трения червяки делятся на сырые (нетермообработанные), улучшенные (32—42 HRC3), объемно-закаленные (42—50 HRC3)., закаленные ТВЧ иля цементированные (58—64 HRC3).
По исполнению выходного конца червяки могут быть с цилиндрическим и коническим концом, в исполнении короткие или длинные в соответствии с СТ СЭВ 537—76.
Цилиндрические концы более технологичны в изготовлении, но менее удобны в эксплуатации: при монтаже или в условиях, когда приходится менять насаживаемые на конец вала детали; для редукторов, работающих в ревер-сизпых режимах, так как могут разрабатываться шпоночные пазы сопрягаемых деталей, особенно если они выполнены из алюминиевых сплавов или
пластмасс.
Шпоночные пазы на цилиндрических концах следует располагать как можно ближе к торцу (2—3 мм), поскольку при монтаже деталей возможны по-
Рис. 4 31. Цилиндрический выходной конец: а — техно-
логичное расположение шпоночного паза: б — нетехнологичное расположение шпоночного паза
ворот их на шпонке и ослабление посадки. Для улучшения условий сборки конец шпонки, обращенный к торцу, рекомендуется выполнять радиус ным.
Пример технологичной и нетехнологичной конструкций конца вала показан на рис. 4.31.
Конические концы валов лишены указанных недостатков, но более трудоемки в изготовлении. Они могут иметь как наружную (см. рис. 4.5, 4.6), так и внутреннюю (см. рис. 4.11) резьбу для закрепления насаживаемых на конец вала деталей.
Иногда для специальных редукторов или мо-тор-редукторов конец вала выполняют шлицевым.
По количеству выходных концов различают
одно- и двухсторонние червяки.
Выбор вида геометрии рабочих поверхностей
червяка непосредственно не влияет на его конструктивные особенности и определяется главным образом технологическими возможностями производства (подробно об этом см. в параграфе 6.2).
Деформация червяка. Как было указано, деформация червяка оказывает существенное влияние на распределение напряжений по ширине зуба колеса,
т. е. на концентрацию нагрузки.
Кроме того, в некоторых случаях (при малых значениях коэффициента q) она может служить критерием нагрузочной способности передачи или
редуктора в целом.
При определении деформации червяка удобнее рассматривать отдельно действие каждой из трех составляющих нормального усилия: Л, Fr и Fx (см. параграф 2.4).
Прогиб червяка от действия составляющей Fr\ = Л2 tg а, создающей наибольшую деформацию (рис. 4.32), определяют по зависимости
frl « 1000 Г2/„ tg а/(24£/р d2),
(4.12)
где /п — расстояние между опорами червяка (см. рис. 4.8—4.10), мм; Е —< модуль упругости первого рода, для стального червяка Е= (2,1-4-2,15) 104{ — полярный момент инерции, фиктивного цилиндрического стержня, эквива-
лентного червяку по деформации, мм4; ______
« 0,05 d4fl (о,36 + 0,64 dai/dfl).
(4-13)
При выводе данной зависимости предполагают, что нарезная часть червяка занимает весь участок его длины между опорами. Если червяк имеет шейки для выхода шлифовального круга4 то прогиб может иметь ббльшие 82
Рис. 4.32. Эпюры изгибающих моментов на червяке и упругие линии его оси: а — от силы F^ (условно в горизонтальной плоскости); (Г—от силы Fri (условно в вертикальной плоскости); в — от изгибающего момента 0,5^2(условно в вертикальной плоскости)
значения, чем дает зависимость (4.12). В таких случаях следует определять прогиб червяка как для балки переменного сечения. Расчетное значение прогиба, рассчитанное по формуле (4Д2), не должно превышать 0,01/и.
Консольные нагрузки на концах валов также могут оказывать существенное влияние на работоспособность не только передачи, но и редуктора в целом. Так, при необходимости проектирования привода с использованием на входном валу вспомогательных передач (ременных, цепных зубчатых и др.), создающих консольные нагрузки, требуется располагать их таким образом, чтобы суммарный прогиб червяка в зоне зацепления был минимальным. Консольные на* грузки на червяк не только ухудшают работу зацепления, но и уменьшают долговечность подшипников червяка.
Специфическая особенность червячных редукторов заключается в том, что расстояние между опорами колеса относительно мало (втрое-впятеро меньше, чем между опорами червяка), из-за чего плечо приложения консольной нагрузки к тихоходному валу соизмеримо с расстоянием между опорами колеса или даже превышает его, поэтому следует избегать применения концов валов в исполнении длинные (по СТ СЭВ 534—77), если в этом нет особой необходимости.
Для червячных редукторов наиболее оптимальны исполнения с полым ти-хоходным валом, где консольные нагрузки исключены. При необходимости применять исполнения, имеющие выходные консольные валы, следует рекомендовать короткие концы валов.
4.9. Конструктивные особенности червячных колес
Конструктивные особенности червячных колес в основном определяются применяемыми материалами, исполнениями выходных валов редуктора (т. е. наличием пли отсутствием в редукторе насадных исполнений), а также масштабом производства.
Материал колес. Материал венца (а точнее, материал рабочих поверхностей зубьев колеса) может быть различным в зависимости от условий работы передачи, требуемой долговечности и др. Поскольку во многих случаях этот материал включает дорогие и дефицитные компоненты, то колеса из однородного материала (см рис. 4.37, а, б) делают в редких случаях В основном применяют составные колеса, когда только венцы (рис. 4.33) или только рабочие поверхности зубьев (см. рис. 4.36) выполняют из бронз, а ступицу — из чугуна или стали. Для специальных редукторов и передач, работающих от ручного привода (лебедки, затворы и др.), применяют сплошные чугунные колеса. Латунные, бронзовые или пластмассовые колеса используют для малогабаритных редукторов, обычно при aw < 40 мм, когда затраты на создание составного колеса относительно велики, а возможная экономия бронзы незначительна. В отдельных случаях цельные колеса применяют в индивидуальном производстве редукторов средних размеров.
Составные колеса наиболее экономичны в серийном или массовом производстве и выполнены, как правило, из чугунной или стальной ступицы и венца из бронзы или других антифрикционных материалов (рис. 4.33). При этом минимальная толщина венца под зубом б может составлять (1,62,5) m
83
в зависимости от способа соединения венца со ступицей и требуемого запаса прочности.
В некоторых случаях, главным образом в крупногабаритных редукторах, когда чугунная ступица не обладает достаточной прочностью (например, по напряжениям смятия шпоночного паза), колеса могут быть трехкомпозиционными: стальная втулка — чугунная ступица — бронзовый венец (см. рис. 4.37, г, д).
Соединение венца со ступицей. В зависимости от вида соединения венца со ступицей составные колеса могут иметь: напресованный венец; механически закрепленный венец; напрессованный и дополнительно закрепленный венец; венец, залитый непосредственно па ступицу.
Рис. 4.33. Виды соединения венца со ступицей; а — напрессовка на гладкую поверхность; (Г— то же и стопорение винтами с двух сторон; в — напрессовка на поверхность с буртом и стопорение винтами с одной стороны; г — съемный венец, крепящийся на винтах; д — крепление болтовым соединением по разъему (для неметаллических венцов); е—пайка (сварка); ж— заливка на ступицу
Рис. 4.34. Конструкция колеса, имеющего венец, залитый на предварительно обработанную ступицу: а — до заливки; б — после заливки венца
1 — отверстие; 2 — кольцевой паз под заливаемый венец; 3 — паз поперечный; 4 — венец до обработки; 5 — венец после обработки
Рис. 4.35. Конструкция колеса, имеющего венец, залитый на ступицу, не подвергаемую предварительной механической обработке: а — до заливки; б — после заливки венца
1 и 4 — реборды; 2 — место пропила при съеме бракованного венца; 3 — окно об-* легчения; 5 — венец
Напрессованный венец, соединяемый со ступицей за счет горячепрессовых посадок (рис. 4.33, а), применяют в малонагружепных передачах при постоянной нагрузке. Венец, соединенный со ступицей посредством переходной посадки, с дополнительным креплением его винтовым или болтовым соединением (рис. 4.33, б—д) используют в мелкосерийном, а иногда и в серийном производстве.
Более прогрессивным способом, позволяющим существенно сократить расход бронзы, является заливка венца непосредственно на ступицу, которая 84
может быть как предварительно обработанной по месту соединения, так и необработанной.
В предварительно обработанных ступицах (рис. 4.34) элементы, передающие вращающий момент, — отверстия 1 и пазы 3— и элемент, воспринимающий осевую нагрузку, — паз 2 — получают механической обработкой (см. а. с. 222091, СССР).
В предварительно не обработанных ступицах (рис. 4.35) конструктивные элементы, воспринимающие осевую нагрузку (реборды 1 и 4) и передающие вращающий момент (торцы реборд 4), получают непосредственно в отливке, например, методами точного литья (см. а. с. 636442, СССР). Трудоемкость изготовления и расход бронзы в таких конструкциях меньше, чем в описанных
Рис. 4.36. Колесо в виде зубчатого венца 1 — венец; 2 — ступица
выше.
Наиболее экономичны колеса, где венец выполняют зубчатым, а заливку веицов осуществляют в зубчатом кокиле (рис. 4.36). Такие конструкции можно использовать только в крупномодульных (т> > 5 мм) передачах. К их недостаткам относятся невысокая унификация, так как для каждого колеса с фиксированным числом зубьев должны был ь изготовлены своя ступица и собственный кокиль, а также технологические трудности, связанные с обеспечением равномерного слоя бронзы как при заливке, так и в процессе зубофрезерования. Кроме того, при заливке необходимо обеспечить хорошую адгезию, отсутствие раковин, неметаллических включений и других дефектов по месту соединения во избежание существенного снижения прочности зубьев.
У колес небольших размеров для их облегчения на ребордах выполняют отверстия или литые Окна (рис. 4.35, 4.37, б—д), а для колес крупнога
баритных редукторов взамен сплошного диска предусматривают лишь спицы, а при необходимости — и ребра жесткости. В специальных редукторах в колеса могут быть встроены фрикционные предохранительные муфты. Конструктивные особенности таких колес рассмотрены в гл. 5.
Рис. 4.37. Конструкция червячных колес: а, б — из однородного материала; в — с венном из антифрикционного материала; трехкомпозиционный: г—с запрессованной втулкой, б— втулка в виде стальной трубы с залитой на нее ступицей
Конструктивные особенности ступиц колес. В зависимости от расположения опор подшипник устанавливают либо на валу, либо для этого предусматривают специальные шейки на ступице (см. рис. 4.11), в основном в редукторах, имеющих насадные исполнения.
По виду обода и реборды (диска), связывающей обод со ступицей, колеса могут быть:
сплошными, без реборды (рис. 4.37, а); они обладают наибольшей жесткостью, по в то же время являются наиболее металлоемкими и применяются лишь в малогабаритных редукторах или в редукторах средних размеров при их индивидуальном и мелкосерийном производстве;
85
с одной симметрично расположенной ребордой (рис. 4.33, а, б, д и 4.37, д); их жесткость несколько меньше, и они предназначены для большинства редукторов общего назначения;
с одной несимметрично расположенной ребордой (рис. 4.37, в); их жесткость, особенно для реверсивной передачи, минимальна; применяют их главным образом в редукторах с вертикальной осью колеса, когда такое конструктивное исполнение позволяет создать дополнительное уплотнение типа «воздушный замок» (см. рис. 4.27);
с двумя симметрично расположенными ребордами (рис. 4.33,ж); им свойственна высокая жесткость при незначительной материалоемкости, но они весьма трудоемки в изготовлении и применяются в литых конструкциях при относительно больших размерах колес.
Глава 5
ОСОБЕННОСТИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЧЕРВЯЧНЫХ РЕДУКТОРОВ ДВУХСТУПЕНЧАТЫХ, СПЕЦИАЛЬНЫХ И МОТОР-РЕДУКТОРОВ
5.1. Двухступенчатые червячные редукторы
Рис. 5.1. Редуктор ЧДП 100/180
Выбор конструктивной схемы. Конструктивно двухступенчатые червячные редукторы можно выполнять как в едином корпусе (рис. 5.1), так и в самостоятельных корпусах для каждой ступени (рис. 5.2).
При изготовлении в едином корпусе масса редуктора и его габарит значительно меньше, но имеются детали, производство которых при незначительных объемах выпуска является малопроизводительным и, соответственно, относительно дорогостоящим. Кроме того, такие редукторы неуниверсальны: взаимное расположение осей входного и выходного валов остается неизменным, т. е. валы либо параллельны, либо скрещиваются. В конструкциях с единым корпусом возможны два варианта установки колеса быстроходной ступени на червяк тихоходной ступени:
консольно, например, у редуктора ЧДПМ 100/180 (рис. 5.2,6);
без консоли, например, у редуктора 42—80Е (рис. 5.3).
При консольном расположении колеса регулировка положения его средней плоскости усложняется, но регулировку подшипников червяка тихоходной ступени можно выполнять предварительно.
К недостаткам такой конструкции следует отнести зависимость условий контакта первой ступени от деформаций червяка второй ступени.
При расположении колеса без консоли регулировка средней плоскости колеса быстроходной ступени должна быть сделана одновременно с регулировкой подшипников червяка тихоходной ступени. Деформация червяка под коле
86
сом первой ступени значительно меньше, а следовательно, условия контакта в зацеплении существенно лучше.
Недостатком конструкций в едином корпусе является малая унификация деталей, однако в таких редукторах нет затруднений в подборе оптимального
сочетания материалов червяков и червячных колес, например материале групп I и 11 для колес первой ступени и групп III и IV для колес второй ступени (см. параграф 2.5).
При изготовлении двухступенчатых редукторов путем соединения двух одноступенчатых можно получить конструкцию с различным взаимным расположением осей входного и выходного валов (рис. 5.4), но она более металлоемка. Экономически целесообразен выпуск таких редукторов в небольших объемах при налаженном серийном производстве соответствующих одноступенчатых редукторов.
При такой конструкции большинство деталей унифицированы, оригинальными остаются лишь переходные детали крепления двух корпусов и элементы, соединяющие валы.
Валы двух ступеней соединяют муфтами, например, крестово-кулисными или зубчатыми; известны конструкции редукторов, в которых быстроходный вал тихоходной ступени и тихоходный вал быстроходной ступени
Рис. 5.2. Двухступенчатый редуктор ЧДПМ 100/180: а—общий вид; б — узел колеса быстроходной ступени
Прокладки для регулировки: 1 — подшипников; 2 —• средней плоскости колеса
выполняют шлицевыми и соединяют шлицевой втулкой (рис. 5.5).
Наиболее оптимальной конструкцией двухступенчатого редуктора, состоящего из двух одноступенчатых, является такая, в которой для быстроходной ступени используют редуктор в насадном исполнении (с полым валом, рис. 5.6), а для тихоходной ступени — редуктор, имеющий фланец для крепления электродвигателя. Однако и в такой конструкции необходима переходная деталь, так как присоединительные размеры под электродвигатель и быстроходную ступень в общем случае неодинаковы. Соединительные детали для валов не требуются, если быстроходный вал тихоходной ступени выполнен в соответствии с размерами полого тихоходного вала быстроходной ступени.
Выбор соотношения межосевых расстояний ступеней редуктора. Основной геометрический параметр — межосевое расстояние — связан с нагрузочной способностью — вращающим моментом Гг — по критериям контактной проч-
87
Рис. 5.3. Двухступенчатый редуктор 42—80Е с расположением колеса быстроходной ступени без консоли
/ — колесо червячное; 2 — несиловая крышк
пости приближенно кубической зависимостью (см. параграф 2.5), т. е.
или а'^а^ (5.1)
Здесь и далее в этой главе индекс ' относится к параметрам первой ступени, а индекс "— к параметрам второй ступени; i — условное обозначение одного из ряда передаточных чисел ступени.
Известно, что нагрузкой на первую ступень является вращающий момент на червяке второй ступени, т. е. = T2l{uiy\i ) = Т2. Для редукторов общего назначения, имеющих большое количество исполнений в широком диапазоне передаточных чисел, нагрузка на первую ступень максимальна при минимальном значении произведения «х-т]х- Таким образом,
(52)
88
Рассматривая выражение (5.2), необходимо иметь в виду, что вращающим момент/2 следует принять на 25—50 % большим, чем у соответствующего одноступенчатого редуктора. Это связано с уменьшением скорости скольжения (см. зависимости (2.28) — (2.30)], ограничением по нагреву, а в некоторых случаях и с переходом на новый критерий, ограничивающий нагрузочную способность,— изгибную прочность.
Таким Образом, нагрузочная способность второй ступени редуктора примерно в 1,5 раза больше, чем у одноступенчатого редуктора.
Потери в зацеплении второй ступени при этом возрастают на 25—40 % в зависимости от материала венца колеса, сорта масла и других факторов, а значения КПД даже при минимальных передаточных числах (ult — 8 4- 101 составляют 0,75—0,85. Произведение )min соответствует, как правило, минимальному передаточному числу ступени (в редукторах общего назначения wmin —
8). Подставляя в зависимость (5.2) максимальное значение Т2 и // г/ минимальное значение ых- т)х-, получаем T2max = l,5r27<8*0*8)^ «0,235Соотношение межосевых расстояний при этом равно il'wlaw = нУ0,235 « 0,63. В редукторах такого ряда может быть реализовано Hmin = 63, они допускают перегрузки в 2—2,5 раза по сравнению с номинальными.
Для редукторов общего назначения обычно принимают = = 0,50^, и тогда, решая ту же систему уравнений (5.1), (5.2), получаем, что 'пГ)т1п==8» так как при меньших значениях передаточных чисел оказывается перегруженной первая ступень. Чтобы выдержать это условие, необходимо принять wjnin = 12,5, а минимальное значение общего передаточного числа такого редуктора не может быть меньше 100(8-12,5). С целью исключить перегрузку первой ступени следует принимать ^mln = 1 25.
Рис. 5.4. Редуктор 42—80: а — черь*к быстроходной ступени под колесом; б — то же над колесом; в —то же вертикальный
Ступень: 1 — быстроходная; 2 — тихоходная; тихоходные валы: 3—консольный;
4 — полый
69
В ряде случаев, например при wmin > 200, можно принять аш=(0,4 4- 0,45) а^, что позволяет значительно уменьшить массогабаритные характеристики редуктора. Такое соотношение реализуют лишь в специальных редукторах, выполненных в самостоятельных корпусах и не ограниченных нагревом ррц работе в нормальных условиях.
Рис. 5.5. Редуктор 42—160
/ — шлицевая втулка; 2 — быстроходная ступень; 5 — тихоходная ступень
Рис. 5.6. Редуктор 42—80
Быстроходная ступень 1 насажена на тихоходную 2 за счет полого вала; 3 — несиловые крышки
Диапазон передаточных чисел двухступенчатого редуктора. Он определяется характеристиками каждой ступени и может быть в пределах 63—6300. Однако на практике он не превышает 100—4000, в некоторых специальных редукторах верхний предел достигает 20 000. Оптимальным следует считать интервал передаточных чисел 125—2500, так как для aw/aw = 2 при меньших значениях мн оказывается перегруженной первая ступень, а при больших
90
вначениях ин во второй ступени приходится применять мелкомодульные (для данного межосевого расстояния) передачи, у которых нагрузочная способность лимитируется по изгибной прочности.
Таким образом, предпочтительным является следующий ряд номинальных передаточных чисел: 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500.
Разбивка передаточных чисел по ступеням. Разбивка общего передаточ-ного числа по ступеням представляет собой довольно сложную задачу, включающую оптимизацию таких характеристик, как нагрузочная способность, КПД, минимальное число используемых передач (как в первой, так и во второй ступени) и др.
В табл. 5.1 представлено несколько рядов разбивки общего передаточного числа двухступенчатого редуктора по ступеням.
Таблица 5.1
Варианты разбивки общего передаточного числа по ступеням
ин. общ Номинальное передаточное число ступени
первой второй первой второй первой второй первой второй
Ряд I Ряд II Ряд III Ряд IV
125 8 8 16 16 8 16
160 10 16 8 20 20 10 16
200 12,5 10 20 8 25 10 20
250 8 8 31,5 31,5 8 31,5
315 10 10 31,5 40 10 31,5
400 12,5 10 40 10 40
500 16 31.5 16 31,5 10 16 31,5
630 20 16 40 12,5 20 31,5
800 25 20 40 16 20 40
1000 31,5 20 50 20 50 31,5 31,5
1250 31,5 31,5 40 25 31,5
1600 40 ЛЛ 31,5 31,5 40 40
2000 50 4U 40 50 40 50
2500 63 50 50 63
Ряд 1 характеризуется максимально возможной нагрузочной способностью, так как во второй ступени используют только передачи с наибольшими модулями: десять исполнений имеют наибольший модуль, а четыре исполнения— меньший, но близкий к оптимальному. Так, для редуктора с =’. = 100 мм это будет, соответственно, 5 и 4 из интервала используемых модулей 2—5 мм, а для редуктора с й2 = 160, соответственно, 8 и 6,3(6) из интервала 3,15(3)—8 мм.
Во второй ступени применяют всего три разновидности червячных .пар, восемь исполнений в первой ступени из десяти имеют относительно высокий КПД. Ряд характеризуется тем, что в первой ступени используют:
для шести исполнений четырехвитковые передачи, а для трех — двухвит* новые;
для пяти исполнений одновитковые передачи, но только два исполнения (ин = 50 и 63) с относительно низким КПД;
для пяти исполнений передачи с относительно малыми модулями (для ин = 12,5; 25; 50 и 63).
В данном ряду в обеих ступенях применяют всего 13 различных червяч-^ ных пар.
Ряд II характеризуется тем, что используют;
ei
во второй ступени пять разновидностей червячных пар в основном с большими (десять исполнений) и средними (четыре исполнения) модулями;
в первой ступени семь различных червячных пар в основном с большими модулями и только одно исполнение со средним модулем.
В первой ступени для десяти исполнений используют мпоговитковые передачи с относительно высоким КПД, в том числе для шести исполнений четы-рехвигковые и для четырех исполнений двухвитковые.
Таким образом, в данном варианте применяют всего 12 разновидностей червячных пар.
Ряд III предусматривает во второй ступени шесть разновидностей червячных пар; большинство из них имеют средний модуль (десять исполнений с utt = 50 и 25) и только четыре исполнения — крупный модуль.
В первой ступени используют девять различных исполнений червячных пар, а 11 из 14 исполнений имеют мпоговитковые передачи и относительно большой КПД, в том числе восемь исполнений — четырехвитковые передачи.
Всего в таком ряду 15 различных червячных пар.
Ряд IV является разновидностью ряда I, но в нем во второй ступени на одно исполнение больше, а в первой ступени на два исполнения меньше, чем в ряду I; таким образом, всего используется только 12 различных исполнений червячных пар.
Охлаждение. В редукторах, выполненных в едином корпусе, с единой масляной ванной, как правило, не требуется искусственного охлаждения при всех режимах работы. В конструкциях, образованных соединением двух одноступенчатых редукторов, вторая ступень также не нуждается в охлаждении при всех режимах работы. Наличие или отсутствие искусственного охлаждения в первой ступени определяется режимом работы и нагрузкой па нее, т. е. передаточным числом второй ступени, а также соотношением межосевых расстояний ступеней. Так, для работы в повторно-кратковременных режимах при нормальных условиях искусственного охлаждения не требуется, а для работы в непрерывных режимах, особенно при повышенных температурах внешней среды, искусственное воздушное охлаждение, как правило, необходимо.
Подшипниковые узлы. При проектировании двухступенчатого редуктора на базе двух одноступенчатых (соединением нх через какую-либо переходную деталь) конструктору приходится учитывать имеющиеся в одноступенчатых редукторах подшипниковые опоры, при этом внести существенное изменение в их конструкцию практически нельзя. При конструировании редуктора в едином корпусе исключаются подшипники колеса быстроходной ступени, а опорами червяка в тихоходной ступени могут быть радиально-упорные шарикоподшипники, установленные враспор. При относительно малых скоростях они обеспечивают требуемую долговечность.
Поскольку теплонапряженность червяков второй ступени значительно меньше, чем червяков первой ступени, то начальные осевые зазоры в нх подшипниках тоже могут быть меньше.
Критерии нагрузочной способности. Нагрузочная способность передач Двухступенчатого редуктора лимитирована различными критериями: первая бтупепь—контактной прочностью, а вторая—изгибной прочностью. В отдельных случаях нагрузочная способность первой ступени ограничивается изгибной Прочностью (при больших передаточных числах), а вторая — контактной (при малых передаточных числах, когда скорости скольжения еще достаточно велики и использованы материалы с невысокой контактной выносливостью).
Расчет червячных передач двухступенчатых редукторов производят: для второй ступени по изгибной прочности с проверкой отдельных исполнений па контактную прочность,
для первой ступени по контактной прочности с проверкой отдельных исполнений по изгибной прочности.
•Предварительно должна быть рассчитана вторая ступень, а после окончательного определения ее параметров по нагрузочной способности и КПД — и первая ступень. Расчет выполняют по зависимостям, приведенным для одноступенчатых редукторов.
Материалы червяка и колеса. Для венцов червячных колос второй ступени применяют в основном низкооловянныс или безоловянные бронзы, а так-92
же латуни и чугуны. При создании конструкции на базе двух одноступенчатых редукторов в ряде случаев приходится использовать и высокооловянные бронзы, так как отсутствие унификации материалов приводит к организационным неудобствам-.
Для венцов червячных колес первой ступени применяют оловянные бронзы. Для конструкций, выполненных в двух самостоятельных корпусах, в целях унификации также используют высокооловянные бронзы, а для конструкций в едином корпусе в зависимости от нагрузки — высоко- или пизкооловян-ные бронзы группы II. Нагрузка на первую ступень при неизменных выходных параметрах редуктора определяется передаточным числом второй ступени. В связи с этим при отсутствии повышенных требований к КПД для исполнений с и" >31,5 могут быть рекомендованы низкооловянные бронзы, а в отдельных случаях — и пластмассы (при и" >50).
Для червяков как первой, так и второй ступени используют одни и тс же материалы, но термообработка их может различаться.
Так, для первой ступени могут быть рекомендованы цементуемые стали группы IV и в некоторых случаях стали поверхностно-закаливаемые ТВЧ (группы III).
Для червяков второй ступени следует применять главным образом стали, поверхностно-закаливаемые ТВЧ, а в отдельных случаях — улучшаемые Огали (группы П) с термообработкой в заготовках.
5.2. Двухступенчатые комбинированные редукторы с цилиндрической зубчатой
передачей
Выбор схемы. Одним из важнейших вопросов, которые приходится решать при создании такого редуктора, является выбор его схемы, т. е. принятие решения: какая из ступеней должна быть быстроходной.
До недавнего времени считалось, что червячная передача должна быть быстроходной, так как уменьшается шум и возрастает КПД редуктора за счет повышения КПД червячной передачи. С позиций обеспечения минимальных габаритов и удобств компоновки более оптимален привод, в котором быстроходная ступень зубчатая, особенно если это мотор-редуктор (о чем будет сказано ниже).
Из преимуществ цилиндрическо-червячных редукторов следует отметить сохранение ими всех компоновочных преимуществ червячных одноступенчатых редукторов, в том числе возможности насадных исполнений.
Конструктивное исполнение. Цилиндрическо-червячпые и червячно-цилиндрические редукторы можно выполнять либо в едином корпусе, либо каждую ступень в самостоятельном корпусе.
Наиболее оптимальна по массогабаритным характеристикам конструкция в едином корпусе, но с целью унификации каждую ступень редукторов червячно-цилиндрических и мотор-редукторов более целесообразно изготовлять в самостоятельных корпусах.
Цилиндрическую пару цилиндрическо-червячных редукторов для уменьшения шума рекомендуют выполнять косозубой, а для снижения осевых нагрузок на подшипники червяка колесо изготовлять с левым, а шестерню с правым наклоном зубьев (рис. 5.7).
Цилиндрическая пара червячно-цилиндрических редукторов должна быть прямозубой, так как при низких частотах вращения ее виброактивность незначительна, хотя с целью исключения осевых нагрузок па опоры, если шестерня насажена непосредственно на вал червячного колеса, опа может быть и косозубой.
Соотношение размеров ступеней редуктора. В цилиндрическо-червячных редукторах во второй степени реализуется передаточное число не менее 25 (а в большинстве случаев w^|n = 31,5), поэтому нагрузка на первую ступень значительно меньше, чем у соответствующего одноступенчатого редуктора.
93
Поскольку нагрузка связана с межосевым расстоянием приблизительно кубической зависимостью, межосевое расстояние быстроходной ступени может быть в два-три раза меньше, чем тихоходной. Верхний предел этого соотношения можно реализовать лишь в крупногабаритных редукторах, а в редукторах с межосевым расстоянием тихоходной ступени aw 80 мм — только нижний предел, в противном случае пришлось бы использовать мелкомодульные передачи (т < 1 мм).
В некоторых случаях (по соображениям унификации зубчатых передач или с целью исключить мелкомодульные передачи) межосевое расстояние цилиндрической передачи приходится выбирать большим, чем указано выше, так
Рис. 5.7. Цилиндрическо-червячный редуктор, узел соединения ступеней
что awjaw составляет 1,25—1,6, а в мотор-редуктор ах— меньше указанных значений.
В червячно-цилиндрических редукторах нагрузка на первую (червячную) ступень в 2,5—5 раз меньше, чем на цилиндрическую, т. е. межосевое расстояние червячной ступени лишь в 1,2—1,7 меньше, чем цилиндрической. Таким образом, размеры червячно-цилиндрического редуктора оказываются в целом больше размеров цилиндрическо-червячного редуктора.
Диапазон номинальных передаточных чисел. Для комбинированных редукторов он определяется, с одной стороны, возможным диапазоном их в каждой из ступеней, а с другой — необходимостью получения передаточных чисел, при которых такие редукторы имеют преимущества как перед одноступенчатыми, так и перед двухступенчатыми червячными редукторами.
Принципиально для этих редукторов возможен диапазон номинальных передаточных чисел от 31,5 до 500, однако на практике в цилиндрическо-червячных редукторах общего назначения он составляет 50—200. При нижней часги 94
диапазона можно использовать и одноступенчатые редукторы, но применение комбинировапых редукторов позволяет повысить нагрузку и КПД, так как при одинаковых номинальных передаточных числах червячная передача имеет большие модуль и угол подъема. Увеличение нагрузки может достигать 25 %t а уменьшение потерь—10 %. Верхняя часть диапазона относится и к двухступенчатым редукторам, но позволяет получать больший КПД, поскольку скорость скольжения в червячной передаче второй ступени у комбинирован* ного редуктора выше, чем у двухступенчатого червячного (минимальное пере* даточное число червячной передачи редуктора общего назначения ин = 8, а значение ии используемой в таких редукторах зубчатой передачи не преВьв шает 2,5).
Диапазон ип свыше 250 до 500 целесообразен лишь в специальных цилин* дрическо-червячных редукторах, так как при использовании в первой ступени цилиндрической пары с большим передаточным числом увеличивается габарит редуктора. Такой диапазон легче обеспечивается в червячно-цилиндрическчЯ редукторах, где во второй ступени могут быть приняты номинальные переда-» точные числа 5—8.
Разбивка общего передаточного числа по ступеням. Разбивку можно еде* лать в нескольких вариантах в зависимости от принятых параметров оптп* мизации. В табл. 5.2 представлены четыре ряда разбивки общего передаточ-* ного числа цилиндрическо-червячного редуктора по ступеням.
Таблица 5.2
Разбивка общего передаточного числа цилиндрическо-червячного редуктора по ступеням
“н. общ Номинальное передаточное число ступени
первой второй первой второй первой второй первой второй
Ряд I Ряд II Ряд III Ряд IV
50 1,6 31,5 1,6 31,5 1,6 31,5 25
63 2 31,5 2 31,5 1,6 40 о 31,5
80 2,5 31,5 2,5 31,5 2 40 40
100 2,5 40 2,5 40 2 50 50
125 3,15 40 3,15 40 2,5 50 50
160 4 40 3,15 50 2,5 63 2,5 63
200 5 40 3,15 63 2,5 80 80
Ряд 1 характеризуется тем, что во второй ступени используют только крупномодульпые передачи, что позволяет получить повышенную нагрузочную способность по сравнению с одноступенчатыми червячными редукторами в верхней части диапазона и» и повышенные КПД по сравнению с двухступенчатыми червячными редукторами в нижней части диапазона. К недостаткам этого ряда следует отнести, во-первых, большую номенклатуру зубчатых передач первой ступени, а во-вторых, большие передаточные числа в ней, вследствие чего габарит редуктора в целом растет.
Ряд II характеризуется тем, что число зубчатых пар уменьшено до четырех, но в тихоходной ступени приходится применять передачи со средними и мелкими модулями, которые обладают относительно меньшей нагрузочной способностью.
В рядах III и IV количество исполнений быстроходной ступени сведено до минимума (соответственно три и два), но в тихоходной ступени используют передачи в основном со средними и мелкими модулями, т. е. с относительно небольшой нагрузочной способностью.
В табл. 5.3 приведены три ряда разбивки общего передаточного числа червячно-цилиндрического редуктора по ступеням.
95
Разбивка общего передаточного числа червячно-цилиндрического редуктора по ступеням
Ряды I и II характеризуются тем, что в первой ступени используют только одповитковые передачи с преобладанием крупных модулей.
Ряд III характеризуется тем, что в первой ступени применяют различные исполнения, а во второй — унифицированную пару с постоянным передаточным числом 6,3.
Охлаждение. Комбинированным редукторам (как цилиндрическо-червячном, так и червячно-цилиндрическим) не требуется искусственного охлаждения:
в цилиндрическо-червячных редукторах частота вращения червяка уменьшена, и нагрузочная способность редукторов всех исполнений не лимитируется термической мощностью независимо от того, выполнены они в едином корпусе или в независимых корпусах;
в червячно-цилиндрических редукторах, которые в основном выполняются в едином корпусе, объем масляной ванны и поверхность корпуса значительно больше, чем у соответствующего червячного редуктора, поэтому их нагрузочная способность не лимитируется термине* ской мощностью.
Подшипниковые узлы. В цилиндрическо-червячных редукторах, для каждой ступени которых предусмотрен самостоятельный корпус, зубчатое колесо монтируется на червяк без необходимости дополнительных опор. В качестве опор шестерни используют радиально-упорные или радиальные шарикоподшипники в зависимости от угла наклона зубьев и нагрузки в цилиндрической ступени.
В червячно-цилиндрических редукторах опоры первой ступени выполняют как в обычном одноступенчатом редукторе, а в качестве опор колеса второй ступени могут служить радиально-упорные или радиальные шарикоподшипники. В отдельных случаях на валу колеса применяют подшипники скольжения.
Критерии нагрузочной способности и материалы. В цилиндрическо-червячных редукторах червячная пара работает в условиях пониженных скоростей, и критериями ее нагрузочной способности могут быть как контактная, так и изгибиая прочность.
В редукторах общего назначения изгибиая прочность лимитирует передачи с гз> 50, в круппомодульпых передачах с г2 50 лимитирующей является контактная прочность. В связи с этим для червяков применяют материалы групп I—III, а для колес — материалы групп II и III (см. параграф 2.5).
В целях унификации в редукторах общего назначения для червяка и колеса можно использовать те же материалы, что и для базового одноступенчатого редуктора.
Зубчатая передача работает при больших скоростях, в основном зубчатые колеса расположены консолыю, поэтому критерием ее нагрузочной способности является контактная прочность.
Расчет зубчатой передачи на прочность ведут в соответствии с ГОСТ
96
5.3. Специальные червячные редукторы
Кроме описанных выше червячных редукторов общего назначения червячные редукторы и передачи находят широкое применение в некоторых специальных приводах, где использовать редукторы других типов неприемлемо или неэффективно.
Например, специальный червячный самотормозящийся редуктор (так называемая червячная муфта) в стендах с упругими нагружателями позволяет бесступенчато изменять нагрузку. Кроме того, значительно упрощается конструкция стенда по сравнению со схемами, где для этих целей используют дифференциалы.
Такие же муфты применяют, например, в накатных многовалковых станах для совмещения валков и обеспечения требуемого профиля накатываемого изделия. В механизме продольного перемещения суппорта токарно-винторезного станка ДИП-300 редуктор с встроенной в колесо электромагнитной муфтой позволяет осуществлять ускоренную подачу от двигателя, когда на муфту подано напряжение, пли вручную, когда муфта выключена.
На рис. 5.8 представлен специальный мотор-редуктор с установленной на
Рис. 5.8. Мотор-редуктор с установленной на червяке многодисковой фрикционной муфтой / — гильза; 2 — штуцер для подвода воздуха; 3 — электродвигатели; 4 — муфта; 5 — поршень
червяке многодисковой фрикционной муфтой (а. с. 437447, СССР), которая предохраняет червячную пару или двигатель от перегрузок. Муфта управляется пневмоприводом, в поршень 5 которого встроена одна из опор червяка. Например, одно- или многодисковая фрикционная муфта в приводах транспортеров для подачи строительных материалов, где нагрузка является величиной случайной, позволяет исключить перегрузки червячной пары и электродвигателя.
В специальном червячном редукторе, используемом в приводах транспортеров литейных цехов, подающих изложницы под разливочный ковш, во избежание значительных динамических перегрузок, возникающих при пусках и остановках мощных двигателей, и для исключения необходимости в тормозных устройствах точную доводку изложницы под ковш осуществляют за счет осевых перемещений червяка. В таком редукторе нарезанная часть червяка значительно больше, чем требуется для обеспечения полного расчетного
4 Зак. 618 97
тюля зацепления, а подшипниковые опоры червяка помещены в поршни пнев-^ моцилиндров.
На рис. 5.9 представлена раздвоенная вторая ступень червячно-цилиндрического редуктора. Первой ступенью такого редуктора является обычная чер* вячная пара /; вторая ступень состоит из двух зубчатых пар, шестерни 3 которых установлены на валу червячного колеса, а колеса — на валу 2. В целях уменьшения габарита венцы шестерен могут быть нарезаны непосредственно на ступице червячного колеса.
На рис. 5.10 показан малогабаритный червячно-цилиндрический трехступенчатый редуктор, первой ступенью которого является червячная передача, а две тихоходные представляют собой соосный зубчатый редуктор. С тем чтобы уменьшить радиальные габаритные размеры, зубчатый венец шестерни второй ступени 6 можно нарезать непосредственно на ступице червячного колеса 7.
Рис. 5.9. Раздвоенная тихо* ход.ная ступень червячно-цилиндрического редуктора
Рис. 5.10. Червячно-цилиндрический трехступенчатый редуктор
/ — быстроходный вал (червяк); 2 и 4 — подшипники блока червячного колеса; 3 — промежуточный вал; 5 — тихоходный вал; 6 — шестерня; 7 — червячное колесо
С целью уменьшить осевые габаритные размеры один из подшипников 2 блока червячное колесо — шестерня помещен внутри червячного колеса.
Наиболее эффективно применять такие редукторы в диапазоне передаточных чисел 200—500, где их габариты могут быть меньше, чем у двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора.
Соотношение межосевых расстояний зубчатых и червячной ступеней выбирают таким образом, чтобы получить минимальные габариты и обеспечить возможность размещения подшипника требуемой долговечности в червячном колесе. С позиции оптимального соотношения нагрузок на ступенях соотношение их межосевых расстояний следует принимать около 1,6.
Конструкция такого редуктора с ин. общ =160 разработана и внедрена на Краснодарском заводе электроизмерительных приборов.
5.4. Мотор-редукторы
Мотор-редуктор представляет собой электродвигатель и редуктор, соединенные в единый агрегат (в некоторых странах его называют редукторным электродвигателем).
Мотор-редуктор более компактен по сравнению с приводом на базе редуктора, его монтаж значительно проще, кроме того, уменьшается материалоемкость фундаментной рамы, а для мотор-редуктора с насадным исполнением (с полым валом) не требуется никаких рамных конструкций. Имея такие преимущества, мотор-редукторы должны были бы вытеснить редукторы как са-
98
Рис. 5.11. Второй ступени шлицевое соединение валов редуктора и электродвигателя
Втулка: / — шлицевая; 2 — промежуточная, обеспечивающая возможность использования двигателей с различными диаметрами концов; 3 — дополнительная, исключающая осевое перемещение шпонки
мостоятельные механизмы. Однако существует ряд машин, где привод осуществляется не от электродвигателя или где необходимы дополнительные передачи по условиям компоновки. Кроме того, не для всех исполнений по передаточным числам и не для каждого режима работы могут быть подобраны электродвигатели как по условиям эксплуатации, так и в соответствии с требованиями унификации. (Специальных двигателей, для червячных мотор-редукторов общего назначения у нас в стране не выпускают.)
Таким образом, при конструировании мотор-редукторов приходится решать несколько задач, важнейшими из которых являются:
установление диапазона передаточных чисел редуктора, в котором целесообразно выпускать мотор-редукторы;
определение конструктивных элементов соединения валов редуктора и электродвигателя;
определение местоположения крепежных (опорных) лап или фланцев;
выполнение требований унификации (при специализированном производстве).
Диапазон частот вращения выходного вала мотор-редуктор а определяется числом ступеней редуктора и его габаритными размерами.
Для одноступенчатых редукторов общего назначения, имеющих ДИапаЗОН 11ц max /Wh min ~ 10, соотношение мощностей требуемых двигателей, пропорциональное величине UiY\i, составляет 5—7, В этом диапазоне двигатели имеют существенно различающиеся габаритные и ^присоединительные размеры, а также массу; их корпусные детали изготвлены из различных материалов. Для малых значений передаточных чисел требуются двигатели, габаритные размеры и масса которых значительно больше, чем соответствующие параметры редукторов. При консольном расположении таких двигателей па узлы крепления переходных деталей действуют большие нагрузки, особенно в нестационарных режимах, что обусловливает необходимость в дополнительных узлах крепления и усложняет конструкцию.
Все вышесказанное относится и к комбинированным мотор-редуктор ам.
В двухступенчатых червячных
мотор-редукторах мощности используемых двигателей незначительны, их га” бариты и масса меньше соответствующих параметров редуктора, поэтому ограничений по диапазону частот вращения выходного вала обычно не существует.
Соединение валов может быть осуществлено нормализованными крестовокулисными, втулочно-пальцевыми или зубчатыми муфтами. При этом червяки мотор-редуктора и редуктора одинаковы, и при одновременном выпуске редукторов и мотор-редукторов переналадки оборудования для изготовления червяков не требуется. Однако в таких конструкциях диаметральные и в особенности осевые размеры получаются большими, так как концы валов редукторов и электродвигателей имеют исполнения «длинные* по СТ СЭВ 534—76 и 537—76.
Для того чтобы уменьшить габарит, можно использовать муфты специальных конструкций, например шлицевую муфту, показанную на рис. 5.11. Меньшие осевые размеры имеют цилиндрическо-червячные мотор-редукторы,
4*
99
Рис. 5.12. Цилиндрическо-червячный мотор-редуктор: а — при минимально допустимом по нагрузочной способности межосевом расстоянии зубчатой передачи; б— при увеличенном межосевом расстоянии зубчатой пары и минимально возможных осевых габаритах
/ — колесо; 2 — шестерня; <3 — предохранительная втулка
где шестерню зубчатой передачи монтируют непосредственно на вал электродвигателя. При этом возможны два конструктивных решения: консольное и бесконсольное расположение зубчатого колеса па червяке. Консольное расположение применяют в мотор-редуктор ах общего назначения с целью унификации, бескоп-сольное — только в специальных мотор-редук- \
торах. При проектировании таких мотор-редук- /
торов возможна оптимизация как по межосевому расстоянию быстроходной ступени (рис. 5.12, а) так и по минимуму линейных размеров вдоль оси червяка (рис. 5.12,6).
По расположению крепежных (опорных) лап или фланцев все конструкции рассматриваемых мотор-редукторов можно разделить на два типа:
двигатель фланцевого исполнения крепят
Рис. 5.13. Червячный одноступенчатый мотор-редуктор МЧ-80: а — горизонтальное иск некие; б — вертикальное исполнение
па редуктор, имеющий соответствующие опорные поверхности;
редуктор, обычно специальный, крепят на двигатель, снабженный фланцами и опорными лапами.
Червячные мотор-редукторы общего назначения, а также большинство специальных выполняют с опорными плоскостями на редукторной части.
Унификация — одно из важнейших требований при проектировании мотор-редукторов общего назначения, имеющих широкий диапазон испол-
Рис. 5.14. Двухступенчатый цилиндрическо-червячный мо« тор-редуктор 2МЦЧ-80
нений по частотам вра-
щения тихоходного вала. Двигатели общего назначения выпускают едиными сериями, в которых в зависимости от мощности присоединительные размеру фланцев и концы валов существенно изменяются; соответственно, требуется несколько исполнений переходах деталей и полумуфт.
101
Кроме вышеуказанного, при проектировании мотор-редукторов следует учитывать некоторые особенности. Например, рекомендуется, чтобы материалы корпусных деталей редуктора и электродвигателя были одинаковыми. Это вызвано тем, что при разных коэффициентах линейного расширения возможны повышение напряжений в крепежных деталях, ослабление затяжки,-появление вибраций, особенно в нестационарных режимах, а также увеличение течи масла.
Определенные технологические трудности представляет сборка полумуфт на валу двигателя, так как его шпоночный паз выполняют дисковой фрезой; поэтому при монтаже полумуфты шпонка может сдвинуться вдоль вала на радиусную часть и вызвать заклинивание полумуфты на валу или ее поломку. Во избежание этого на вал двигателя рекомендуется надевать втулку (кольцо), препятствующую перемещению шпонки по пазу (поз. 3 на рис. 5.11 и 5.12).
Особенностью одноступенчатых червячных и комбинированных мотор-редукторов являются дополнительные объемы внутри переходных деталей, которые можно использовать для увеличения объема масляной ванны червячной передачи или как самостоятельные для смазки муфты или зубчатой передачи.
Благодаря возрастанию объема масляной ванны и поверхности охлаждения за счет переходника (как в одноступенчатых червячных, так и в цилиндрическо-червячных мотор-редукторах) и использованию охлаждаемых электродвигателей повышается их термическая мощность, в большинстве случаев исключается необходимость в вентиляторе на червяке. Для двухступенчатых червячных мотор-редукгоров вообще не требуется искусственного охлаждения.
При конструировании мотор-редукторов следует предусмотреть меры по тщательному уплотнению валов электродвигателей, которые не имеют контактных уплотнений. Особенностью масляной ванны червячных (и комбинированных) мотор-редукторов является высокое содержание продуктов износа зубьев колеса в масле. При металлических червячных колесах масло, попадающее в полость статора,. может вызвать замыкание его обмоток и привести к выходу двигателя из строя. В связи с этим даже при установке контактных уплотнений на валу электродвигателя следует предусматривать специальные каналы для отвода возможных утечек. По этой же причине при конструировании мотор-редуктора с вертикальной осью быстроходного вала необходимо располагать двигатель над редуктором, а не наоборот.
Одноступенчатый червячный мотор-редуктор МЧ-80 показан на рис. 5.13, а двухступенчатый цилиндрическо-червячный 2МЦЧ-80 — на рис. 5.14.
Глава 6
ИЗГОТОВЛЕНИЕ РЕДУКТОРОВ
6.1. Сведения по технологии изготовления червячных редукторов
В настоящей главе рассмотрены общие принципы построения технологических процессов механической обработки, сборки и регулировки основных деталей червячных редукторов и методы их контроля в условиях единичного, мелко- и крупносерийного производства.
К основным деталям червячного редуктора, качество изготовления которых прямо или косвенно определяет качество редуктора в целом, относятся: корпус (а точнее, корпусные детали), червяк и червячное колесо. Качество их изготовления и сборки влияет на важнейшие технические характеристики: нагрузочную способность, КПД и долговечность редуктора.
102
Технология обработки этих деталей в условиях единичного и мелкосерийного производства достаточно изучена. В основу ее положены традиционные схемы обработки корпусных деталей, а также винтовых н зубчатых поверхностей с использованиехМ универсального оборудования и универсальных средств технологического оснащения [2, 6J.
Корпусные детали обрабатывают на универсальных расточных станках с креплением на стол или специальный угольник. Точность межосевого расстояния обеспечивают контролем перемещения шпиндельной бабки по специальной линейке или набору плоскопараллельных концевых мер, а перпендикулярность осей — контролем угла поворота стола станка.
Червяки предварительно обрабатывают на токарных универсальных станках, шлифуют нх на рсзъбошлифог’г.льных станках или специальных пр ;:в-
Рис. 6.L Обработка корпуса редуктора РЧН-180 на специализированном расточном станке со специальной переналаживаемой оснасткой для обработки корпусов caw» 18U -j- Izj ым
/ — гидроприжим; 2 — корпус редуктора; 3 — шпиндельная головка
ках к токарным станкам. При шероховатости рабочих поверхностей витков менее 1 мкм червяки полируют, устанавливая на суппорт токарного станка сопрягаемое червячное колесо, выполненное из древеснослоистых пластиков, с добавкой в зону контакта специальных паст.
Колеса нарезают резцами-летучками или червячными фрезами на зубофрезерных станках [3, 6].
В серийном производстве для изготовления корпусных деталей используют универсальное или специализированное оборудование с установкой на него специальной оснастки, исключающей подналадку и подгонку (рис. 6.1). Установка и снятие детален механизированы: в основном применяют гидравлические и пневматические зажимы, выдвижные фиксаторы, поворотные приспособления, обеспечивающие требуемое взаимное расположение осей отверстий, кондукторы для сверления отверстий и т. д.
Предварительную обработку витков червяков производят «вихревыми головками» (см. рис. 6.6, в). Колеса обрабатывают червячными фрезами на зубофрезерных станках. Организация производства строится в основном по
103
групповому методу с использованием отдельных поточпо-мсхйПйзироваппых линий.
В условиях крупносерийного производства детали редуктора обрабатывают поточным методом с применением специального, а на отдельных операциях специализированного оборудования, специальных средств контроля и испытания редукторов.
Так, для корпусных деталей используют специальные двухшпнндельные двухместные станки, на которых с одной установки последовательно обрабатывают обе пары отверстий под опоры колеса и опоры червяка (рис. 6.2). И точность, и производительность на таких станках значительно выше, чем на универсальных, даже снабженных специальными приспособлениями.
Рис. 6.2. Специальный станок для расточки корпусов редукторов типа РЧУ
1 — нищндели для расточки отверстий под опоры червяка; 2 — то же под опоры ко* леса; 3 — корпуса редукторов
Винтовые поверхности червяков получают главным образом методами пластической деформации: накатыванием вхолодную (т 2,5 мм) или нагревом заготовки (т 3 мм). При этом не только резко повышается производительность, но и значительно уменьшается расход проката [23, 26].
Заготовки колес получают методами точного литья, а бронзовые венцы заливают на ступицу без какой-либо механической обработки последней (см. параграф 4.9).
Процессы узловой и окончательной сборки существенно различаются. Так, в индивидуальном и мелкосерийном производстве центровку средней плоскости колеса и требуемый зазор в подшипниках обеспечивают за счет индивидуальной подгонки и шлифовки по месту какого-либо компенсатора. В серийном и крупносерийном производстве эти операции осуществляют па специальных стапелях, снабженных устройствами, автоматически измеряющими зазоры и показывающими размеры требуемого набора компенсаторов, который готовят заранее.
6.2. Методы обработки профиля витков червяка
Несмотря на разнообразие видов теоретических профилей рабочих поверхностей червяков, все линейчатые червяки обладают почти одинаковой нагрузочной способностью. Предпочтение следует отдавать тому виду, который в данных производственных условиях наиболее технологичен и позволяет получать передачи со стабильными параметрами требуемой степени точности.
104
Нелинейчатые поверхности червяков получают при обработке нх инстру* ментом конической или тороидальной формы: в первом случае — цилиндрИ'чй* скне, образованные конусом (Zft), а во втором — цилиндрические, образован* ные тором (ZT) [2, 32|.
Передачи вида ZK можно получить (см. рис. 2.4):
Zl\l— при фрезеровании червяков дисковыми фрезами, например, на члр* вячио-фрезерных станках или при шлифовании их дисковыми коническими кругами;
ZK2— при фрезеровании червяков коническими пальцевыми tbрезани или шлифовании их так называемым пальцевым кругом (конической формы);
ZK3 — при шлифовании червяков чашечным кругом с конической сбра-зующей.
Наибольшее распространение из них нашли червяки вида /.7(1, для которых требуется наиболее технологичный инструмент, обладающий достаточно высокой стойкостью. Передачи с червяками ZR2 практически почти не применяют из-за малой производительности и низкой стойкости инструмента.
Передачи с червяками, образованными тором, иногда называемые в литературе выпукло-вогнутыми, могут иметь две разновидности (см. рис. 2.5).
Особенность передач ZT1 заключается в том, что угол скрещивания осей инструмента и червяка при его шлифовании равен углу подъема винтовой линии на делительном цилиндре червяка. Они имеют некоторые недостатки; основной из них обусловлен тем, что вследствие изменения диаметра круга после переточек изменяется межосевое расстояние при обработке, а это можег привести к изменению поверхности витков червяка.
Передачи ZT2 лишены вышеуказанного недостатка, их основная особенность связана с тем, что линия контакта поверхностей червяка и инструмента является плоской, а не пространственной кривой и что геометрия винтовой поверхности их не зависит от диаметра дискового инструмента.
Нагрузочная способность и долговечность передачи определяются не только типом червяка, но и твердостью его рабочих поверхностей. Червяки (см. параграф 2.5.1) делятся на нетермообрабатываемые, обрабатываемые в заготовке (улучшаемые) с твердостью 32—42 HRC3 и термообрабатываемые до твердостей, превышающих 50 HRC3.
Нетермообрабатываемые или улучшаемые в заготовке червяки в индивидуальном производстве изготовляют на универсальных токарных станках, а при серийном и массовом производстве — вихревым методом или методами пластической деформации. При этом червяки, выполненные накатыванием без нагрева (холодное накатывание), имеют шероховатость поверхностей Rz 0,63 мкм и незначительные деформации, в связи с чем их можно использовать без дальнейшей обработки рабочих поверхностей витков червяка (главным образом в тихоходных передачах). Крупномодульные червяки (т > >» 4 мм), изготовленные накатыванием с предварительным нагревом (горячее накатывание), имеют шероховатость Rz > 16 мкм и значительные погрешности по профилю и радиальному биению, поэтому они подлежат дальнейшей финишной обработке на токарных или шлифовальных станках. В индивидуальном производстве при отсутствии специального термического и шлифовального оборудования во многих случаях экономически целесообразно применять не закаленные червяки, а нетермообрабатываемые с увеличением aw до таких размеров, при которых обеспечивается требуемая нагрузочная способность (если габаритные размеры не лимитируют привод).
При крупносерийном производстве червячных передач, особенно передач силовых редукторов, применяют только термообрабатываемые червяки с твердостью рабочих поверхностей витков, превышающей 50 HRC3, а во многих слу 1аях и 60 HRC3. Финишной операцией обработки рабочих поверхностей так i.x червяков является шлифование.
В индивидуальном производстве наиболее технологичны червяки вида Z/1, обработка которых на токарно-винторезных станках практически ничем не отличается от обработки трапецеидальных резьб. Угол подъема винтовой линии червяка не должен превышать 10° При больших углах подъема у невозможно обеспечить углы резания, достаточные для нормальной работы резца (рис. 6.3).
105
При у > 8° целесообразно использовать червяки вида ZA4 (при малых и средних модулях передачи) или ZN2 (при больших модулях — т > 5 мм).
Применяют также червяки вида ZZ; каждая сторона витка такого червяка теоретически может быть образована резцом, режущие кромки которого установлены выше оси червяка на расстоянии do/2 при обработке левой стороны витка и ниже оси на том же расстоянии — при образовании правой стороны витка (при левой винтовой поверхности установка резцов должна быть обратной) [6].
Теоретическая схема установки резцов для нарезания эвольвептпых червяков приведена на рис. 6.4.
При обработке червяков вида ZI даже при небольших углах подъема условия резания ухудшаются, а для мпоговитковых передач, когда d0 достаточно велик, подобная схема обработки практически становится неосуществимой [6]. (Окончательную обработку рабочих поверхностей таких червяков осуществляют только на шлифовальных станках.)
Рис. 6.8. Схема установки резца при наре-зании червяка
Рис. 6.4. Теоретические схемы установки резцов при нарезании червяков Zf
Образующая: / — правой стороны витка; 2 — левой стороны витка
Обработка червяков на токарно-винторезных станках очень непроизводительна, единственное преимущество этого способа — минимальная стоимость инструмента.
Крупные червяки (/и > 8 мм), а также мпоговитковые (при у > 8°) обрабатывают с помощью дисковых (рис. 6.5) или пальцевых фрез на универсально-фрезерных станках. Конусной дисковой фрезой обрабатывают червяки вида ZK3, пальцевой конусной фрезой — червяки вида ZK2.
Для крупносерийного и массового производства наиболее эффективны такие способы обработки червяков, как вихревое нарезание и накатывание. При вихревом нарезании используют две схемы обработки: с внутренним касанием (рис. 6.6, а) и внешним (рис. 6.6,6).
Несмотря на то что схема, показанная на рис. 6.6, а, позволяет вести работу с повышенными круговыми подачами и дает меньшую огранку на обрабатываемых поверхностях, наибольшее применение нашла схема на рис. 6 6,6. Приспособления для нее более просты в изготовлении и наладке, значительно упрощаются установка, выверка и закрепление резцов в головке, удаление стружки, установка и снятие заготовки.
Схемы с внутренним касанием применяют лишь при обработке весьма нежестких одно- и двухвитковых червяков небольших размеров (т < 3 мм, <7 < 8).
Для червяков, подвергаемых термической обработке, вихревое нарезание является предварительной операцией, выполняемой с припуском под шлифовку (табл. 6.1).
Наиболее производителен и наименее материалоемок способ получения витков червяков накатыванием, которое производят на роликовых накатных 106
станках (станах). Червяки с т < 3 мм накатывают на 2-роликовых станках в холодном состоянии, при т 3 мм — на 3-роликовых станах с нагревом заготовки (обычно с помощью установок ТВЧ) [23, 26]. Принципиальные схемы накатных станов приведены на рис. 6.7.
Рис. 6.5. Нарезание витков червяков с помощью дисковой модульной фрезы на фрезерном станке
/ — фреза; 2 — заготовка; 3 — делительная головка
Таблица 6.1
Припуски на шлифование рабочих поверхностей витков червяков (на сторону)
Модуль т, мм Припуски, мм, при диаметре выступов мм
до 22 22-36 36-71 71-110 свыше ПО
До 2 0,1-0,15 0,15-0,2 0,18-0,25
2-4 0,15-0,2 0,2-0,25 0,25-0,3 0,28-0,35
4-6 — 0,22-0,3 0,25-0,32 0,3-0,4 0,32—0,45
6-8 — — 0,28-0,35 0,32—0,42 0,4—0,5
8-10 — — 0,3-0,4 0,35-0,48 0,42-0,6
Примечания. 1. Большие значения припуска рекомендуют назначать для менее жестких червяков (q < 10), а также в тех случаях, когда возможны их значительные деформации при механической или термической обработке: для червяков, имеющих проточки для выхода инструмента (см. рис. 4.8); для червяков, рабочие профили которых получают методами пластической деформации; для червяков с увеличенными расстояниями, между подшипниковыми буртами или подвергаемых многократной термической обработке и т. д.
2. Для червяков, подвергаемых цементации, максимальное значение припуска в каждом конкретном случае должно быть проверено На соответствие оставшегося после шлифования закаленного слоя требованиям к. д. по глубине цементации.
107
Особенность процесса накатывания червяков (и других деталей, имеющих винтовые поверхности) цилиндрическими роликами заключается в том, что
заготовка имеет перемещение вдоль оси
роликов под воздействием осевых составляющих рабочего усилия. При накатывании заготовок, винтовая поверхность которых находится между буртами, в кинематической схеме станка (стана) должен быть предусмотрен реверс, исключающий поломку роликов из-за возможного врезания их в бурты.
Одним из сложных вопросов, которые приходится решать при освоении процесса накатывания, является выбор диаметра заготовки. Диаметр заготовки d3ar для
Рис. 6.6. Схемы нарезания битков вихревым методом: а — при внутреннем касании; в— йри внешнем касании; в — «вихревая головка», смонтированная на токарном станке
/ — заготовка; 2 — резцовая головка; 3 — привод резцовой головки; 4 — гидроприжим;
5 — поперечный суппорт станка
изготовления Муле [26]
червяков методом горячего накатывания определяют по фор-
dear = Vdl + (dal - rfl)2 + * [(2 rfl - d«l)2 “ 41]
(6.1)
108
где и — коэффициент формы, причем
х = 0,1251 1 — tga/2
^ai — df\ \
Pi /
Авторами выведены упрощенные зависимости для расчета диаметров заготовок, апробированные на одно- и многовитковых червяках при т = 1 4-4- 4 мм.
Диаметр заготовки при холодном накатывании приближенно можно рассчитать по следующей зависимости:
^заг” « da\ “ 2,1/71. (6.2)
Для холодного накатывания отечественная промышленность выпускает в
основном двухроликовые станки следующих моделей [23, 26]: ГД-8 (изготовитель —
завод Стромавтолиния,г. Могилев) для накатывания резьб, на нем можно накатывать и червяки с т 2 мм (при угле подъема у 7°).
Инструмент внедряется в заготовку за счет радиального перемещения одного ролика относительно неподвижного другого; при этом необходимо предусматривать сложное поддерживающее устройство, обеспечивающее устойчивое положение оси в процессе деформации заготовки.
Рис. 6.7. Принципиальные схемы станов для накатывания червяков: а — трехвалкового; б — двухвалкового
1 — заготовка; 2 — подвижные валки; 3 — поддерживающий нож; 4 — неподвижный валок
А-2528 (изготовитель — Азовский завод КПО) для
накатывания метрических и трапецеидальных резьб, па нем (при угле подъема у 7°).
можно накатывать и червяки с т 2,5 мм
Накатывание производят по той же схеме, что и на станке ГД-8, но производительность его выше. Кроме того, станок А-2528 снабжен устройством, позволяющим реверсировать вращение роликов на ходу.
А-9527 для накатывания метрических и трапецеидальных резьб, а также червяков с т^4 мм (при угле подъема у 25°).
Кинематическая схема его построена так, что синхронно сближаются оба ролика, поэтому необходимость в сложных поддерживающих устройствах исключается.
Для горячего накатывания червяков оборудования серийно не изготовляют, но институт ВНИИметмаш выпускает его по специальным заказам (рис. 6.8).
При получении винтовых поверхностей червяков горячим накатыванием (при т = 3 4- 8 мм) можно достигнуть точности в нижеследующих пределах (мм).
По шагу.............. ................
» толщине зуба на делительном диаметре . . » радиальному биению винтовой поверхности относительно оси предварительно полученных центров.................... . . . .
По колебаниям наружного диаметра, не более
» » внутреннего диамера:
при /п < 5 мм, це более .
при 5 fn 8, не более
0,03-0,05
0,03-0,05
0,3-0,8 0,4
0,1
0,15
109
Рис. 6.8. Стан для горячего накатывания витков червяков ст*3т8 мм
/ — лоток для заготовок; 2 — трехвалковая рабочая клеть; 5 — индуктор для нагрева заготовок; 4 — гндроцилиндр; 5 — пульт управления
Г ис. 6.9. Шлифование червяка на червячно-шлифовальном станке 5К-881
/ — шпиндель вращения червяка; 2— червяк; 3 — шлифовальный круг; 4 — задняя бабка; 5 — шпиндель шлифовального круга; 6 — лимб для отсчета угла поворота круга
ПО
Точность винтовых поверхностен червяков, получаемых холодным накатыванием, весьма высокая и составляет (при т = 1 4- 2 мм) нижеследующие
значения (мм).
По шагу..................................... 0,015
» толщине зуба на делительном диаметре . . 0,02—0,03 » колебаниям внутреннего диаметра, не более 0,05 » радиальному биению винтовой поверхности относительно оси предварительно полученных центров 0,1—0,25
Если центровые отверстия обрабатывать после накатывания с базированием заготовки на рабочие профили, то можно добиться уменьшения радиального биения до 0,04—0,08 мм. Таким образом, холодным накатыванием можно получить червяки, соответствующие степени точности 8, а по отдельным параметрам степени точности 7 по ГОСТ 3675—81.
Для шлифования рабочих поверхностей витков можно использовать следующие станки:
универсальный резьбошлифовальный модели 5822, позволяющий шлифовать и червяки с т 10 мм длиной не более 500 мм при углах подъема не более 15°;
червячно-шлифовальные моделей МВ-27 и 5К-881 (рис. 6.9), позволяющие шлифовать червяки с tn = 1 4- 6 мм при их диаметре da 125 мм и длине не более 500 мм.
6.3. Нарезание зубьев червячных колес
Зубья червячных колес обрабатывают на зубофрезерных станках методом обката с использованием специального инструмента — червячной фрезы, а в индивидуальном и опытном производстве при отсутствии фрез — резцом-летучкой [2, 32].
Инструмент для нарезания червячных колес является специальным, отличающимся от инструмента для нарезания зубчатых колес, так как для первых стандартизован осевой модуль, а для вторых — нормальный. Инструмент, а также методы обработки зубьев червячных колес должны обеспечивать сопряженное зацепление колеса и червяка в передаче. В связи с этим в общем случае делительный диаметр и число витков червячной фрезы должны соответствовать параметрам червяка, сопрягаемого с колесом, а профиль ее режущих кромок в заданном сечении — профилю червяка в том же сечении. И только в модифицированных передачах эти и некоторые другие параметры инструмента могут отличаться от соответствующих параметров сопрягаемого с колесом червяка.
Существуют следующие методы обработки зубьев червячных колес (рис. 6.10):
радиальный, когда подача фрезы направлена в сторону оси колеса (рис. 6.10, а) ;
тангенциальный, когда подача фрезы направлена вдоль ее осн (рис. 6.10,6);
комбинированный (диагональный), когда направление подачи фрезы складывается из направлений радиальной и тангенциальной подач;
смешанный (последовательный), когда подача инструмента осуществляется в заданной последовательности: сначала радиальная, а затем осевая.
Радиальный метод нарезания зубьев колеса ввиду его наибольшей производительности по сравнению с другими методами и более простой конструкции фрезы получил широкое распространение. При таком способе нарезания станочное межосевое расстояние ао, т. е. расстояние между осями фрезы и обрабатываемого колеса в момент прекращения радиальной подачи (рис. 6.10, а), должно соответствовать величине, определяемой в общем случае по следующей формуле [32]:
ao = flw + 0,5(d^p-d1)> (6.3)
где б/1фР — диаметр делительного цилиндра фрезы.
111
Рис. 6.10. Нарезание червячного колеса способами: а — радиальной подачи; б— тангенциальной подачи
Л — вращение фрезы (главное движение); Ь — подача фрезы; В — вращение заготов* ки, согласованное с вращением фрезы ((движение обката); межосевое расстоя* г
ние: начале обработки. aQ— в кон«
це обработки
В конечном положении, т. е. при достижении ао, обрабатываемая деталь должна сделать не менее одного полного оборота. Зубофрезерный станок должен быть отключен только после того, как фреза выйдет из зацепления с колесом, т. е. будет отведена от обработанного колеса на расстояние не менее высоты зуба.
При этом методе нарезания удовлетворительное качество рабочих поверхностей зубьев колеса обеспечивается при угле подъема у 8° и числе зубьев колеса > 23. При z2 23 получается подрезание зубьев, нарушается сопряженность зацепления и уменьшается несущая способность червячной передачи.
При повышенных требованиях к точности червячной передачи и при невозможности улучшить ее сопряженность путем последующего шевингования или технологической приработки обработку зубьев червячных колес необходимо производить тангенциальным методом, при котором применяют фрезы с заходной (конической) и калибрующей (цилиндрической) частями. Станочное межосевое расстояние, рассчитанное по формуле (6.3), устанавливается до начала обработки. Во время фрезерования обрабатываемая деталь получает допол-. иителыюе вращение от дифференциала станка, для того чтобы компенсировать подачу червячной фрезы.
При тангенциальном методе нарезания после каждого оборота червячной фрезы ее режущие кромки имеют заданное тангенциальной подачей смещение в осевом направлении по отношению к боковым профилям нарезаемых зубьев, что повышает число резов, а следовательно, позволяет получить профиль зубьев колеса, более близкий к теоретическому
Путь, который должна пройти фреза в тангенциальном направпенни, обеспечивает врезание ее заборной части в тело колеса и выход последнего калибрующего зуба из тела колеса.
Направление тангенциальной подачи необходимо устанавливать против вращения обрабатываемого колеса (встречное фрезерование), чтобы усилие резания было направлено к столу станка с целью исключить размыкание кинематической цепи подачи стола и уменьшить огранку па рабочих поверхностях зубьев колеса. При обработке таким методом долж-
л 12
па быть проверена возможность сборки колоса. Условием, обеспечивающим собираемость, для червяков вида Z/l, ZNI и ZW2 является [3, 38]
tg у < tga/Vl — (rfmi/rfal)2.
(6.4)
радиалыюи подачей к
Рис. 6.11. Нарезание червячного колеса фасонным резцом, установленным на оправке (резцом-летучкой)
Если требуется изготовить небольшие партии червячных колес и не удается подобрать стандартные фрезы, то зубья червячных колес можно нарезать фасонным резцом-летучкой, закрепленным в оправке на тангенциальном суппорте зубофрезериого станка (рис. 6.11).
На современных зубофрезерных станках отечественных и иностранных, кроме того, можно осуществлять нарезание как комбинированным, так и смешанным методом.
При смешанном радиально-тангенциальном методе предполагается последовательный без остановки переход от нарезания колеса нарезанию его тангенциальной подачей после достижения заданного станочного межосевого расстояния.
При фрезеровании зубьев червячного колеса ком-бинированым методом радиальная и тангенциальная подачи включаются одновременно, т. е. суммарная подача равна
sa = Vst + 4 (6.5)
где St — тангенциальная подача, мм/об; sp — радиальная подача, мм/об.
При достижении заданного межосевого расстояния так же, как и при радиальном методе, отключается радиальная подача и окончательное профилирование зубьев производится лишь при тангенциальном перемещении фрезы.
Для получения теоретически правильного зацепления червяка с червячным колесом необходимо, чтобы червячная фреза и червяк были одинаковыми
по форме профиля винтовой поверхности, по диаметру делительной окружности и осевому шагу (ходу). В этом случае теоретически пятно контакта должно располагаться по всей боковой поверхности зуба колеса.
Для улучшения условий смазки в зоне контакта желательно ограничить в начальный момент пятно контакта по высоте и в особенности по длине зуба червячного колеса, т. е. локализовать его в некоторой ограниченной области и исключить кромочный контакт передачи. В остальной части рабочих поверхностей обеспечивается так называемый отвод профиля, зуб колеса угоняется и образуется расчетный зазор, в котором создается достаточный масляный клин. Причем зазор должен быть таким, чтобы допускаемые (данной степенью точности передачи) погрешности монтажа существенно не изменили положения локализованного пятна контакта п не привели к кромочному контакту.
Пятно контакта удается ограничить, т. е. локализовать, как по высоте, так и по ширине зуба колеса, изменив (модифицировав) отдельные параметры фрезы по отношению к соответствующим параметрам червяка.
Так, локализация пятна контакта по высоте зуба достигается тем, что кривизна боковой поверхности режущих кромок фрезы принимается меньшей, чем кривизна боковой поверхности червяка Например, при форме боковой поверхности червяка Z/ форму боковой поверхности режущих кромок фрезы можно принять ZД или ZAH.
Локализация пятна контакта по ширине зуба обеспечивается за счет применения червячной фрезы с большим диаметром делительной окружности: с?1фр > d\.
Если для локализации пятна контакта по высоте не требуется изменять станочное зацепление, то для локализации пятна контакта по ширине станочное зацепление фреза-колесо будет отличаться от теоретического зацепления червяк-колесо. Межосевое расстояние в станочном зацеплении при этом уста-
113
иавливают в соответствии с формулой (6.3), т. е. с учетом увеличения ди л-' метра фрезы.
В этом случае требуется также развернуть ось фрезы по отношению к оси червяка на величину
. AV = Y - Тфр, где уфр — делительный угол подъема фрезы.
При получении заданной (требуемой) локализации пятна контакта путем модификации фрезы необходимо по возможности выдерживать условия сопряженности этой передачи Так, если червячное колесо, нарезанное фрезой с профилем Z/1, зацепляется с червяком с профилем Z/, то необходимо, чтобы у червяка и фрезы на каком-либо цилиндре радиусом г все профильные углы были равны.
При использовании фрезы увеличенного диаметра с целью локализовать пятно контакта по ширине зуба колеса условием сопряжения будет равенство нормальных ходов (шагов) червяка и фрезы: рг1фР/г = р2\п- Из вышеизложенного следует, что
Pz\ фр а = Pz\a cos Y/cos Уфр, (6.6)
где рг1фра — осевой ход фрезы.
Из выражения (6.6) видно, что осевой модуль фрезы и осевой модуль червяка могут быть не равны. Однако при этом для определения наружного и внутреннего диаметров фрезы в расчет следует принимать осевой модуль червяка.
При переточках фрезы делительный диаметр уменьшается и соответственно увеличивается делительный угол подъема фрезы, в связи с чем требуется изменять станочную наладку.
Необходимо помнить, что локализация пятна контакта по высоте зуба снижает коэффициент перекрытия в червячном зацеплении, а локализация по ширине зуба увеличивает удельную нагрузку в зоне контакта до приработки передачи.
Подробные сведения по расчету зуборезного инструмента для нарезания червячных колес приведены в работах [3, 32, 44].
6.4. Сборка редукторов
Сборка — одна из ответственных операций технологического процесса изготовления червячных редукторов, в процессе которой решаются вопросы о регулировке взаимного положения червяка и червячного колеса, т. е. такого положения, при котором ось червяка должна располагаться строго в средней плоскости червячного колеса. При этом необходимо обеспечить заданные зазоры в подшипниковых узлах червяка и червячного колеса, а также требуемую степень герметичности.
Операция сборки редуктора состоит из следующих основных переходов^ узловой сборки, включающей напрессовку подшипников на шейки червячного вала и вала (ступицы) червячного колеса, а также манжет в соответствующие отверстия крышек или стаканов;
сборки узла червячного вала с корпусом редуктора;
монтажа узла червячного колеса в корпусе редуктора.
Во втором переходе для редукторов с опорами, имеющими конические роликоподшипники, регулируемые с помощью прокладок, выполняют следующие работы:
установку в отверстие корпуса редуктора наружной обоймы одного из подшипников червячного вала,
установку и крепление одной крышки с уплотнительными прокладками к корпусу редуктора,
монтаж узла червячного вала в отверстие корпуса редуктора до упора, | установку наружной обоймы другого подшипника, 1
установку крышки с манжетой до упора в торец верхней обоймы подшипника,
замер зазора между торцами крышки и корпуса редуктора,
114
Рис. 6.12. Расположение первоначального пятна контакта на зубьях червячного колеса: а и b—-неправильное; б — оптимальное
с корпусом редуктора является наиболее
снятие крышки,
подбор прокладок и установку крышки совместно с прокладками, крепление крышки к корпусу редуктора.
При регулировке зазора в подшипниках с помощью винта или гайки (см. рис. 4.13, д) операции по измерениям зазора исключаются, а регулировка может быть выполнена после сборки узла колеса одновременно с регулировкой его подшипников. В конструкциях, где оба подшипника, воспринимающие осевую нагрузку, смонтированы в одной опоре (см. рис. 4.12), зазор в подшипниках можно отрегулировать заранее.
В крупносерийном производстве для сборки узла червячного вала с корпусом редуктора исполь зуют специальные сборочные с га пели, в которых предусмотрено автоматическое определение размерь прокладок для обеспечения заданного осевого зазора в подшипниках.
Сборка узла червячного колеса
ответственным переходом в сборке редуктора. От качества выполнения этого перехода во многом зависит обеспечение заданных эксплуатационных параметров редуктора: вращающего момента, ресурса, КПД и др.
Рис. 6.13. Стапель для сборки узла червячного колеса редукторов типа РЧУ
В зависимости от конструктивных особенностей редуктора колесо можно монтировать в корпусе различными способами:
при разъемных корпусах (см. рис. 1.3) его закладывают в разъем, после чего устанавливают и закрепляют вторую половину корпуса;
при наличии больших стаканов (см. рис. 4.5, 4.6) его заводят сквозь соответствующее отверстие, а затем монтируют сам стакан;
при несиловых крышках (см. рис. 1.4, 5.3, 5.6) его опускают в корпус сверху, а затем монтируют стаканы с наружными обоймами подшипников.
В индивидуальном и мелкосерийном производстве требуемое положение Червячного колеса относительно червяка регулируют по пятну контакта. Для этого на червяк предварительно наносят тонкий слой краски, после чего собирают узел червячного колеса с корпусом таким образом, чтобы осевой зазор Э подшипниках узла червячного колеса был равен нулю. Проворот передачи производят такд чтобы колесо сделало не менее одного оборота, и визуально
115
определяют положение пятна контакта (при необходимости извлекают узел колеса из корпуса). По расположению пятна контакта корректируют первоначально установленные наборы прокладок с учетом заданного зазора в подшипниках и выполняют повторную сборку. Операцию повторяют, добиваясь оптимального положения колеса относительно червяка, т. е. такого положения, при котором пятно контакта проходит через среднюю плоскость колеса с тенденцией сдвига его в зону выхода из зацепления. Кромочный контакт, т. е. выход пятна на боковые кромки зуба, является недопустимым (рис. 6.12).
На выполнение работы по такой регулировке средней плоскости колеса требуются значительные затраты времени, и фактически она относится к разряду селективных сборок, что неприемлемо в условиях крупносерийного производства. Для повышения производительности в крупносерийном производстве используют специальные методы регулировки положения червячного колеса относительно оси червяка, например специальные стапели (рис. 6.13) с базировкой на ось червяка (для редукторов, имеющих вентиляторный конец) или базовый торец корпуса. При таких схемах регулировки средней плоскости колеса нарезку зубьев колеса и расточку отверстия под опоры червяка следует выполнять с высокой точностью. Сложность сборки колеса заключается в необходимости двойной регулировки: сначала регулировки средней плоскости колеса, а затем зазоров в подшипниках.
После сборки колеса проверяют пятно контакта по «краске» (при этом краску наносят на зубья колеса !) или по «блику» после приработки редуктора на стенде в зависимости от предъявляемых к редуктору требований. После такой проверки редукторы подвергаются приемо-сдаточным испытаниям в объеме, предусмотренном н. т. д.
6.5. Приработка редукторов
При определении нагрузочной способности передач по контактной прочности, долговечности и износу (см. параграфы 2.5, 2.7) предполагают, что рабочие профили передачи имеют полную сопряженность по расчетным контактным линиям, охватывающим все поле зацепления. При изготовлении редукторов первоначально сопряжение происходит лишь по ограниченным частям поля зацепления, что снижает их нагрузочную способность; поэтому одной из важнейших задач является поиск средств для увеличения сопряженности червячных пар.
В настоящее время все заводы, специализированные на производстве червячных редукторов общего назначения, изготовляют элементы червячной передачи по степени точности 7 или 8 согласно ГОСТ 3675—81. Изготовление этих передач с более высокой степенью точности связано с необходимостью в высокоточном дорогостоящем специальном оборудовании, с резким снижением производительности, а потому экономически нецелесообразно. Допустимые погрешности при изготовлении деталей и сборке редукторов приводят в начальный момент к существенному уменьшению суммарной длины контактных линий. Площадь начального пятна контакта в среднем равна 10—15 % рабочей поверхности зуба колеса, что ведет к значительному увеличению удельных нагрузок на рабочие поверхности при использовании редуктора на расчетных режимах нагружения. Кроме того, во многих случаях пятно располагается в неблагоприятной области — в зоне входа зуба в зацепление.
Учитывая особенность червячной передачи, заключающуюся в повышенном по сравнению с зубчатой передачей износе зубьев колеса в процессе работы, можно заметно снизить удельные нагрузки в контакте в начальный период эксплуатации редуктора путем приработки, т. е. искусственного износа рабочих поверхностей зубьев колеса в определенных пределах.
Другой особенностью червячной передачи является использование в элементах пары разнотвердых материалов, что позволяет получить значительное пятно путем пластической деформации, т. е. за счет создания условий приработки, при которых в поверхностном слое колеса возникают напряжения, пре-
а Более подробно об этом см. в параграфе 7.2,
116
рыщающие предел упругости. Такой способ, разработанный во ВНИИредук-торё [18[, подробнее описан ниже.
Имеются также способы уменьшения начальных удельных давлении в контакте за счет шевингования зубьев колеса и других технологических приемов. Шевингование нашло применение при производстве специальных и уникальных червячных пар и редукторов главным образом в станкостроении, так как получение сопряженной передачи шевингованием обеспечивает сопряженность в работе лишь при незначительных нагрузках. В современных редукторах общего назначения, несущих значительные нагрузки, существенное влияние па работоспособность передачи оказывают деформации звеньев (главным образом прогиб червяка).
Известен ряд рекомендаций по приработке (обкатке) червячных редукторов [5, 8]. Обычно целью этой технологической операции является получение определенного по размерам и расположению пятна контакта на зубьях червячного колеса. До 1971 г. па большинстве специализированных заводов применяли ступенчатую приработку на стендах разомкнутой схемы с общей продолжительностью машинного времени около 66 мин, включая обкатку но 3 мин на холостом ходу и по 30 мин под нагрузкой: по 10 мин па каждой из трех ступеней нагружения при вращающем моменте, равном соответственно 0,25, 0,75 и 1,0 номинального. Приработку вели при постоянной скорости, соответствующей расчетной скорости вращения быстроходного вала редуктора.
Программы [8] со ступенчатой приработкой специальных редукторов осуществляют па двух частота,х вращения: сначала при частоте, равной половине поминальной, а затем при номинальной. На каждой из скоростей предполагается холостой ход и несколько ступеней нагрузки (при вращающем моменте, составляющем 20—100 % поминального). После такой приработки одного профиля зуба производят приработку другого профиля. Общая продо, жительпость приработки составляет 60—320 мин в зависимости от требовать к размерам пятна контакта.
Как показывает опыт ряда исследователей, для получения пятна контакта с размерами (60 X 65) % при постоянном режиме и нагрузках, не превышающих номинальные, требуется 50—200 ч [5, 8]. Согласно вышеизложенным методикам требуемое пятно контакта получается за счет износа зубьев колеса.
Известна методика [18], основанная на принципиально ином подходе: пятно контакта образуется не за счет износа, а путем пластической деформации поверхностного слоя зубьев колеса. Это может быть осуществлено за счет: увеличения нагрузок по сравнению с расчетными в 1,5—2 раза (при условии принятия мер, исключающих заедание);
уменьшения скорости скольжения (частоты вращения червяка) и использования эффекта адсорбционного пластифицирования с применением масел, легированных поверхностно-активными веществами;
использования пульсирующего (импульсного) характера нагружения.
Применение этой методики связано с рядом трудностей. Во-первых, возможно намазывание бронзы па червяк или появление задиров на рабочих поверхностях зубьев колеса, что приводит к выходу редуктора из строя. Во избежание этого следует уменьшать частоту вращения червяка вдвое-втрое по сравнению с номинальной и ввести в приработочное масло специальные присадки. Во-вторых, может увеличиться деформация, главным образом прогиб червяка, вследствие чего получаемое видимое пятно контакта может уменьшаться при номинальных нагрузках.
Исключить влияние деформаций можно, лишь насытив поверхностный слой зубьев колеса специальными поверхностно-активными веществами, что позволит редуктору работать в любом режиме за счет быстрой прирабатывае-мости контактирующих рабочих поверхностей при действительных нагрузках и соответствующих нм деформациях.
Данная методика весьма эффективна, когда одновременно используются все факторы: повышение нагрузки, применение специальных присадок к маслам, приработка в пульсирующем режиме нагружения.
Ниже приведены методики приработки в продолжительных и повторно-кратковременных режимах с получением требуемого пятна контакта как за счет износа, так и путем пластической деформации.
117
А. Ступенчатая приработка в длительном режиме при постоянной частоте вращения включает:
А.1. Обкатку на холостом ходу при номинальной скорости вращения по 30—40 с в каждую сторону;
А.2. обкатку на первой ступени нагружения, соответствующей уровню нагрузки 25—35 % номинальной, по 7—10 мин в каждую сторону.
После этой ступени проверяют симметричность расположения пятна контакта по ширине зуба и принимают решение о целесообразности дальнейшей приработки, которую рекомендуется проводить в следующей последовательности:
приработка на второй ступени при нагрузке 50—70 % номинальной по 10—12 мин в каждую сторону; проверив пятно контакта (визуально по «блику») и температуру масляной ванны, принимают решение о целесообразности дальнейшей приработки или необходимости переборки (дополнительной регулировки) редукторов;
приработка на третьей ступени при нагрузке 75—100 % номинальной по 8—22 мин в каждую сторону.
Результаты анализа приработки редукторов типа РЧУ, полученные авторами, показывают, что пятно контакта па колесе приработанного редуктора достигает 50—60 % по длине зуба и около 75 % по его высоте, а потери в редукторах, прошедших приработку по такой методике, уменьшаются на 10— 15 % по сравнению с потерями в неприработанных редукторах.
Б. Ступенчатая приработка с чередованием непрерывного и повторно-кратковременного режимов и с варьированием частоты вращения включает:
Б.1. обкатку на холостом ходу при ti\ = 16,67 с-1, время обкатки по 30— 60 с в каждую сторону вращения;
Б.2. обкатку при той же частоте вращения с постоянной нагрузкой (0,25 4- 0,35) Г2н в течение 4 мин, по 2 мин в каждую сторону вращения;
Б.З. приработку при той же частоте вращения под постоянной нагрузкой (0,5 4- 0,6) Ггн в течение 6 мин, по 3 мин в каждую сторону вращения.
После этой ступени проверяют симметричность расположения пятна и принимают решение о целесообразности дальнейшей приработки, которую рекомендуется проводить в следующей последовательности:
Б.4. приработка при тон же частоте вращения в повторно-кратковременном режиме в течение 16 мин, по 8 мин в каждую сторону вращения; цикл режима— 1 мин, режим — ПВ-60, нагрузка (0,7-4- 1,1)Г2н; после этой ступени повторно проверяют симметричность расположения пятна контакта и принимают решение о целесообразности дальнейшей приработки или необходимости дополнительной центровки редуктора;
Б.5. приработка при гц — 25 с-1 под постоянной нагрузкой (0,4 4-0,5) Тан! время приработки 6 мин, по 3 мин в каждую сторону вращения;
приработка при той же частоте вращения в повторно-кратковременном режиме в течение 12—15 мин, по 6—7,5 мин в каждую сторону вращения; цикл режима—1 мин, режим — ПВ-60, нагрузка (0,6 4- 0,8)Т2н;
приработка при этой же частоте вращения под нагрузкой (0,8 4-1,0)Тгн в течение 6—10 мин (по 3—5 мин в каждую сторону вращения).
Приработка в данном режиме обеспечивает получение аналогичного пятна контакта при уменьшении времени в 1,6—2,5 раза по сравнению с предыдущей методикой [14]. Стенды, предназначенные для приработки по вышеуказанным методикам, приведены на рис. 6.14.
В. Ускоренная приработка с использованием эффекта пластической деформации включает:
В.1. обкатку на холостом ходу при «1 = 8 4- 12,5 с-1, время обкатки 30— 60 с в каждую сторону;
В.2. обкатку при той же частоте вращения с постоянной нагрузкой (0,5 4-4-0,75)Т2н в течение 2—4 мин на каждый профиль.
После этой ступени проверяют симметричность расположения пятна и принимают решение о целесообразности дальнейшей приработки в следующей последовательности :
В.З. приработка при той же частоте вращения и нагрузке, изменяющейся с достаточно высокой частотой в интервале (1,2 4- 1,6)Т2н', время приработки 2—4 мин в каждую сторону;
118
В 4. приработка при П\ = 25 с-1 и нагрузке, изменяющейся с достаточно высокой частотой в интервале (0,8 4- 1,2) Т2н; время приработки 2—3 мин в каждую сторону;
В.5. приработка при той же частоте вращения с постоянной нагрузкой (0,7 4- 1,0) T2li в течение 1—3 мин в каждую сторону.
Если перед приработкой была проверена симметричность расположения пятна контакта по «краске»,-то проверку его в процессе приработки можно исключить, что позволит автоматизировать процесс приработки.
При таком способе приработки для получения пятна контакта с размерами не менее 50 % по длине зуба колеса и 75 % по его высоте требуется 10—30 мин в зависимости от типоразмера, конструктивных особенностей, технологического процесса изготовления червячной пары, а также сборки редуктора, т. е. время приработки можно снизить в 1,5—4 раза по сравнению со способами, описанными выше.
Рис. 6.14. Группа из четырех 8-местных стендов для приработки редукторов в замкнутом контуре на сборочном участке ленинградского завода «Редуктор»
Методику А, при которой не требуется специальных стендов или приставок к ним, применяют в индивидуальном производстве и при исследовательских испытаниях в лабораторных условиях. Приработку можно производить на универсальном лабораторном стенде разомкнутой схемы, состоящем из электродвигателя (если он выполнен в виде баланс-мотора, то балансированная часть может быть арретирована) и какого-либо тормозного устройства. После приработки на этом же стенде можно провести приемо-сдаточные испытания или продолжить исследовательские испытания.
Методики Б и В применяют при специализированном производстве редукторов, так как требуются специальные стенды, выполненные по принципу замкнутого контура, или приставки к универсальным стендам, снабженные устройствами для автоматического задания и контроля уровня нагрузки и частоты вращения (временные реле, пульсаторы, многоскоростные двигатели, вариаторы и др.).
6.6. Метрологическое обеспечение изготовления и проверки элементов червячной передачи и корпусных деталей
Показатели и нормы точности червячных передач всех видов (за исключением ZT) и их элементов регламентированы ГОСТ 3675—81 (соответствующем СТ СЭВ 311—76), согласно которому установлены 12 степеней точности
119
(в редукторах используют лишь шесть более грубых). Степени точности 6 и 7 предусматривают в основном в специальных редукторах, к кинематической точности или динамическим характеристикам которых предъявляют повышенные требования, а также при частоте вращения п,\ > 36 с-1. В редукторах общего назначения используют передачи степеней точности 7—9, а в редукторах с /11 3 с”1 и во вторых ступенях двухступенчатых редукторов — пере-
дачи степеней точности 10 и 11.
Для червяков, червячных колес и червячных передач каждой степени точности устанавливают нормы: кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев и витков. Допускается комбинировать вышеуказанные нормы, при этом нормы плавности могут быть не более чем на две степени точнее и на одну степень грубее норм кинематической точности, а нормы контакта не должны быть грубее норм плавности.
Кроме того, установлены шесть видов сопряжений червяка с червячным колесом, обозначаемых в порядке убывания бокового зазора буквами латинского алфавита от А до Я, и восемь видов допуска на боковой зазор в передаче, обозначаемых в порядке убывания значения допуска буквами х, у, г, а, Ь, с, d, h. В передачах редукторов применяют первые четыре вида сопряжений и виды допуска a, b, с, d.
Червячная передача редуктора, например, со степенью 8 по нормам кинематической точности, 8 по нормам плавности, 7 по нормам контакта, с видом сопряжения червяка и червячного колеса В и видом допуска на боковой зазор а имеет следующее условное обозначение: 8—8—7-Ва (ГОСТ 3675—81).
Показатели кинематической точности. Кинематическая точность передач степеней точности 6—8 определяется показателем Fi3r и допуском на наибольшую кинематическую погрешность передачи F/o, а кинематическая точность червячных колес — соответственно Fir и F ir Кинематическую точность передач более грубых степеней точности не регламентируют, а кинематическую точность червячных колес определяют накопленной кинематической погрешностью Fin накопленной погрешностью шага Fpkr и радиальным биением зубчатого венца Frr.
Показатели плавности работы. Плавность работы передач степеней точности 6—8 определяется комплексными показателями: циклической погрешностью /глог червячной передачи и циклической погрешностью зубцовой частоты в червячной передаче. Плавность работы червячных передач более грубых степеней не нормируют.
Плавность работы червячных колес определяется:
для передач степеней точности 6—8 отклонением шага fp/, и погрешностью ПрофИЛЯ //2г,
для передач более грубых степеней колебанием измерительного межосс-вого расстояния Fin fir и отклонением шага fp/2.
Показателями плавности работы червяков являются:
для передач степеней точности 6—8 погрешность винтовой линии filr и fhkr, погрешность профиля ffir и радиальное биение витка frr‘,
для передачи более грубых степеней погрешность профиля ff\r, радиальное биение витка frr и погрешность осевого шага fpxr.
Показатели контакта. К показателям, определяющим контакт, для передач редукторов всех степеней точности относятся: суммарное пятно контакта, предельное отклонение межосевого расстояния far и faCr, предельное смещение средней плоскости колеса fxr и отклонение межосевого угла в передаче
Боковой зазор в червячных передачах силовых редукторов не нормируют, так как они являются принципиально изнашиваемыми. Его нормируют только для специальных редукторов, например редукторов пассажирских и грузовых лифтов, кинематических пар станков и др.
В индивидуальном и мелкосерийном производстве основные параметры червяка, червячного колеса и корпусных деталей проверяют универсальными средствами (универсальными микроскопами, наборами плиток, штангеирейсму-сами, универсальными центрами и др.), а ряд параметров — непосредственно
120
на станках в процессе их настройки или перед снятием изготовленной детали со станка.
В крупносерийном производстве периодически осуществляют проверку оборудования на технологическую точность и выборочный контроль деталей в основном специальными и лишь в редких случаях универсальными средствами.
Для проверки зубьев червячных колес применяют:
прибор КДП, позволяющий проверять боковой зазор в паре с эталонным червяком и пятно контакта при измерительном межосевом расстоянии;
универсальный зубоизмерительный прибор (изготовитель — народное предприятие «Карл Цейс Йена», ГДР), позволяющий определять биение зубчатого венца, разность соседних окружных шагов и накопленную погрешность окружного шага.
Для проверки витков червяков используют:
прибор КЧФ, позволяющий определять погрешность осевого шага, погрешность профиля витка и радиальное биение витков червяка;
прибор КТМ (конструкции ЛПИ им. М. И. Калинина) для проверки биения витков и их толщины в расчетном сечении;
прибор КВЧ, разработанный ВНИИредуктором (г. Киев);
измерительную машину для ’проверки червяков с d\ 36 мм (изготовитель— народное предприятие «Карл Цейс Йена», ГДР), позволяющую кроме перечисленных параметров контролировать погрешность винтовой линии витка.
Кроме того, отдельные параметры червяков можно измерять универсальными измерительными микроскопами.
Погрешности корпусных деталей определяют специальными приборами.
Кинематическую точность передачи редуктора можно проверить на специальных стендах.
Более подробные сведения о методах и средствах контроля элементов червячных передач приведены в работе [19].
Глава 7
ИСПЫТАНИЯ РЕДУКТОРОВ И МОТОР-РЕДУКТОРОВ
7.1. Виды испытаний и параметры, проверяемые при испытаниях
Редукторы и мотор-редукторы, как и другие изделия машиностроительной промышленности, в соответствии с требованиями ГОСТ 16504—81 подвергают различным видам контроля и испытаний в зависимости от назначения и объема производства.
Изделия единичного и мелкосерийного производства проходят только предварительные и приемочные испытания, а серийно изготовляемые изделия общепромышленного назначения — еще и приемо-сдаточные испытания, периодические, типовые, аттестационные и др. Серийно изготовляемые изделия узкоспециального назначения подвергают лишь некоторым из перечисленных видов испытаний.
В процессе испытаний проверяют различные параметры в зависимости от назначения изделия.
Ниже даны определения важнейших видов испытаний, приведены параметры, контролируемые в процессе этих испытаний, и методы проверки некоторых из них.
Виды испытаний. П ред варит ельные испытания — это контрольные испытания опытных образцов (партий) изделий, проводимые для определения возможности их предъявления на приемочные испытания.
121
Приемочные испытания — это контрольные испытания опытных образцов (партий) изделий, осуществляемые с целью решения вопроса о целесообразности их производства или использования по назначению (для изделий единичного производства).
Приемо-сдаточные испытания — это контрольные испытания готовых изде« лий при приемочном контроле для принятия решения о пригодности изделий к поставке или эксплуатации (для изделий единичного производства). При данных испытаниях проверяют основные технические параметры, определяющие качество изделий.
Периодические испытания — это контрольные испытания изделий, проводимые периодически в объемах и в сроки, которые установлены соответствующей нормативно-технической документацией (н. т. д.), с целью контроля стабильности качества изделий и возможности продолжения их выпуска. При данных испытаниях определяют характеристики и параметры качества изделий, которые нецелесообразно проверять при приемо-сдаточных испытаниях.
Аттестационные испытания — это испытания для оценки уровня качества изделий при их аттестации.
Типовые испытания — это контрольные испытания изделий с целью оценки эффективности и целесообразности вносимых изменений в конструкцию или технологию изготовления.
Ресурсные испытания — это разновидность испытаний на надежность (с определением долговечности); их проводят для определения или оценки технического ресурса изделий либо их отдельных элементов. Данные испытания можно выполнять как самостоятельные, так и в ходе периодических или приемочных испытаний в зависимости от назначения изделий.
Параметры, контролируемые при приемочных (предварительных) испыта-ниях. В процессе приемочных (предварительных) испытаний редукторов и мотор-редукторов следует проверять все параметры, предусмотренные техническим заданием на проектирование, важнейшими из которых являются:
вращающий момент на всех режимах работы, предусмотренных н. т. д., в том числе при различных частотах вращения входного вала (по критериям! оговоренным в вышеуказанной и. т. д.);
КПД (также на всех режимах, для которых он нормирован);
удельная материалоемкость;
гамма-процентный ресурс работы передачи;
гамма-процентпый ресурс работы подшипников;
надежность уплотнительных устройств, включая гамма-процентный ресурс их работы и отсутствие недопустимых утечек;
эффективность принятого способа смазки;
эффективность способа охлаждения;
способность изделия выдерживать пусковые или другие перегрузки, предусмотренные н. т. д.;
прочность валов и шпоночных (шлицевых) соединений;
способность работать при приложении к валам консольных нагрузок;
уровень шума или другие характеристики виброактивности;
соответствие параметров электродвигателя требованиям и т. д. (для мотор-редукторов) :
потребляемая мощность (для мотор-редукторов).
При необходимости в процессе ранних испытаний проверяют и другие параметры, например: отклонение фактического передаточного числа (или фактической частоты вращения тихоходного вала — для мотор-редукторов) от номинального, прочность корпусных деталей и крепежных лап (особенно в режимах с переменной нагрузкой), удобство обслуживания, объем заливаемого масла, периодичность замены масла и др.
Параметры, контролируемые при периодических испытаниях. В процессе периодических испытаний редукторов (мотор-редукторов) общего назначения следует проверять все параметры, определяющие качество изделий в соответствии с техническими условиями и не проверяемые во время приемо-сдаточных испытаний, в том числе:
массу изделия;
относительную массу (удельную материалоемкость)*
‘i габаритные и присоединительные размеры;
122
нагрузочную способность (допустимый вращающий момент на всех те* режимах, которые предусмотрены н. т. д., или на некоторых расчетных режимах);
соответствие передачи требуемой степени точности (по тем критериям, которые заданы н. т. д. или приняты на данном предприятии);
КПД на режимах, указанных выше;
температуру масла в картере (при картерной смазке) или температурный напор;
отсутствие недопустимых утечек масла;
выходную частоту вращения (для мотор-редукторов);
ток электродвигателя или мощность (для мотор-редукторов).
При необходимости в процессе данных испытаний проверяют соблюдение требований техники безопасности или такие характеритсики надежности и долговечности, как гамма-процентный ресурс, наработка на отказ, срок службы, гарантийная наработка, если в технической документации не предусмотрены какие-либо специальные испытания для проверки этих параметров.
Методы определения отдельных параметров приведены в параграфах 7.2—7.4.
Параметры, контролируемые во время приемо-сдаточных испытаний. В процессе приемо-сдаточных испытаний проверяют важнейшие параметры, определяющие качество изготовления изделий:
легкость вращения быстроходного вала (или мощность холостого хода);
соответствие червячной передачи редуктора (мотор-редуктора) степени точности, указанной в технической документации (для редукторов общего назначения главным образом по одному параметру — пятну контакта, а иногда и по параметрам кинематической точности);
отсутствие утечки масла в местах соединений и в уплотнениях;
соответствие передаточного числа (или выходной частоты вращения) указанным на фирменной табличке или в паспорте номинальным значениям данных параметров.
При необходимости перед испытаниями (или после них) в процессе приемочного контроля (частью которого являются приемо-сдаточные испытания} проверяют:
неплоскостность опорных поверхностей,
непараллельность (неперпендикулярность) осей редуктора (мотор-редуктора) опорным поверхностям,
качество окраски,
качество консервации и упаковки, комплектность.
Для специальных редукторов и мотор-редукторов при данных испытаниях могут быть проверены также Потребляемая при нагрузке или на холостом ходу мощность, температура масла или корпуса при рассматриваемой нагрузке и другие параметры.
7.2. Методы контроля отдельных параметров в процессе приемо-сдаточных испытаний
Легкость вращения иногда проверяют «от руки», но такой способ ненадежен. В настоящее время этот параметр проверяют тарированными рукоятками, включающими фрикционные либо храповые предохранительные устройства, которые настроены на передачу определенного вращающего момента, например, рассчитанного по формуле (3.28).
Соответствие степени точности червячной передачи редуктора общего назначения предъявляемым требованиям обычно контролируют лишь по одному параметру — пятну контакта, проверяя размеры пятна по «краске» или «блику» и его расположение по длине зуба.
В некоторых источниках при проверке пятна контакта по «краске» рекомендуется намазывать витки червяка, при этом считается, что в ходе его вращения будут намазаны зубья колеса. Такими рекомендациями практически можно пользоваться в очень редких случаях, так как, во-первых, не всегда
123<
имеется возможность намазать червяк, а во-вторых, при таком методе размеры пятна очень сильно зависят от количества краски на червяке.
Значительно лучшие результаты получаются, если па боковые поверхности двух рядом расположенных зубьев колеса (или двух рядом расположенных впадин) нанести тонкий слой краски. Обычно используют краску марки парижская синяя (берлинская лазурь) по ТУ 6—10—1282—73. После этого червяку дают вращение, обеспечивая 5—15 оборотов колеса, и проверяют пятно на трех или четырех контрольных зубьях.
Более достоверным методом оценки пятна контакта является такой, при котором рабочие поверхности зубьев колеса окисляются, например, 10 %-пым раствором персульфата аммония. Можно применять также 10 %-ный раствор перекиси водорода в насыщенном водном растворе аммиака пли раствор хлористого железа (6%) и соляной кислоты (19 %) в воде. Затем передача проворачивается под небольшой нагрузкой (10—20 % поминальной), в местах со-прикосповения витков червяка и зубьев колеса оксидная пленка исчезает, и отчетливо видно пятно контакта.
Большая точность, достигаемая при этом, объясняется тем, что оксидпая пленка значительно тоньше слоя краски, однако процесс окисления более трудоемок (10—20 мин), а используемые продукты токсичны. Данный метод может быть рекомендован лишь в лабораторных условиях и неприемлем при крупносерийном производстве.
Недостаток обоих вышеописанных методов заключается в том, что как пятно по «краске», полученное при легком торможении (см. ГОСТ 3675—81), так и видимое на окисленной поверхности пятно, образовавшееся при незначительных нагрузках, не дают объективной оценки характера контакта в зацеплении силовых передач редукторов, где сущееiвенное влияние па г.его оказывают деформации не только червяка, но и подшипниковых опор и корпуса редуктора.
Наряду с размерами проверяют местоположение пятна, которое также задается в технической документации. Для обычных передач пятно должно располагаться ближе к торцам зуба, а для модифицированных (т. е. передач с модификацией боковых поверхностей зубьев за счет нарезания колес фрезами увеличенного диаметра и с локализацией пятна контакта в области средней торцевой плоскости) — посередине зуба с некоторым смещением в зону выхода зуба из зацепления. Кроме проверки пятна по «краске» сопряженность передачи целесообразно оценивать пятном по «блику» в результате приработки редуктора под нагрузкой (см. параграф 6.5), которое отражает действительные условия контакта.
Размеры и расположение пятна контакта обычно контролируют визуально или универсальными методами, которые могут быть рекомендованы лишь при испытаниях достаточно больших (с модулем более 3,5 мм) редукторов. В редукторах с мелкомодульными передачами цепесообразно использовать шаблоны из прозрачного материала с нанесенной на них сеткой, которые прикладываются к поверхности зуба, и на них отмечать контуры пятна.
Течь масла в редукторах общего назначения обычно проверяют визуально в процессе испытаний или технологической приработки. Течь масла по плоскостям разъемов, из-под пробок и крышек, а также через микропоры не допускается. Исключить течь через уплотнительные устройства не удается, так как применяемые в таких редукторах манжетные уплотнения не являются абсолютно герметичными. Расчетные значения допустимых утечек нормируют обычно для 8-, 12- или 24-часового режима, и только при таком или большем времени испытаний они достигают значений, которые можно измерить с допустимой погрешностью. Приемо-сдаточные испытания редукторов общего применения обычно кратковремеппы, и поэтому измерить утечки не удается. В нормативной документации в таких случаях пишут: «капельная течь через манжеты не допускается, допускается образование масляной пленки па валах». Такое нормирование предполагает визуальный контроль и не всегда надежно.
Иногда с целью повысить вероятность выявления утечек прибегают к следующим мероприятиям:
увеличивают уровень заливаемого при испытаниях масла, при испытаниях применяют масло меньшей вязкости по сравнению с эксплуатационными маслами,
{124
заливают подогретое масло.
При повышенных требованиях к герметичности с целью проверки их выполнения корпус редуктора обмазывают меловым или каким-либо другим раствором, а под редуктор помещают лакмусовую бумагу.
Если процесс приемо-сдаточных испытаний совмещен с технологической приработкой для получения пятна контакта по «блику», то предварительно следует обкатать редуктор без нагрузки па холостом ходу, чтобы, с одной стороны, исключить контакт под нагрузкой деталей без смазки, а с другой — выявить случайные дефекты собранного редуктора (отсутствие маслосливных пробок, недостаточную затяжку болтов и др.). Кроме того, если данные испытания проводят на стендах замкнутого контура, то обкатка вхолостую позволяет выявить отсутствие шпонок на валах, несоответствие передаточного числа редуктора указанному на фирменной табличке и др.
После обкатки вхолостую редуктор нагружают в соответствии с принятой программой и измеряют контролируемые параме1ры либо в процессе испытаний, либо после них.
7.3. Испытания с целью определения (контроля) нагрузочной способности
Нагрузочную способность редукторов общепромышленного применения определяют при некоторых фиксированных условиях, принимаемых за расчётные, например: при скоростях, соответствующих синхронным частотам вращения двигателей (например, 50, 25 с~’), при температуре окружающей среды 20 °C, давлении 1013 гПа (1 атм) и т. д.
Для поддержания таких условий в барокамерах устанавливают специальные стенды, снабженные двигателями постоянного тока, преобразователями или электромашинпыми агрегатами, включающими двигатель переменного тока, генератор постоянного тока и двигатель постоянного тока. Такие испытания выполняют лишь для нследовательских целей, так как они слишком дороги, а оборудование является сложным в эксплуатации. В практике промышленных предприятий для периодических испытаний обычно используют стенды разомкнутой схемы с асинхронными электродвигателями.
Для проверки контактной прочности и в особенности долговечности по износу зубьев колеса необходимы весьма длительные испытания. Испытания ведут в лабораторных условиях, когда и температура внешней среды, и частота вращения отличаются от расчетных (например, расчеты производят для частоты вращения 25 с-1, а испытания — на частотах, соответствующих номинальным частотам вращения двигателей 22,5—24 с'1). В таком случае полученную при испытаниях нагрузку можно привести к расчетным условиям (откорректировать) в соответствии с рекомендациями, изложенными ниже.
При периодических испытаниях редукторов общепромышленного применения нагрузочная способность определяется возможностью работы редуктора при паспортном (расчетном) моменте ?2р, если он не лимитирован термической мощностью, или возможностью нагружения его расчетной нагрузкой — откорректированным вращающим моментом Тгот. лнм, если редуктор лимитирован термической мощностью, а температура внешней среды превышает 20 °C. Откорректированный момент можно определить по формуле
п1р^ф 0 ^р. ред) ^ф. ред
п1ф^р 0 “ Пф. ред) ^р. ред
(7.1)
Если испытания проводят па стендах с механическими тормозами трения, установленными на балансирной подвеске, или на электромагнитных (порошковых) тормозах, то вращающий момент па редукторе складывается из трех составляющих:
Тдин — составляющей, определяемой непосредственно по показаниям динамометра или месдозы, протарированных в единицах момента Нм;
Тт — составляющей, учитывающей собственные потери в тормозном устройстве (в его уплотнительных узлах и подшипниках);
125
ГМ2 “ составляющей, учитывающей потери в муфте, соединяющей тихоходный вал редуктора и вал тормозного устройства.
Таким образом,
(7.2)
Учитывать собственные потери в тормозе особенно важно при испытаниях малогабаритных редукторов, так как в противном случае погрешности в определении нагрузки могут достигать 10—20 %. При повышенных требованиях к точности определения нагрузки необходимо учитывать и потери в муфте, размещенной на выходном валу редуктора. Эти потери можно установить специальным устройством, имеющим либо вариатор, либо двигатель постоянного тока для изменения скорости. Так как собственные потери в элементах тормозного устройства зависят от частоты вращения, общие потери следует измерять при всех скоростях, соответствующих гамме передаточных чисел испытываемых редукторов. Данное устройство, достаточно сложное в изготовлении и обслуживании, не всегда необходимо. При его отсутствии собственные потери нагружающего устройства можно установить с достаточной точностью за счет тарировки стенда.
На стендах, где момент на баланс-моторе определяется грузами, подвешиваемыми на мернохм плече длиной момент потерь в тормозе можно рассчитать по зависимости
Гт = [/>сум (Рдв+ ^ред)]^1/гф[1 “ 0 ‘Пр. ред)]»
где Реум — вес груза, уравновешивающий при тарировке систему двигатель — редуктор — тормоз; Рдв + Рред— вес груза, уравновешивающий при тарировке систему двигатель — редуктор; ki — коэффициент, учитывающий увеличение потерь в нагруженном редукторе по сравнению с потерями на холостом ходу, когда происходит тарировка.
Как показывают результаты экспериментов, при испытании редукторов с межосевыми расстояниями 40—80 мм (например, редукторов типов РЧУ, Ч, 24) значения ki могут быть приняты:
1,25— 1,35 для одновитковых передач,
1,4—1 ,75 для многовитковых передач.
Большие значения k{ рекомендуется принимать при определении нагрузки в начальной стадии испытаний, когда редуктор еще недостаточно приработан, а меньшие — при конечных стадиях испытаний. ___,
ТА. Испытания для определения КПД редуктора
Фактический (а точнее, измеренный) КПД редуктора г|ф. ред определяют как отношение выходной и входной мощностей на валах редуктора, рассчи-таных по результатам измерения вращающих моментов на тормозе и баланс-моторе, т. е.
‘Пф. ред = Nпз/^пд = Т’гфАИфГ 1ф).
Измеренные значения Г2ф и Лф не учитывают всех нагрузок, действующих на валы редуктора. С целью более точного определения КПД должны быть учтены моменты собственных потерь в тормозе, баланс-моторе и соединительных муфтах.
Таким образом, фактический КПД редуктора
Лф. ред
_______^дин + ^м2
мф (Л>-м Л>-м Лл1)
(7.4)
где Тб,м — измеренный момент на баланс-моторе (под нагрузкой); Тб.м — момент потерь в баланс-моторе (двигателе); Гм2 и ТМ1 — моменты потерь в муфтах, соответственно на выходном и входном валах редуктора.
126
При испытаниях редуктора на стендах, где момент на тормозе определяется динамометром, а момент на баланс-моторе — грузами, устанавливаемыми на мерном плече, КПД редуктора можно определить по следующей зависимости;
(^дин + ^т) (з Лмг) “ф£1 (?1Пм1 - <РдвХ)
(7.5)
где L\ — плечо измерения нагрузки на входе; Р\—вес грузов, уравновешивающих баланс-мотор в процессе испытаний под нагрузкой; Р*вх — вес груза, уравновешивающий баланс-мотор на холостом ходу (определяют при тарировке); г)м1 и Т]м2 — КПД муфт соответственно на входном и выходном валах.
При испытании редукторов общего назначения для различных исполнении условия испытаний могут отличаться от расчетных:
для редукторов, лимитированных «термической» мощностью, нагрузка Т2 может оказаться меньше расчетной Т2р;
для редукторов, не лимитированных термической мощностью, температура масла может быть меньше принятой при расчетах, поэтому и вязкость масла Тф при испытаниях может быть существенно больше той, при которой рассчитывался КПД редуктора, а значение КПД, полученное при испытаниях (Лф род), может быть меньше расчетного не из-за низкого качества изготовления, а вследствие несоответствия расчетных условий условиям испытаний.
В связи с этим расчетный КПД т)р. ред следует откорректировать с учетом условий испытаний. В некоторых случаях можно откорректировать измеренное значение КПД исходя из расчетных условий.
В первом приближении зависимости для корректировки КПД можно записать в виде
_ ___ Лф. ред
Лот. не л им — ‘ , ,
а 1 ~~~ 'Пр. ред . 1 ~ Лр. ред / Уф
1 + (1 £2) -п 2 <п ^А/ V
ф. ред Нр. ред V vp
__ Лф. ред
Лот. лим------------------/1 — п ту 1 _ п
_?р + k2-------W
Лр. ред^ 2ф Пр. ред
(7.6)
(7.7)
где k2 = Z Cnst/E ф* — коэффициент, учитывающий так называемую постоянную составляющую общих потерь в редукторе; k2 = 0,2 4- 0,35 в зависимости от конструктивных особенностей и режима работы редуктора (потери по пп. в—е, см. параграф 3.1).
Как видно из зависимостей (7.4) и (7.5), учел потерь во всех элементах стенда весьма важен при определении КПД редуктора, особенно малогабаритных редукторов. Как показывают результаты экспериментов, выполненных авторами, в процессе испытаний редукторов при нагрузках до 250 Н-м следует учитывать все составляющие потерь в стендах; при нагрузках 250—500 Н-м можно не учитывать потери в муфтах. Потери в тормозных устройствах можно учитывать или не учитывать в зависимости от их значений и требуемой точности определения КПД. Если их не учитывать при испытании малогабаритных редукторов, то погрешность определения КПД может достигать 10 %.
Если эти потери не определены специальными устройствами, то их можно установить при тарировке стенда. Некоторые рекомендации по проведению тарировки приведены ниже.
Тарировку рекомендуется выполнять в двух направлениях: сначала обратную, а затем прямую.
При обратной тарировке следует определять реактивные моменты на мо-тор-весах, уравновешивающие момент трения на холостом ходу элементов кинематической схемы стенда, в следующей последовательности. Сначала устанавливают вес (массу) груза на мотор-весах, соответствующий суммарному
127
моменту потерь в двигателе, редукторе и пагружателе, затем вес (массу) груза на мотор-весах, соответствующий суммарному моменту потерь в двигателе п редукторе и, наконец, вес (массу) груза на мотор-весах, соответствующий моменту потерь в двигателе.
При прямой тарировке последовательность определения веса (массы) грузов должна быть обратной.
По результатам таких тарировок, выполняемых несколько раз в процессе испытаний, можно выявить собственные потерн некоторых элементов стенда, которые должны быть учтены при определении нагрузочной способности ре-рукторов и в особенности его КПД. Тарировку следует проводить, после того как стенд проработал непрерывно не менее 2 ч, т. е. когда масло в картере разогрето до температуры 60—95 °C и процессы трения в узлах испытуемого редуктора и стенда стабилизированы.
7.5. Методы определения износа червячной передачи
Износ зубьев колеса является одним из критериев нагрузочной способности червячного редуктора, который может обусловливать ресурс редуктора как в непрерывном, так и в повторно-кратковременных режимах работы.
Для оценки ресурса передачи необходимо знать приработочный износ, время приработки, а также износ при установившемся режиме за определенное время.
Долговечность червячной пары ч, по критерию «износ зуба» колеса можно рассчитать по следующей зависимости:
= (^smax ^np)/vw ср» (7.8)
где ASmax — допустимое поле износа, которое определяется износом зуба колеса до заострения или до такого состояния, когда его несущая способность по изгибной прочности становится равной несущей способности по контактной прочности, мм; 6пР— приработочный (нелинейный) износ, мм; vw ср— средняя скорость износа, когда он носит регулярный (линейный) характер, мм/ч.
Определить величины бпр и vw ср весьма сложно, так как они относительно малы, особенно для малогабаритных редукторов, а погрешности при их измерении достаточно велики.
Износ можно оцепить, измерив:
толщину зуба колеса или ширину его впадины,
радиальный люфт колеса,
радиальный люфт червяка,
ступеньку износа во впадине колеса,
массу продуктов износа в масляной ванне редуктора, радиоактивность активированного поверхностного слоя зубьев колеса. Оценка износа путем измерения толщины зуба колеса возможна лишь для крупномодульпых (т > 3 мм) передач редукторов, когда конструкция нх позволяет проводить измерения без разборки редуктора, т. е. когда предусмотрены специальные «окна», через которые проходил бы измерительный прибор. При таком методе необходимо обеспечить постоянство базы по ширине колеса, так как толщина зуба переменна по ширине. Для передач с мелким модулем данный метод применим лишь для измерения толщины зуба колеса в начальный момент, до установки колеса в редуктор, и в конце испытаний, йосле демонтажа колеса. Приборы для измерения толщины зуба и ширины впадины зубьев колеса показаны на рис. 7.1 и 7.2.
Оценка износа по радиальному люфту колеса более удобна, так как может быть осуществлена па стенде без разборки редуктора, поэтому метод йригоден для любой схемы расположения осей в пространстве. При данном методе червяк затормаживается, а колесо прокачивают.’
128
Разность показаний прибора, измеряющего боковой зазор (люфт) на контрольных зубьях за определенное время работы, служит характеристикой средней скорости износа за данный промежуток времени
Недостатком такого метода является относительно большая погрешность измерения, так как, во-первых, измеряемая величина мала, а во-вторых, существенное влияние на результаты измерений оказывают осевые зазоры в подшипниках. Определение износа путем измерения радиального люфта колеса редуктора РЧУ-80 в процессе испытаний на стенде показано на рис. 7.3.
Более точен метод измерения угла поворота червяка при заторможенном колесе, при котором измеряемый угол возрастает пропорционально передаточ
Рис. 7.1. Определение износа зубьев колеса путем непосредственного измерения толщины его зубьев
Рис. 7.2. Прибор для определения износа зубьев колеса путем измерения ширины впадины
ному числу. Для повышения точности измерения рекомендуется проводить в трех-четырех положениях колеса.
Для измерения «ступеньки» износа, образующейся на зубе колеса за счет радиального зазора в зубьях передачи, необходимы специальные щупы.
Все вышеуказанные методы измерения относятся к прямым. К косвенным методам можно отнести определение износа путем измерения концентрации продуктов износа в масле или радиоактивности активированного поверхностного слоя зубьев колеса. Количество продуктов износа измеряют химическим или спектральным анализом смазки либо с помощью радиоактивных изотопов при замкнутой системе смазки. Метод измерения износа по уменьшению радиоактивности активированного поверхностного слоя колеса разработан в МВТУ им. Н. Э. Баумана [12].
Известны также методы определения износа за счет измерения глубины рисок или диаметра лунок, нанесенных на рабочие поверхности зубьев колеса заранее до установки его в редуктор. Такие методы применяют в основном для крупномодульных передач и только при исследовательских испытаниях.
1 Для крупномодульных передач специальных редукторов известен метод, при котором в зацеплении «прокатывается» свинцовая пластинка и по ее толщине в прокатанной Области судят о боковом зазоре в передаче (или износе).
>/2 5 Зак. 618
129
Рис. 7.3. Определение износа зубьев колеса редуктору РЧУ-80 в процессе его испытание путем измерения углового бокового зазора червячной передачи
7.6. Стенды для испытаний
Известно [4, 21], что все стенды для испытаний редукторов (в том числе и червячных) можно разделить на два основных типа:
стенды, построенные по принципу разомкнутой схемы;
стенды, построенные по принципу замкнутого силового контура.
В дальнейшем для краткости будем называть их стендами соответственно разомкнутой схемы и замкнутого контура.
Их основное различие состоит в том, что в стендах первого типа расчетная мощность привода должна быть равна сумме полезной мощности и мощности потерь во всех установленных в них механизмах и передачах, а в стендах второго типа — только мощности потерь во всех механизмах и передачах контура (в схемах с проскальзыванием она несколько больше).
Особенности испытательных стендов разомкнутой схемы. Стенды, выполненные по такой схеме, обычно состоят из электродвигателя, испытуемого ре-руктора и нагружающего устройства, соединенных муфтами. Вся мощность, Проходящая через испытуемый редуктор, должна поглощаться в нагружателе. Нагрузки на валах редуктора определяют измерением реактивных моментов на баланс-моторе и баланс-тормозе, при этом может быть постоянным как плечо измерения (рис. 7.4), так и вес грузов (рис. 7.5).
Из преимуществ стендов этой схемы следует отметить:
возможность определения КПД редуктора с высокой точностью;
универсальность, заключающаяся в возможности испытывать редукторы данного типа в широком диапазоне передаточных чисел независимо от того, являются ли они самотормозящимися или несамотормозящимися;
редукторы испытывают всегда в режиме прямого тока мощности, т. е. в условиях, достаточно близких к производственным;
относительная простота устройств для управления изменением нагрузки на ходу (без остановки стенда).
К недостаткам этих стендов следует отнести;
180
большие первоначальные затраты на установку, поскольку и электродвигатель, и нагружатель, и рамные конструкции должны быть рассчитаны по наибольшей мощности испытуемого редуктора;
большой расход электроэнергии, так как электродвигатель должен быть рассчитан по наиболее мощному редуктору, а вся проходящая через редуктор мощность в нагружателе превращается в теплоту и должна быть отведена от него каким-либо способом;
значительные колебания нагрузки в механических нагружателях «сухого» трения (ленточных, ленточно-колодочных, дисковых и др.) в связи с тем, что
Рис. 7.4. Стенд разомкнутой схемы с колодочным тормозом для испытания редукторф? с ii< 360 Н м (реактивный момент на баланс-моторе измеряют сменными грузами на постоянном плече)
коэффициент трения непостоянен и зависит от температуры поверхности, наличия продуктов износа на рабочих поверхностях, состояния изнашивающихся поверхностей, влажности и запыленности воздушной среды и т. д.
Применение механических нагружателей, трущиеся поверхности которых находятся в масляной ванне (или смазываются каким-либо образом), увеличивает стабильность нагрузки, но значительно усложняет конструкцию. Кроме необходимости в специальных маслоподающих устройствах использование смазки из-за уменьшения коэффициента трения ведет к увеличению либо удельных давлений в трущихся парах, либо радиусов барабанов, т. е. в любом случае — к возрастанию габарита, массы, а следовательно, и стоимости установки.
При использовании гидравлических тормозов момент на тихоходном валу редуктора является функцией температуры масла, его вязкости, степени очистки и прочих факторов, поэтому получать стабильную нагрузку довольно сложно.
5*
131
Приводом стендов обычно служит электродвигатель, рассчитанный' нэ полную мощность испытуемых на нем редукторов (с некоторым запасом). Роль соединительных элементов выполняют какие-либо компенсирующие муфты. Существует много конструкций нагружателей, основные из них описаны ниже.
В качестве механических нагружателей трения, применяемых в стендах, обычно используют ленточные, колодочные или ленточно-колодочные тормозные устройства, трущиеся пары которых, изготовленные, как правило из фрикционных асбестовых материалов (по ГОСТ 1198—78, 15960—79), работают по чугунным или стальным барабанам (иногда применяют ретинаксовые обкладки по ГОСТ 10851—73). Ленты и колодки укрепляют на рамке, установленной в подшипниках на валу тормозного барабана. Известны конструкции, где
Рис. 7.5. Колодочный тормоз с автоматической установкой нагрузки
/ — барабан; 2 — вал барабана; 3 — колодки; 4 — грузы; 5 — рамка; 6 — шарнир; 7 — пружина; 8 — гайка; 9 — шаговые электродвигатели; 10— ходовой винт; // — пружина возврата
ленты (колодки) висят непосредственно на барабане; в таких стендах реакции, возникшие от приложения усилия измерения, увеличивают погрешности определения вращающего момента. Эти конструкции пригодны только для испытания больших редукторов, когда моменты сил трения, обусловленные весом самого тормоза, относительно малы.
Схемы стендов с использованием электрических нагружателей состоят из электродвигателя, испытуемого редуктора и генератора, соединенных муфтами. Мощность, выделяемая в генераторе, поглощается в так называемом гасящем реостате. Нагрузка регулируется изменением напряжения в цепи возбуждения генератора.
При использовании таких схем для испытаний червячных редукторов следует иметь в виду, что генераторы обычно бывают быстроходными; поэтому необходимы специальные мультипликаторы, а при выпуске гаммы редукторов с
широким диапазоном передаточных чисел — еще и вариаторы (или сложные коробки скоростей) для обеспечения стабильной скорости вращения генератора.
В случае применения электромагнитных нагружателей (порошковых тормозов) исключается необходимость в мультипликаторах или вариаторах, так
как они допускают эксплуатацию в широком диапазоне частот вращения.
Стенды с использованием гидравлических нагружателей конструируют по схемам, аналогичным описанным выше, и только в качестве нагружающего устройства применяют насосы, прогоняющие масло через систему мерных гидравлических сопротивлений. Нагрузка регулируется изменением суммарного гидравлического сопротивления системы. В стендах, выполненных по таким схемам, необходимо предусматривать большие емкости масла, охлаждающие устройства и др. Кроме того, в таких схемах необходимы мультипликаторы, вариаторы или коробки скоростей, так как насосы обычно бывают быстроходными.
Особенности испытательных стендов замкнутого контура. Рассматриваемые стенды обычно состоят из двух редукторов одного типа, имеющих одинаковое передаточное число. Одноименные валы редукторов соединены между собой непосредственно или через какие-либо механизмы и образуют так называемый замкнутый контур, причем в быстроходной или тихоходной ветви контура установлено нагружающее устройство.
Преимуществами стендов замкнутого контура являются:
132
относительно малые затраты на установку, так как нагружающие устройства могут быть достаточно простыми и легкими, а электродвигательотносительно небольшим; соответственно, легкими и более дешевыми могут быть й рамные конструкции;
относительно малый расход электроэнергии при работе под нагрузкой, поскольку потребляемая энергия пропорциональна в основном лишь потерям в контуре;
стабильность нагрузки; например, при механических упругих нагружате-лях нагрузка не зависит от внешних факторов и определяется лишь упругостью (жесткостью) и погрешностями изготовления элементов контура;
возможность сравнительно легко получать большие нагрузки в контуре (для чего при разомкнутом методе пришлось бы иметь тяжелые барабаны и т. д.);
возможность одновременной обкатки двух и более редукторов на одной установке;
отсутствие каких-либо охлаждающих устройств.
К недостаткам стендов замкнутого контура относятся:
малая универсальность, вследствие чего нужно иметь два одинаковых редуктора, а при схемах с проскальзыванием — значительное количество вспомогательных (стендовых) редукторов с передаточными числами, лишь незначительно отличающимися от передаточных чисел испытуемых редукторов;
невозможность достаточно точно разделить потери между редукторами, установленными в контуре, т. е. измерить КПД каждого из редукторов;
необходимость реверсирования нагрузки и направления вращения для создания одинаковых условий работы обоих редукторов, установленных в контуре; в связи с этим требуется применять относительно сложные устройства для изменения нагрузки на ходу — дифференциалы, вспомогательные редукторы на качающейся платформе и т. д.
Возможны два вида схем стендов замкнутого контура в зависимости от места установки нагружающего устройства:
схемы, где нагружающее устройство встроено в быстроходную ветвь контура;
схемы, где нагружающее устройство встроено в тихоходную ветвь контура.
Схемы с нагружающим устройством, встроенным в быстроходную ветвь контура (например, показанные на рис. 7.8, 7.10), обладают тем преимуществом, что само нагружающее устройство относительно мало, так как должно быть рассчитано по моменту на входе.
Использовать такие схемы для испытания червячных редукторов общего назначения нежелательно по следующим причинам: входной момент на редукторе обратно пропорционален величине u-q, которая изменяется в широких пределах, является величиной нелинейной, а также переменной в процессе испытаний, поскольку зависит от КПД редуктора. Вследствие этого значительно усложнена тарировка нагрузочного устройства и перегрузка или недогрузка отдельных редукторов может достигать значений, значительно превышающих установленные нормы.
Указанных недостатков лишены схемы, где нагружающее устройство встроено в тихоходную ветвь контура, хотя такое устройство имеет большие габарит и массу.
В стендах, выполненных по схемам замкнутого контура, используют обычно электродвигатели общепромышленного исполнения. Некоторые конструкции нагружателей описаны ниже.
Дисковые функционные нагружатели. В замкнутый контур встраивается фрикционная муфта с регулируемым моментом проскальзывания, которая потребляет энергию пропорционально скорости скольжения (при постоянных нагрузке и коэффициенте трения скольжения), и если последняя мала, то расход энергии незначителен даже при больших вращающих моментах.
Такие схемы эффективны при испытаниях редукторов с встроенными предохранительными муфтами (например, редукторов сельскохозяйственных машин, редукторов для открывания дверей станций метрополитена, редукторов в шаговых транспортерах литейных цехов и т. д.), когда саму муфту редук-
133
тора можно использовать в качестве нагружающего устройства. Принципиальная схема стенда с таким нагружателем приведена на рис. 7.6.
Нагружатели, использующие осевое усилие косозубой передачи. Известно, что работа косозубой цилиндрической передачи сопровождается появлением осевой составляющей усилия в зацеплении, пропорциональной вращающему моменту, передаваемому передачей, и наоборот, приложение осевого усилия в передаче вызывает окружное усилие, стремящееся повернуть колеса передачи (см. а. с. 150277, СССР).
Если косозубая передача работает в замкнутом контуре, .то ее вращение оказывается невозможным, а система получает нагрузку б виде вращающего момента, пропорционального осевому усилию (следует заметить, что тарировка такого стенда должна быть сделана с учетом разницы в КПД при прямом и обратном ходах). При создании для гаммы редукторов общепромышленного применения обкаточного стенда, выполненного по данной схеме, требуется
Рис. 7.6. Схема стенда замкнутого контура с фрикционным нагружателем
1 — фрикционная муфта; 2 — испытуемые редукторы
Рис. 7.7. Схема стенда замкнутого контура с нагружением за счет осевого усилия в косозубой передаче
Редуктору: 1 — испытуемые, 2 — нагружающий, 3 — вспомогательный; 4 — ременная передача от электродвигателя
предусмотреть устройство для выборки люфтов с целью более точного определения нагрузки.
Принципиальная схема стенда с использованием такого нагружателя представлена на рис. 7.7.
Торсионные нагружатели. При работе стендов с использованием торсионных нагружателей [4, 45] нагрузка в контуре создается закручиванием упругих валов (торсионов). Закручивание может производиться как в статическом положении системы (например, с помощью зубчатой или кулачковой муфты, храпового механизма, специального талрепа, самотормозящейся червячной муфты), так и без остановки стенда, например, с использованием шлицевой втулки, имеющей правую и левую многозаходные винтовые нарезки и соответствующий элемент, соединенный с вращающимся или неподвижным силовым гидроцилиндром; иногда применяют фрикционные электромагнитные или гидравлические муфты с переменным усилием сжатия дисков.
В стендах с торсионными нагружателями нагрузка пропорциональна углу закручивания торсионов. Однако необходимо иметь в виду, что крутильная жесткость других элементов контура должна быть значительно больше крутильной жесткости торсионов, чтобы угловыми деформациями этих элементов можно было пренебречь. При малых длинах торсионов и малых углах закручивания их (до 15°) появление люфтов из-за износа элементов стенда и испытуемых редукторов уже оказывает заметное влияние на точность измерения 184
нагрузки. В связи с этим требуется специальное корректировочное устройство,
учитывающее и компенсирующее эти погрешности в определении нагрузки.
Принципиальная схема стенда с использованием торсионного нагружателя показана на рис. 7.8. Для со-
единения испытуемых редукторов в контур встраивают два вспомогательных редуктора, установленных в быстроходной ветви. Редукторы нагружаются предварительным закручиванием торсионных валов посредством кулачковой муфты, также размещенной в быстроходной ветви контура.
Недостатком этой схемы является существенная зависимость нагрузки на обоих испытуемых редукторах от положения шкива клиноременной передачи на валу и от жесткости элементов входной и выходной ветвей контура (в том числе от жесткости червяков испытуемой передачи) [10].
Два других конструктив
Рис. 7.8. Схема стенда замкнутого контура с торсионным нагружателем
1 — испытуемые редукторы; 2 — вспомогательные редукторы; 3 — кулачковая муфта;
4 — торсионный вал; 5 — электродвигатель
ных решения устройства для закручивания торсионов показаны на рис. 7.9, а, б.
Нагружатели с получением нагрузки в контуре за счет усилий в опорах. Такие нагружатели обычно выполняют либо с
поворотными корпусами редукторов, либо со специальными редукторами, установленными на качающейся (поворотной) платформе.
Известно, что заданному моменту на тихоходном валу редуктора соответствуют определенные реакции в опорах его валов. Используя обратимость
Рис. 7.9. Устройство для закручивания торсионов: а — нагрузочная муфта для предварительного нагружения; б — резьбовой талреп
Нарезка: / — правая; 2 — левая
этого свойства, применяют схемы, в которых, прикладывая некоторые расчетные реакции в опорах (например, устанавливая вспомогательный, или нагрузочный, редуктор на качающуюся платформу), можно получить определенную нагрузку в зацеплении испытуемых редукторов [4, 21].
Сюда же можно отнести и цепные нагружатели, где нагрузка в контуре обеспечивается перемещением опор цепной передачи и изменением в связи с этим натяжения в ветвях цепи.
Принципиальная схема стенда с применением вспомогательного редуктора, установленного на качающейся платформе, представлена на рис. 7.10;
135
контур замыкается коническими парами, ведомые колеса которых размещены на быстроходных валах испытуемых редукторов, а ведущие колеса — на выходных валах вспомогательных цилиндрических редукторов [4]. Однако из-за сложностей центрирования конических пар практически необходимы стационарные конические редукторы, соединенные муфтами с валами вспомогательных цилиндрических и обкатываемых редукторов.
При создании стендов по такой схеме требуется значительное количество специальных вспомогательных редукторов.
Дифференциальные нагружатели. Такие нагружатели обычно состоят из двух конических зубчатых дифференциалов, устанавливаемых в тихоходную или быстроходную ветвь контура. Нагрузка создается путем приложения вращающего момента к корпусу дифференциала. Реверсирование момента в контуре обеспечивается приложением нагрузки к корпусу одного из дифференциалов. Нагружатели данного типа имеют сложное устройство, техническое обслуживание их сопряжено со значительными трудностями, однако они позволяют относительно легко изменять величину и направление нагрузки в контуре без остановки стенда. Применяют такие нагружатели лишь при лабораторных испытаниях.
Принципиальная схема одного из возможных решений стенда с дифференциальным нагружателем представлена на рис. 7.11
Электрические нагружатели. Стенды с такими нагружателями состоят обычно из электродвигателя, двух испытуемых редукторов, соединенных тихоходными валами, и генератора. Мощность, потребляемая электродвигателем, рекуперируется генератором в сеть (с небольшими потерями).
Для создания более идентичных условий работы обоих редук-
торов в качестве и двигателя, и генератора используют, как правило, обратимые машины.
Известны [7] схемы подобного типа с нагружением посредством изменения частоты питающего тока одного из электродвигателей (рис. 7 12). В таких схемах один из редукторов работает в режиме прямого потока мощности, другой — в режиме оттормаживания; заклинивание исключено. Рассмотренные схемы целесообразно использовать главным образом при испытаниях мо-тор-редукторов, когда не требуются специальные стендовые двигатели, и нагружение производится за счет изменения частоты тока двигателей самих мотор-редукторов.
Вращающий момент создается за счет разности частот тока, питающего приводные электродвигатели. Следует отметить, что потери мощности в таких схемах относительно велики, а один из редукторов нагружен больше, чем другой.
Стенды с упругим нагружателем малой жесткости, установленным в тихоходной ветви. В последнее время разработаны 1 [14] и используются схемы, особенность которых заключается в том. что в тихоходную ветвь встраивается упругий элемент, жесткость которого значительно меньше приведенной жесткости быстроходной ветви. Это исключает заклинивание системы при испытании самотормозящихся передач и обеспечивает равномерное распределение нагрузки между испытуемыми редукторами.
Рис. 7.10. Схема стенда замкнутого контура с нагружением за счет вспомогательного цилиндрического редуктора, установленного на качающейся платформе
/ — качающаяся платформа; 2 — вспомогательные редукторы; 3 — вспомогательные передачи; 4 — двойной кардан; 5 — испытуемые редукторы; 6 — грузовая чашка
1 А. с. 396577 и 539247 (СССР).
136
Как видно из рис. 7.13, принципиальная схема замкнутого контура достаточно проста. Контур состоит из двух редукторов и «валопроводов», соединяющих одноименные валы редукторов. При этом «валопровод», соединяющий быстроходные валы, должен обладать относительно большой жесткостью (например, жесткая муфта, цепная передача и др.), а «валопровод», соединяющий тихоходные валы, — относительно малой жесткостью (например, пружина кручения, торсионный вал и т. д.). Приводом стенда может служить электродвигатель общепромышленного исполнения, соединенный с быстроход-
ным валом непосредственно или через клипоременную передачу.
Па ленинградском заводе «Редуктор», являющемся одним из крупнейших предприятий, специализированных на выпуске червячных редукторов общего назначения, разработана конструкция и созданы стенды замкнутого контура, позволяющие прирабатывать редукторы в широком диапазоне нагрузок и передаточных чисел, большая часть которых являются самотормозящимися.
Рис. 7.11. Схема стенда замкнутого контура с дифференциальным нагружателсм
/ — испытуемые редукторы; 2 — жесткий вал; 3 — конические дифференциалы; 4 — вспомогательные редукторы; 5 — электродвигатель
Рис. 7.12. Схема стенда замкнутого контура с электрическим нагружением
1 — электродвигатель; 2 — испытуемые редукторы; 3 —• элск грогеператор
Стенд, принципиальная схема одной из секций которого представлена на рис. 7.13, состоит из четырех двухместных секций, монтируемых па общей раме, и пульта управления. Входная ветвь его включает две приводные стойки, на валах которых установлены звездочки цепной передачи 7. Они жестко связаны с неподвижными полумуфтами фрикционных муфт 6, допускающих кратковременную работу в режиме проскальзывания.
Выходная ветвь состоит из упругого элемента кручения расчетной жесткости (п-апример, блока пружины кручения 2), червячной муфты 3, предназначенной для работы в ручном режиме и для тарировок упругого элемента, если тарировка осуществляется на самом стенде.
Приводом каждой секции служит фланцевый электродвигатель 8 общепромышленного исполнения (желательно двухскористной).
Параллельно выходной ветви установлено измерительно-блокировочное устройство 9, позволяющее изменять нагрузку в контуре, исключить перегрузки и обеспечить остановку секции при аварийных ситуациях (например, при поломках пружины, отсутствии шпонок на валах редукторов, при* установке редукторов с различными передаточными числами и к д.). Оно пред-
6 Зак. 618 137
ставляет собой механический преобразователь вращательного движения в поступательное.
Режим нагружения, определяемый углом закручивания пружины, задается временным реле, управляющим гидроцилиндрами, с которыми связаны подвижные полумуфты фрикционных муфт 6.
Испытуемые редукторы /, монтируемые на опорных стойках 4, замыкают контур через компенсационные муфты 5.
Стенд может быть выполнен как легкопсреналаживаемый агрегат, обеспечивающий приработку редукторов с различными межосевыми расстояниями.
В частности, на стендах ленинградского завода «Редуктор» прирабатываются редукторы типов РЧУ, 24 или Ч, а также редукторные части мотор-редукторов типа МЧ или 2МЦЧ с межосевыми расстояниями 40, 63 и 80 мм в диапазоне передаточных чисел от 8 до 80.
Каждый стенд снабжен пультом управления, включающим гидростанцию, обеспечивающую работу зажимных устройств, гидроцилиндров, управляющих фрикционными муфтами, и электрическую схему управления работой, состоящую из временных реле, системы промежуточных, пусковых и тепловых реле, элементов системы блокировки.
Два одинаковых по типоразмеру и передаточному числу редуктора устанавливают на секцию и закрепляют с помощью гидроцилиндров. При работе секции на холостом ходу обе фрикционные муфты выключены, проскальзывание в них отсутствует, вращение от электродвигателя передается сразу на быстроходные валы обоих редукторов, а валопровод ведомой ветви вращается как жесткий элемент.
Для создания нагрузки в контуре одна из полумуфт (например, левая) переводится в режим проскальзывания. При этом входной вал правого ре-138
дуктора продолжает вращаться со скоростью, соответствующей скорости вращения электродвигателя, а входной вал левого редуктора вращается медленнее (в соответствии с величиной проскальзывания). Пружина будет закручиваться, нагружая редукторы. При достижении требуемого значения нагрузки, определяемого настройкой системы конечных выключателей измерительноблокировочного устройства согласно принятой программе, муфта, работавшая в режиме проскальзывания, включится, проскальзывание в ней прекратится и приработка будет продолжаться при установившейся нагрузке.
Для увеличения нагрузки эта же муфта повторно переводится в режим проскальзывания, и таким образом может быть получена любая ступень нагружения в соответствии с требуемой программой.
Для разгружения, а также для приработки другого профиля зуба колеса в режим проскальзывания переводится другая муфта. Медленнее начнет вра-
Рис. 7,14. Схема одной секции многоместного стенда замкнутого контура с упругим на-гружателем малой жесткости (с односторонней зоной обслуживания)
/ — обкатываемый редуктор; 2 — муфта крестово-кулисная; 3 — приводной электродам* гатель; 4 — фрикционная муфта; 5 — клиноременная передача; 6 — винтовые пары; 7 —< нагрузочное устройство (блоки пружин); 8 — ценная передача; 9 — измерительно-бло* кировочное устройство
щаться входной вал правого редуктора, а пружина будет раскручиваться, уменьшая нагрузку в контуре. При дальнейшей работе этой муфты в режиме проскальзывания в пружине изменится направление закручивания и нагрузка реверсируется.
Данное конструктивное решение имеет два недостатка: повышенный шум из-за цепной передачи в быстроходной ветви и двухстороннее обслуживание, не позволяющее иметь свыше четырех секций в одном агрегате, так как при большем их числе обслуживать стенд одному человеку неудобно.
Стенды, выполненные по схеме на рис. 7.14, где цепная передача установлена в тихоходной ветви контура, лишены указанных недостатков. В целях уменьшения габарита «в глубину» упругий элемент выполняют из двух пружин 7, а измерительно-блокировочное устройство 9 монтируют параллельно цепной передаче через две пары винтовых зубчатых колес 6. Стенды обслуживают с одной стороны, что дает возможность построить стенд-стенку из 40—60 секций в одном агрегате при ограниченных площадях; при этом каждая секция остается универсальной, т. е. на ней можно прирабатывать редукторы с различными межосевыми расстояниями и разными передаточными числами. "
6*
13®
7.7. Рекомендации по использованию стендов'
Стенды разомкнутой схемы следует использовать:
при испытаниях редукторов на соответствие паспортным данным, когда необходимо измерять КПД с высокой точностью и определять термическую мощность редуктора;
для приработки редукторов в индивидуальном производстве или при изготовлении специальных (уникальных) редукторов (например, со встроеннымй Муфтами предельного момента).
При установке опор баланс-мотора на ротор уменьшается вес качающихся элементов, а следовательно, значительно снижаются моменты трения. Кроме Того, суммарный момент трения становится постоянным по направлению (т. е, не зависит от направления «качания»). Подшипники, применяемые для onojj как баланс-мотора, так и тормоза, должны иметь по возможности минимальные диаметральные размеры.
Для точных измерений нагрузки и определения КПД испытуемых редукторов необходимо учитывать влияние усилия измерения на снлоизмери-тельном устройстве и вводить соответствующие поправки в расчетные зависимости.
Стенды замкнутого контура с присущей им принципиальной возможностью установки одновременно двух и более однотипных редукторов используют для приработки редукторов общего назначения, особенно тех типов редукторов, для которых приработка технологически необходима, например: для редукторов червячных (цилиндрических и глобоидных), некоторых видов конических, спироидных и др. В условиях специализированного производства целесообразно конструировать многоместные стенды для приработки как «жестких» редукторов, так и редукторов с встроенными предохранительными муфтами (на режимах, где исключено произвольное проскальзывание муфты).
Наиболее рациональными для приработки редукторов общего назначения являются схемы стендов с нагружающим устройством, установленным в тихоходной ветви контура, что обеспечивает довольно простую и устойчивую тарировку их без дополнительных подналадок при приработке редукторов а различными передаточными числами.
Управляющее нагрузкой устройство (при автоматизированном нагружении) желательно встраивать в быстроходную ветвь контура. Вместе с тем в отдельных случаях (особенно при ручной установке уровня нагрузки в контуре) можно разместить его в выходной ветви, с тем чтобы уменьшить технологическое время обкатки.
Глава 8
ЭКСПЛУАТАЦИЯ РЕДУКТОРОВ И МОТОР-РЕДУКТОРОВ
8.1. Выбор редуктора
При проектировании привода следует стремиться к тому, чтобы применять нормализованные (стандартные) редукторы, а конструировать и использовать специальные только в тех случаях, когда это подтверждено результатами экономического анализа (см. параграф 9.1). Нормализованный (стандартный) редуктор можно выбирать, ориентируясь на отраслевые методики ,и рекомендации каталогов.
Если эти материалы отсутствуют, то при выборе редуктора можно использовать нижеследующие рекомендации.
Основными характеристиками, нормируемыми н. т. д. (например, ГОСТ 16162—78), являются:
вращающий момент на расчетном режиме (как правило, непрерывном 8-йли 12-часовом), 4 ' :
140
КПД (на расчетном режиме)',
наибольшая допустимая консольная нагрузка на валах, ресурс или срок службы.
При определении вращающего момента на других (нерасчетных) режимах следует пользоваться зависимостью
^2Д ^2р — ^211^1^2^33^4» (8.1)
где Т2д— действительный вращающий момент, приложенный к тихоходному валу редуктора; Т2Р— расчетный момент для подбора редуктора; Т2П— момент, приведенный в паспорте (стандарте) на редуктор; Ki — коэффициент условий работы, зависящей от частоты вращения быстроходного вала; К2 — коэффициент условий работы, зависящий от продолжительности включения (ПВ) редуктора; К3 — коэффнцент условий работы, зависящий от машинного времени работы редуктора и характера нагрузки (табл. 8.1); К4 = ДОф/ЛФр — коэффициент условий работы, зависящий от фактического и допустимого (расчетного) значений разности температур масла и внешней среды при 4В ^5 20 °C; Д0Р = 70 4-75 °C в зависимости от сорта применяемого масла.
Значения коэффициента К3
Таблица 8.1
Характер нагрузки К} при машинном времени работы редуктора за сутки, ч
<0,5 0,5-2 2 -12 12 — 21
Равномерная С умеренными ударами » тяжелыми » о to 111 Ф — to СП СП СП 1,2-1,1 1,1 —1,0 0,95-0,8 1,1-1,0 1,0-0,8 0,8-0,7 1,0-0,8 0,8-0,7 0,7—0,6
Ниже приведены значения Ki и К2.
п6, с-1 (мин-1) 12,5 (750) 16,7(1000) 25 (1500) 30(1800)
Kt 1,15-1,20 1,06-1,15 1,0 0,85-0,95
ПВ, % 25 40 60 100
К2 1,20-1,25 1,15-1,20 1,10-1,15 1,0
При эксплуатации в режимах, отличных от указанных, значения коэффициентов Кь К2 и Кз могут быть получены интерполяцией или экстраполяцией приведенных здесь значений.
При подборе двигателя для привода следует помнить, что КПД редуктора в начальный момент эксплуатации меньше расчетного, за который принимается среднеэксплуатациопный КПД, получаемый через 100—250 ч работы. При этом потери в редукторе больше расчетных па 25—35 % при одновйтковых передачах и па 50—80 % при многовитковых передачах.
Приведенные в паспортах или другой и. т. д. зависимости относятся к некоторым расчетным значениям долговечности (например, 10 или 20 тыс. ч). Если требуемые значения долговечности отличаются от расчетных, то в зависимость (8.1) вводят дополнительный коэффициент Ks, значение которого можно принять таким же, как и коэффициент KLh в формуле (4.4).
Если использованы двигатели внутреннего сгорания, то в зависимость (8.1) необходимо ввести еще коэффициент Кб, значения которого могут быто взяты как отношение значений Кр из табл. 2.10 для принятого типа двигателя и электродвигателя при соответствующей продолжительности и характере нагружения привода.
При оценке допустимости приложения к валам консольных нагрузок следует учитывать, что опи в основном задаются при условии их приложения в бередине посадочного конца вала, Если они приложены в другом сечении, то
141
ил следует пересчитать обратно пропорционально плечу приложения. Расчетные зависимости для такого пересчета приведены в н. т. д. на редукторы и мо* тор-редукторы.
8.2. Монтаж и подготовка к работе редукторов и мотор-редукторов
Редуктор и соединенные с ним механизмы следует устанавливать на жестком основании в целях неизменности их взаимного расположения. Соединительные элементы, монтируемые на концы вадов, должны быть сцентрирова'йй с точностью, обеспечивающей нормальную работу привода.
Быстроходны?! вал редуктора рекомендуется соединять с двигателем муфтой или клиноременной передачей, и лишь в обоснованных случаях можно нс* пользовать зубчатые или цепные передачи. Фундаментные болТы или крепежные шпильки должны быть затянуты до отказа, их затяжку следует производить равномерно. Детали, насаживаемые на валы с натягом, рекомендуется предварительно нагревать до температуры 80—100 °C. Установка таких деталей без нагрева может привести к поломкам.
При монтаже редуктора или мотор-редуктора (особенно в насадном исполнении) необходимо обеспечить свободный доступ к сливным пробкам и щуповым маслоуказателям.
Детали, устанавливаемые на конец быстроходного вала редуктора, должны быть подвергнуты балансировке с допускаемым остаточным дисбалаИ1* сом, нормированным в н. т. д.
Перед пуском редуктора или мотор-редуктора необходимо проверить чистоту дренажных отверстий и залить чистое профильтрованное масло.
Если позволяют условия, редуктор (мотор-редуктор) вводят в эксплуатацию на холостом ходу, а затем постепенно повышают нагрузку, доводя ее до минимальной.
8.3. Смазочные материалы
Смазочные материалы, применяемые при эксплуатации червячных редукторов и мотор-редукторов, делятся на жидкие (масла) и консистентные (смазки).
Жидкие масла могут быть на минеральной и нефтяной основе. Для червячных редукторов и мотор-редукторов используют в основном масла инду*
Таблица 8.2
Группы режима работы в зависимости от условий эксплуатации
Режим работы Температура окружающей среды, °C
от -40 до 4-5 от 4-5 ДО 4-25 от 4-20 До 4-50
Труп па ре» рэбэть сима
Непрерывный: Т2Д 2 3 3, 4
Т2д < 0,77*2р 1, 2 2, 3 2, 3
Повторно-кратко-врегиенный Тод « Т2р 1 2 со сч
Т2д 0,7Т2р 1 1, 2 2
стриальные, а также автотракторные, авиационные, цилиндровые и в ред*-ких случаях трансмиссионные.
Влияние свойств масел на нагрузочную способность и КПД редукторов чрезвычайно велико, поэтому е целью улучшения эксплуатационных свойств масла легируют присадками. Присадки и их композиции используют для повышения антизадирных и антифрикционных свойств, обеспечения долговечности, снижения температуры застывания, уменьшения градиента вязкости по температуре, а также для других целей. Свойства масла оказывают влияние на процесс заедания [35, 42, 43]. Опасность возникновения заедания оказывается тем меньшей, чем больше вязкость масла и выше его способность образовывать на поверхности металлов тончайшие, но весьма устойчивые пленки, препятствующие непосредственному соприкосновению материала в зоне
442
контакта. Рекомендации по применению масел в зависимости от режима ‘работы приведены в табл. 8.2.
Пластические (или, как их иногда называют, полужидкие) смазки еще не нашли широкого применения из-за высокой стоимости и недостаточного объема выпуска. Их используют пока только в специальных редукторах или особо ответственных передачах [18, 41].
Пластические смазки обычно непригодны при скоростях скольжения vs > 5 м/с вследствие того, что они выдавливаются из зоны зацепления, а также из-за отсутствия потока масла для отвода теплоты. При меньших скоростях скольжения и работе в повторно-кратковременных или других непродолжительных режимах за рубежом успешно применяют для червячных редукторов некоторые типы пластических смазок, например AGMA № 7 и 8, предназначенные в основном для паровых цилиндров. Это масла на нефтяной основе с добавлением 4—5 % бескислотного жира, сообщающего повышенную прочность масляной пленке [42].
Для смазки цилиндрических зубчатых колес, работающих в одном корпусе с червячной передачей, можно использовать вязкое масло, необходимое для червячной пары. Смазка нагруженных подшипников скольжения и сцепных дисковых муфт, применяемых в специальных редукторах, по возможности должна быть отдельной.
Кроме указанных выше можно применять и другие масла, например следующие:
индустриальные серии ИСП (ИСП-25, ИСП-40, ИСП-65, ИСП-110) по ТУ 38—1276—69 с отечественными противоизпосными, противозадирными и антифрикционными присадками или ИСПи с импортной присадкой аигламол-81;
масла для прокатных станов из сернистых нефтей (ПС-28, П-28, П-40 по ГОСТ 12672—77);
масла для гипоидных передач по ГОСТ 4003—53 и масла для коробок передач по ГОСТ 4002—53.
С тем чтобы улучшить характеристики масел, их легируют присадками, например:
АКОР-1 по ГОСТ 15171—78 — антикоррозионной присадкой, изготовляемой на базе масла АС-9,5, ДС-8 или ДС-11 из сернистых нефтей с добавлением 10 % технического стеарина;
АФК по ГОСТ 12261—66 для понижения температуры застывания масел, в основном цилиндровых;
ДФ-1 по ГОСТ 10644—77 — присадкой многофункционального назначения (антикоррозионной, противоизносной).
При проектировании изделий для экспортного исполнения в документации наряду с отечественными маслами необходимо указывать и масла иностранных фирм. Например, взамен цилиндровых и тяжелых индустриальных масел вязкостью до 40-Ю6 м2/с при 100°C может быть использовано масло «Shell Nassa Oil 87» фирмы «Шелл» («Shell»), вместо автотракторных и индустриальных масел вязкостью (6 ~ 20)106 м2/с при 100 °C — масла той же фирмы с классом вязкости SAE 20 и SAE 50 соответственно. Допускается использовать взаимозаменяемые масла и других иностранных фирм, например: ЭССО (ESSO), «Мобил Ойл» («Mobil Oil»), «Бритиш петролеум» («British petroleum»), «Тохо Шокай» («То ho Shokai»).
8.4. Техническое обслуживание
Обслуживание редукторов (мотор-редукторов) сводится в основном к наблюдению за уровнем масла, температурой масла и подшипниковых узлов, а также за состоянием уплотнительных устройств. Максимальная температура масла не должна превышать 80—95 °C, а температура подшипниковых узлов — соответственно 70—80 °C.
Через 100—150 ч после ввода в эксплуатацию, а в дальнейшем через каждые 250—4000 ч в зависимости от типоразмера, режима работы, условий эксплуатации редуктора и марки используемого масла необходимо производить замену масла. В отдельных случаях следует подтягивать винты (болты) подшипниковых крышек, так как за время работы, особенно при повышенных ви-
143
брациях, ослабляются резьбовые соединения и уплотнительные прокладки. Отработанное масло желательно сливать непосредственно после остановки редуктора.
Если позволяют условия, то непосредственно после слива отработанного масла редуктор следует прокрутить на холостом ходу, залив минеральное масло вязкостью 20—50 м2/с (при 20 °О)
Чистоту дренажных отверстий необходимо проверять один-четыре раза в месяц в зависимости от состояния окружающей среды (типа атмосферы ио ГОСТ 15150—78, запыленности и др.) Наружные поверхности корпусов редукторов и мотор-редукторов рекомендуется периодически очищать от грязи, пыли и масла во избежание их перегрева. Через каждые 2500—5000 ч работы следует заменять контактные уплотнения. Если использованы манжеты, то монтаж их необходимо производить специальной оправкой, исключающей повреждение рабочих кромок и обеспечивающей нормальное положение пружины в манжете. Перед монтажом манжеты должны быть смазаны. При длительной эксплуатации, особенно в грузоподъемных механизмах, необходимо периодически проверять радиальный зазор в передаче, с тем чтобы износ зубьев не превысил значений, допустимых согласно н. т. д. Кроме того, следует периодически осматривать рабочие поверхности зубьев колеса с целью не допустить интенсивного выкрашивания.
При повышенном нагреве корпуса, шуме и утечках масла привод должен быть остановлен для осмотра, выявления причин и устранения обнаруженных неисправностей. Если возникает необходимость в разборке редуктора с целью осмотра подшипников или червячной пары, то при последующей сборке требуется поставить па прежнее место весь набор прокладок (при регулировке прокладками). Если заменялись подшипники, уплотнительные прокладки или червячное колесо, то необходимо заново отрегулировать зазоры в подшипниках и произвести центровку средней плоскости колеса с обеспечением требуемого пятна контакта по «краске». После сборки и проверки пятна контакта по «краске» такой редуктор следует приработать при нагрузке, составляющей 50—75 % поминальной, в течение 1—2 ч с последующей проверкой пятна контакта по «блику».
8.5. Возможные неисправности и меры безопасности при эксплуатации червячных редукторов и мотор-редукторов
Несмотря па то что мотор-редуктор и редуктор являются относительно несложными агрегатами, при их экспулатации возможны отказы. После их обнаружения должны быть выяснены причины отказов и приняты меры к их устранению.
Отказы могут быть связаны с выходом из строя как самого редуктора, гак и привода в целом. В табл. 8.3 приведены основные неисправности, возникающие в процессе длительной эксплуатации приводов, имеющих червячные редукторы и мотор-редукторы, рассмотрены их возможные причины и основные методы устранения.
При монтаже универсальных редукторов и мотор-редукторов, изменении схем сборок и схем расположения осей в пространстве, а также при заменах подшипников и манжет следует пользоваться специальным инструментом.
Соединительные муфты должны быть надежно закреплены и защищены предохранительными кожухами.
Температура корпуса работающего редуктора, особенно в области подшипников червяка, может достигать 90 °C, поэтому нельзя прикасаться к нему при работе. (Если позволяют условия, корпус редуктора должен быть защищен сетчатым кожухом.)
Запрещается снимать крышки, закрывающие смотровые окна, при работающем редукторе во избежание разбрызгивания горячего масла.
Проверку уровня масла, заливку свежего и слив отработанного масла следует производить только при полной остановке привода.
Измерять уровень масла на ходу щуповыми маслоуказателями запрещается. Если необходимо измерять уровень масла без остановки привода, 144
145
Таблица 8.3
Возможные неисправности и медоты их устранения
Неисправность, внешние проявления и дополнительные признаки | Вероятная причина отказа Методы устранения
Течь масла в местах соединения крышек или стаканов с корпусом редуктора Течь масла через манжеты Повышенный нагрев редуктора и л и мотор-редуктора (при работе в те-чние 1 ч температура масла превысила 95 °C или при тех же условиях температура корпуса в области подшипниковых узлов червяка составила свыше 80 °C) При включении привода валы редуктора не вращаются Недопустимая виброактивность, неравномерный или повышенный шум, вибрация фундамента Засорено дренажное отверстие в отдушине или масломерной игле Ослабла затяжка болтов Выпала пружина в манжете Повреждена рабочая кромка Увеличение (уменьшение) зазора в подшипниках Неправильная центровка редуктора с валом электродвигателя или исполнительного механизма Нагрузка на редуктор или мотор-редуктор превышает допустимую Не обеспечено надежного охлаждения вследствие загроможденное™ пространства вокруг привода или загрязнения его Не вращается вентилятор (для изделий с искусственным воздушным охлаждением) из-за ослабления элементов его крепления на валу Залито масло повышенной вязкости Мощность электродвигателя недостаточна Отсутствуют шпонки на валах редуктора или электродвигателя Ослабла затяжка фундаментных болтов, узлов крепления, вентиляторов и их кожухов, подшипниковых крышек Неотбалансированы детали, насаженные на валы редуктора Вышли из строя подшипники редуктора или двигателя Прочистить дренажное отверстие Затянуть болты до отказа Произвести демонтаж манжеты, извлечь пружину, надеть ее на манжету Заменить манжету Отрегулировать зазоры в подшипниках Отцентрировать валы редуктора с электродвигателем или исполнительным механизмом Проверить нагрузку и привести ее в соответствие с паспортом или другой н.т. д. Убрать посторонние предметы от редуктора (мотор-редуктора), очистить его от грязи Проверить крепление вентилятора и при небходимости подтянуть винты (болты), крепящие его на валу Залить масло меньшей вязкости Проверить электродвигатель и при необходимости заменить Установить шпонки Проверить и подтянуть болты (винты) Проверить и отбалансировать эти детали Проверить и заменить подшипники
следует использовать специальные маслоуказатели, например, показанные на рис. 4.6.
Не рекомендуется подтягивать сливные пробки па работающем редукторе, так как в случае срыва резьбы горячее масло может вызвать ожоги.
При ремонтных работах необходимо отключить электрические источники питания от сети, проверить заземление и снять внешние нагрузки на валы.
Если приводы окрашены, то при ремонте с использованием сварки требуется принять меры, предотвращающие возгорание краски.
При монтаже крупногабаритных редукторов следует соблюдать общие правила безопасности, предусмотренные для монтажных и погрузочно-разгрузочных работ.
Транспортировать редукторы и мотор-редукторы следует, закрепив их за специальные грузозахватные устройства.
Глава 9
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПРИВОДОВ С ПРИМЕНЕНИЕМ РЕДУКТОРОВ (МОТОР-РЕДУКТОРОВ)
9.1. Экономическое обоснование выбора редукторов (мотор-редукторов) или проектирования новых изделий
Существуют два подхода к оценке экономической эффективности освоения новых изделий или гаммы (серии) новых изделий: 1) эффективность с точки зрения изготовителя, которая соответствует минимальной стоимости из-готовлёпйя; 2) эффективность с точки зрения потребителя исходя из минимальной Стоимости эксплуатации. При первом подходе основную часть затрат, учитываемых при расчете, составляет стоимость покупных изделий, материалов, полуфабрикатов, а также их обработки. При втором подходе учитывают первоначальные затраты на приобретение эксплуатационного комплекса и эксплуатационные затраты.
Эффективность Э внедрения новых изделий в народном хозяйстве рассчитывают по следующей зависимости [22]:
Э = Цл - Цп = Ц».ПВ - Сп (1 + Pi), (9.1)
где — лимитная цена изделия; Цп — проектная цена изделия (без надбавки на эффективность); Цв. п — верхний предел лимитной цены, который рассчитывают по зависимости (9.2); В — коэффициент удешевления за счет снижения издержек производства продукции при серийном изготовлении; Сп — проектная себестоимость; Pi — отраслевой коэффициент рентабельности.
Верхний предел лимитной цены [22]
Цв.П = Цб jf- \I/Lri4- + ± АК’ (92)
Вб 1/Ен + В l/LH~r £
где Пн и Пб — годовой объем продукции (работы), выполняемой с помощью соответственно нового и базового изделия; LH и Еб — срок службы с учетом морального Износа соответственно нового и базового изделия, годы; Е — нормативный коэффициент эффективности капитальных вложений, принимают £ = 0,15; Ин и Иб — текущие затраты у потребителя в пересчете на объем продукции Пн, производимой с помощью нового изделия, руб; ЛК — изменение капитальных затрат у потребителя (учитывают только так называемые сопутствующие т. е. без учета стоимости рассматриваемых
изделий).
146
Такая методика применима лишь при расчете специальных редукторов, когда известен конкретный потребитель, т. е. можно рассчитать 77н и /7б, Ян и Яо, а также &К.
Применительно к редукторам общего назначения, имеющим широкий диапазон исполнений по передаточным числам, вариантам сборки, схемам расположения осей в пространстве, способам крепления и режимам работы, такой методикой пользоваться сложно, так как ни одна из вышеуказанных величин не может быть определена с достаточной точностью.
Известны несколько вариантов расчета экономической эффективности применительно к редукторостроению. Например, в методике [37] учету подлежат: тип редуктора, масса, КПД, объем производства, а также расходы на обслуживание, амортизационные отчисления, определяемые эмпирическими зависимостями, и стоимость расходуемой энергии. Другая методика [13] основана на сравнении условно-годовой стоимости создания привода на базе новой и заменяемой моделей (или гаммы изделий). Эта методика разработана на основе опыта освоения редукторов типа РЧУ взамен ранее выпускавшихся редукторов типов РЧН и РЧП. Основные положения ее сводятся к следующему.
Условно-годовые затраты Sy.r на привод, выполненный на базе данного редуктора, представляют в виде
^у-г = ^д/^д + ^м/^м + £р/^р + $Д. у/^пр + ^монт/^пр + 5Э> (9.3)
где Сд, См и СР — стоимость или цена по прейскуранту используемых в приводе электродвигателя, муфт и редуктора; Ад, LM, LP, LnP — ресурс соответственно электродвигателя, муфт, редуктора и привода в целом, годы; 5Д. у — стоимость дополнительных устройств, например тормозов, звукопоглощающих кожухов, дополнительных опор для восприятия консольной нагрузки и др.; ее следует учитывать главным образом при замене редукторов и мотор-редукторов общего назначения на специальные; Smoht — стоимость работ, связанных с проектированием и монтажом привода; 5Э — условно-годовая стоимость эксплуатации привода.
Рассмотрим отдельные составляющие, входящие в зависимость (9.3). Стоимость двигателя, муфт и редуктора можно определить либо по действующим прейскурантам [30] для серийно освоенной продукции, либо по проектным калькуляциям; например, можно использовать проектную цену Цп изделия.
Ресурс Ц отдельных элементов привода в общем случае неодинаков. 1 Как правило, ресурс привода (например, назначенный ресурс, у-процентный ресурс) задается техническим заданием. Подбирать отдельные элементы привода следует так, чтобы ресурсы их были равны или кратны ресурсу привода. Это позволит обеспечить его приемлемую ремонтопригодность. Если такой подбор невозможен или какой-либо элемент привода нельзя использовать в дальнейшем, то это следует учесть отдельным расчетом или введением корректирующего множителя в соотношение ресурсов. Если по каким-то причинам ресурс отдельных элементов больше ресурса проектируемого привода, а их дальнейшее использование в других изделиях не предусмотрено, то стоимость этих элементов следует разделить на ресурс привода.
Стоимость работ S монт, связанных с проектированием и монтажом привода, включает стоимость проектирования и изготовления рамных конструкций и дополнительных элементов передачи, обеспечивающих требуемые передаточное число (или частоту вращения) и нагрузочную способность для рассматриваемого привода, а также взаимное расположение осей. В общем
1 Если ресурс какого-либо элемента задается в часах а не в годах (£$). то он
должен быть пересчитан в годы; где — эквивалентное время работы в те-
чение года, ч. Например, при непрерывной односменной работе составляет 2000 ч, при непрерывной 12-часовой работе (принятой для большинства редукторов общего на-* значения в качестве основного расчетного режима) «3003 ч, а при двухсменной ра<* боте в режиме ПВ GO h«2000-2’0,6«2400 ч.
147
случае стоимость этих работ можно определить по следующей зависимости!
^монт = *$пр + *^рам + ^пч “F ^уи, (9.4)
где SnP — затраты, связанные с проектированием привода.
Данный вид затрат зависит от типа и конструктивных особенностей редуктора или мотор-редуктора, т. е. взаимного расположения осей, универсальности, наличия горизонтальных, вертикальных, а также насадных исполнений и др.
Непосредственно учесть эти затраты сложно, так как кроме вышеперечисленного они зависят от специфики проектной организации и квалификации проектировщиков. Косвенно их можно учесть, например, через затраты Snp на проектирование привода (в % от суммарной стоимости изготовления рам, промежуточных передач и элементов универсальности: SpaM + 5ПЧ + 5уи).
Привод, состоящий из двигателя, двух муфт и редуктора .................... . .... 20—50
Привод, включающий специальные шумопоглощающие кожухи, устройства ограничения нагрузки и др. 30—60 Привод, включающий тормозные устройства, дополнительные опоры для восприятия повышенных консольных нагрузок; приводы машин и механизмов с вертикальными осями и т. д. 40—80
Таблица 9.1
Удельная стоимость изготовления рамных конструкций
Затраты 5рам обусловлены изготовлением рамы под привод; чем совершеннее конструкция редуктора (наличие насадных исполнений, фланца под электродвигатель и т. д.), тем меньше эти затраты. Удельная стоимость рамных конструкций под традиционный привод, состоящий из электродвигателя, редуктора и двух нормализованье муфт, составляет 0,3—1,5 руб. на 1 кг эквивалентной массы редуктора (т. е. массы, пересчитанной на исполнение редуктора в чугунном корпусе). Значения удельной стоимости изотовлепия рамных конструкций в зависимости от межосевого расстояния aw редуктора и вида используемых материалов в условиях мелкосерийного производства (1 — 40 шт.) приведены в табл. 9.1. Удельная стоимость рамных конструкций под мотор-редукторы составляет 40—60 % удельной стоимости spaM, указанной в табл. 9.1.
Затраты 5ПЧ обусловлены введением в привод дополнительных механизмов для получения заданного передаточного числа или требуемой нагрузочной способности. Эти затраты связаны с тем, что выпускаемые или проектируемые редукторы (серии редукторов пли мотор-редукторов) имеют дискретный ряд основных параметров, например межосевого расстояния, диапазона и знаменателя ряда передаточных чисел, нагрузочной способности. Потребителю с позиций оптимизации характеристик нужно какое-то конкретное исполнение агрегата, параметры которого мо
гут отличаться от параметров выпускаемых или проектируемых изделий. Чем плотнее ряды параметров выпускаемых редукторов, тем ближе можно подобрать параметры машины и редуктора, однако при этом стоимость редуктора возрастает из-за уменьшения серийности выпуска.
Например, если требуется подобрать редуктор, имеющий вращающий момент ша выходном валу 150 Нм, а выпускаются редукторы только с моментом 125 и 250 Н м, то можно или выбрать больший редуктор, или на выходе применить понижающую передачу, об^ле^ща^щую требуемый момент без перегрузки элементов прц^да.у ' "
119
мм «рам’ РУб /кг
Сварка Литье
Сортовой прокат чугунное алюминиевое
40-80 100—160 0,4-0,8 0,3-0,6 0,7-1,1 0,5-0,8 1,2-1,6 0,9-1,3
Другой пример. Цели необходим редуктор с передаточным числом 63, а выпускаемые редукторы имеют ип лишь 40 и 80, то в зависимости от передаваемого момента па входной или выходной вал приходится проектировать дополнительные передачи.
Затраты SyH обусловлены отсутствием универсальности редуктора по схемам расположения осей в пространстве, по способам крепления, в связи с чем возникает необходимость вводить в привод дополнительные элементы, обеспечивающие, кроме того, требуемую частоту вращения исполнительного механизма.
Например, если требуется вращать вал исполнительного механизма в вертикальной плоскости, а выпускаемые редукторы имеют только горизонтальные исполнения, то на одном из валов должна быть установлена коническая или какая-нибудь другая передача, имеющая пересекающиеся (или перекрещивающиеся) оси.
Еще один пример. По условиям компоновки крепить изделие можно только к боковой стенке, а конструкция редуктора предназначена лишь для монтажа на горизонтальную площадку. Следовательно, для возможности использования такого редуктора нужна переходная деталь.
Затраты 5Пч и SyH можно оценить в зависимости от межосевого расстояния редуктора (или передаваемого вращающего момента). Ориентировочные значения 5ПЧ и SyH на единицу нагрузки (в условиях мелкосерийного производства), приведены ниже.
aw, мм....................... 40—80 80—160
Sn4, руб.ДН • м) [руб./(кгс-м)] 0,10—0,14 [1,0-1,4] 0,06-0,12 [0,6-1,2]
Зун, РУб./(Н • м) [руб./(кгс • м)] 0,08—0,12 [0,8-1,2] 0,03-0,08 [0,3—0,8]
Таким образом, зависимость (9.4) можно записать в виде
Smoht = К\ (SpaM + Snq + SyH), (9.5)
где К, = 1,2 Ч- 1,8 в зависимости от сложности привода.
Затраты £э, связанные с эксплуатацией привода, можно определить следующим образом:
S3 = Se + SCM + 53.д + Зрем, (9.6)
где Se — стоимость электроэнергии, расходуемой как на создание полезной нагрузки, так и на потери; SCM — затраты, связанные с заменой смазки в редукторе и других элементах привода (чем менее совершенна конструкция редуктора, тем больше расход смазки из-за промежуточных передач, утечек, неоправданно больших объемов и т. д.); S3. д— затраты, обусловленные заменой деталей и регулировкой элементов привода в процессе технического обслуживания; SpCM — затраты па ремонт элементов привода (чем совершеннее конструкция, чем меньше в ней изнашиваемых деталей, тем экономичней привод).
Чем меньше требуется при создании привода контактных уплотнений, конических роликоподшипников, вспомогательных передач, муфт, тем ниже будут значения S3. д и SpeM.
Величина Sc характеризует КПД редуктора, диапазон передаточных чисел и универсальность: чем выше КПД и чем меньше различных промежуточных передач, тем экономичнее привод.
Потребляемую приводом мощность находят по полезной нагрузке Т2 и КПД редуктора, принимаемому в соответствии с н. т. д. или рассчитываемому по зависимости (3.8), с учетом КПД муфт и других элементов привода, а также КПД двигателя.
Для редукторов общего назначения следует определять средневзвешенную (или эквивалентную) мощность в зависимости от передаточного йисла и режима паботы.
Пр кономическом анализе приводов, рассчитанных на одинаковую полезную нагрузку, можно учитывать только мбщность потерь, определяемую через коэффициенты потерь ф' 43* (в СООТВЕТСТВИИ с рекомендациями, приведенными в гл. 3). ' ’ 1
149
Мощность потерь в режимах ПВ и некоторых других нестационарных режимах следует принимать в среднем большей на 15 %, чем при расчетном непрерывном режиме.
Затем находят годовой расход электроэнергии по средневзвешенной (или эквивалентной) мощности и времени работы на каждом из режимов.
Плотность распределения потребности в червячных одноступенчатых редукторах общего назначения по передаточным числам представлена на рис. 9.1, а гистограммы и условные кривые распределения потребности по нагрузкам и режимам работы — на рис. 9.2. На этих рисунках приведены результаты
анализа выпуска примерно 500 тыс. редукторов типов РЧУ и 24 с межосевым расстоянием 40—80 мм.
Стоимость электроэнергии, потребляемой приводом, рассчитывают по двухставочпому тарифу, применяемо-
Рис. 9.2. Гистограммы и условные кривые распределения потребности в червячных редукторах общего назначения: а — по уровню эквивалентной нагрузки относительно номинальной; б — по режимам работы
Рис. 9.1. Распределение потребности в червячных редукторах типа РЧУ по передаточным числам
/.— фактическое за 1968—1978 2 —
оптимальное
му на большинстве промышленных предприятий, однако при ориентировочных расчетах можно принять и оДнодтавочный тариф [31].
Условно-годовую экономическую эффективность Эу.г определяют как разность условно-годовых затрат на создание и эксплуатацию привода, выполненного с использованием новой (Sy. н) и заменяемой (базовой — Sy. б) моделей редукторов или мотор-редукторов. Таким образом,
3y.r=Sz,6-Sy,B. (9.7)
Дайной методикой можно пользоваться при сравнении не только редукторов и мотор-редукторов одного типа, но и приводов на базе редукторов различных типов, а также при анализе эффективности замены привода, имеющего редуктор, приводом, выполненным на базе мотор-редуктора. В последнем случае из Sy. н следует исключить стоимость двигателя и одной из муфт, а если мотор-редуктор имеет насадное исполнение, то стоимость обеих муфт См и рамных конструкций SpaM.
По Приведенным зависимостям можно выполнить расчет при замене привода, имеющего два одноступенчатых редуктора, приводом, включающим один дву1Йтупенчатый редуктор.
Примеры расчета экономической эффективности замены редукторов одной модификации на другую^ а также редуктора на мотор-редуктор пред* ставлены Ч приложении ,3 ~
ие
9.2. Оценка технического уровня и качества червячных (и комбинированных червячными передачами) редукторов и мотор-редукторов
Оценить технический уровень и качество редукторов в настоящее время достаточно сложно, так как нет общегосударственных или отраслевых методик, определяющих номенклатуру проверяемых параметров. В каталогах, особенно иностраных, отсутствуют многие сопоставляемые данные, например показатели унификации, стоимостные показатели, показатели технологичности и т. д. Подходы к оценке технического уровня и качества редукторов серийного и индивидуального производства, редукторов общего назначения и специальных должны быть различными с позиций выбора номенклатуры показателей и коэффициентов их весомости.
Ниже приведена методика оценки технического уровня и качества редукторов общего назначения. Данной методикой можно воспользоваться для оценки изделий индивидуального производства или специальных редукторов и мотор-редукторов. Отдельные параметры можно исключить и соответственно изменить коэффициенты весомости оставшихся показателей с учетом специфических требований к изделиям. Например, могут быть включены показатели, характеризующие наличие или отсутствие насадных исполнений, свойства самоторможения, момент потерь па холостом ходу (момент трогания с места), допускаемую консольную нагрузку на валах, температуру корпуса, уровень шума, коэффициент технического использования и др. Отдельные показатели могут быть заменены другими, например: 90 %-иый ресурс — нароботкой на отказ, КПД — мощностью потерь, оптовая цена — себестоимостью, количество авторских свидетельств — коэффициентами патентной чистоты и патентной защиты и т. д.
В обоснованных случаях значения коэффициентов весомости отдельных показателей можно повысить за счет других, например: габаритных размеров— за счет патентно-правовых показателей, ресурса — за счет показателей унификации или универсальности, относительной массы — за счет габаритных размеров и т. д.
Рекомендуемые показатели качества и коэффициенты их весомости при сравнении с отечественными и зарубежными аналогами приведены в табл. 9.2.
Вращающий момент является важнейшей силовой характеристикой редуктора. Для редукторов общего назначения он задается в непрерывном режиме при частоте вращения быстроходного вала щ = 25 с-1. Для специальных редукторов его можно задавать и при других условиях.
В качестве сопоставимой величины можно принимать как вращающий момент для какого-либо фиксированного исполнения по передаточному числу, так и некоторый эквивалентный Т2экв, например средневзвешенный вращающий момент, рассчитанный с учетом плотности распределения потребности в редукторах (или их фактического выпуска) по передаточному числу ин, т. е.
umax
^2ЭКВ== Tzikpl, (9.8)
wmln
где kPi — коэффициент, учитывающий плотность распределения потребности в редукторах по передаточному числу.
Для универсальных редукторов значение вращающего момента должно быть определено в зависимости от схемы расположения червячной пары. Для одноступенчатых редукторов общего назначения с диапазоном номинальных передаточных чисел 8—80 могут быть приняты следующие значения
ин: 8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0; 25,0; 31,5; 40,0; 50,0; 63,0; 80,0
kp\ 0,03; 0,03; 0,04; 0,06; 0,09; 0,10; 0,18; 0,17; 0,13; 0,10; 0,07
151
Таблица 9.2
Значения коэффициентов весомости важнейших показателей технического уровня и качества
Показатели Коэффициенты весомости при сравнении с образцами
отечественными зарубежными
1. Классификационные показатели 1.1. Тип редуктора 1.2. Основной параметр 2. Показатели назначения 2.1. Вращающий момент на тихоходном валу 2,2. Диапазон номинальных передаточных чисел 2.3. Количество исполнений по передаточному числу 2.4. Количество исполнений по схемам сборки 2.5. Количество исполнений по универсальности (схемам расположения червячной пары и способам крепления) 2.6. КПД 2.7. Габаритные размеры: длина ширина высота 3. Показатели технического совершенства 3.1. Относительная масса 4. Показатели надежности и долговечности 4.1. 90%-ный ресурс работы 4.2. Срок гарантии 5. Эргономические показатели 5.1. Корректированный уровень звуковой мощности 6. Показатели технологичности 6.1. Удельная материалоемкость 6.2. Удельная трудоемкость 7. Показатели унификации 7.1. Коэффициент применяемости 7.2. Коэффициент повторяемости 8. Патентно-правовые показатели 8.1. Количество реализованных авторских свидетельств 9. Экономические показатели 9.1. Оптовая цена 0,15 0,04 0,06 0,04 0,03 0,11 0,02 0,02 0,02 0,10 0,08 0,05 0,03 0,07 0,01 0,03 0,03 0,03 0,05 0,22 0,06 0,08 0,06 0,04 0,15 0,03 0,03 0,03 0,20 0,10
Примечания. 1. Классификационные показатели приводят для выбора ана-лога.
2. В качестве основного параметра следует принимать межосевое расстояние (для двухступенчатых редукторов — межосевое расстояние тихоходной ступени). Значения данного параметра у аналога и сравниваемого изделия не должны различаться более чем на 10 %.
3. Для мотор-редукторов взамен показателей, связанных с передаточными числами, следует брать показатели, связанные с частотами вращения тихоходного вала.
4. Прочерки в правой графе означают, что данные показатели в иностранных каталогах не приводятся.
158
Для червячных двухступенчатых редукторов общего назначения с диапазоном номинальных передаточных чисел 125—2500:
ин: 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250; 1600; 2000; 2500
kp^ 0,02; 0,02; 0,03; 0,03; 0,05; 0,07; 0,1; 0,12; 0,16; 0,16; 0,12; 0,05; 0,04; 0,03
Для комбинировапых (например, цилиндрическо-червячных или червячноцилиндрических двухступенчатых) редукторов с диапазоном номинальных передаточных чисел 50—200:
цн: 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200
kn : 0,05; 0,09; 0,14; 0,20; 0,20: 0,19; 0,12
р1
При отсутствии в конкретном редукторе каких-либо исполнении по передаточным числам значения kPi могут быть распредетены:
для одноступенчатых редукторов равномерно па исполнения с тем же числом витков червяка или между двумя-тремя рядом расположенными исполнениями;
для двухступенчатых редукторов равномерно между двумя-пятью .рядом расположенными исполнениями.
При разнице фактического межосевого расстояния сравниваемого редук7 тора и аналога вращающий момент на тихоходном валу должен быть откорректирован по зависимости
rU = (%/<)’(9-9)
где Г|пр приведенный вращающий момент аналога; — ката^южное -(паспортное) значение вращающего момента аналога; должен быть выбран соответственно значению момента сравниваемого редуктора: или эквивалентный, рассчитанный по зависимости (9.8), или для фиксированного передаточного числа.
Коэффициент полезного действия задается для редукторов общего назначения при fi\ =25 с-1. При отличии фактической частоты вращения быстроходного вала аналога от указанного значения КПД редуктора должен быть откорректирован но формуле
wmax
Ппр = (25/nla)0-5 £ rtfk (9.10)
winlr
где flia — частота вращения, при которой задается КПД аналога; — каталожное (паспортное) значение КПД конкретного г го исполнения аналога;
Pi — коэффициент, выбранный по рекомендациям, изложенным выше.
Взамен показателя КПД можно использовать показатель потерь (1 — — тр)/(ЫлТр), который при фиксированных значениях нагрузочной способности н частоты вращения определяет мощность потерь в редукторе или мотор-ре-дукторе.
Из зависимости (3.3) следует: УПд «а Л/пз/т) = Т2п^(их\). Мощность потерь конкретного i-ro исполнения редуктора по передаточному числу равна = = ^пд{ 0 "" ’П/)’ Таким образом,
При ni = const и 7V= const мощность потерь лропорциональиа величине (1 — ПОЛМь которую и можно использовать при оценке технического уровня.
153
Относительная масса, характеризующая‘конструктивное совершенство редуктора, а во многих случаях (например, для транспортных средств) и его эксплуатационные преимущества, является одним из важнейших показателей технического уровня.
При сравнении данного показателя его значение может быть принято как для некоторого фиксированного значения ин, так и эквивалентное, определяемое по формуле
^пр 1
^М.ЭКВ="7 7 > (9*11)
* 2 экв
где Gnp — приведенная «чистая» масса редуктора или мотор-редуктора (т. е. некоторая средневзвешенная масса, например среднеарифметическая или рассчитанная с учетом плотности распределения потребности в отдельных исполнениях kp); Г2экв — Эквивалент-
Таблица 9.3
Значения обобщенных показателей Ко
Категория качества Обобщенный показатель качества Ко при сравнении с образцами
отечественными зарубежными
Высшая Не менее 1,0 Не менее 0,9
Первая 0,8-1,0 0,75-0,9
Вторая Менее 0,8 Менее 0,75
ный вращающий момент, определяемый по зависимости (9.8); Lh — параметр долговечности, например ресурс, ч, или срок службы, год.
Применяемый иногда показатель относительной массы q = G/T2 не учитывает долговечности изделий. Предполагается, что она одинакова (например, 90 %-ный ресурс червячной пары по ГОСТ 16162— 78 должен быть не менее 20 тыс. ч). Однако при сравнении редукторов с различной долговечностью такой показатель не яв
ляется универсальным. Показатель, характеризующий удельную материалоемкость за 1000 ч работы (или за год службы), позволяет более объективно сравнивать изделия не только об-
щего назначения, но и специальные.
Удельную материалоемкость, характеризующую технологическое совершенство изделия, определяют по зависимости
Ям. экв
__ пр 1
^2 экв
(9.12)
где 22 ^ч. пр ”” «черная» масса редуктора или мотор-редуктора, т. е. суммарная масса всех заготовок и покупных узлов в изделии.
Величину G4 пр можно определять для какого-либо фиксированного исполнения либо брать ее среднеарифметическое или средневзвешенное значение аналогично параметру относительной массы q™. экв.
При оценке технического уровня необходимо учитывать оба показателя материалоемкости, при этом для изделий общего назначения на стадии проектирования и в первые годы выпуска весомость показателя qw должна быть больше, чем gM, а в процессе освоения серийного производства весомость qw должна падать за счет роста весомости (при сроке выпуска семь-восемь лет коэффициенты их весомости должны быть равны).
Для изделий индивидуального производства можно принимать только один показатель материалоемкости в зависимости от назначения изделия.
Для оценки технического уровня и качества редуктора предварительно определяют относительные показатели kQi делением соответствующих показателей рассматриваемого изделия и аналога. Для показателей, при меньших значениях которых повышается технической уровень изделия (напри
154
мер, масса, габаритные размеры), следует производить обратное деление.
После получения относительных показателен рассчитывают обобщенный показатель Ко:
Ко=£МоЬ (9.13)
где kt — коэффициент весомости z-го показателя, определенный по табл. 9.2.
При комплексном методе оценки технического уровня и качества изделия критерием для присвоения категории качества могут служить значения обобщенного показателя качества, приведенные в табл. 9.3.
Приложение I
Расчет КПД редукторов
Пример 1. Определить КПД редуктора 24-80, t/ф = 39.
Основные характеристики редуктора: m = 3 мм, q = 12, Z\ = 1, П[ =i = 25 с-1.
Колесо редуктора из бронзы 010Ф1, червяк — из стали 40Х. Витки закалены до твердости 50—55 HRC3. Опоры червяка и колеса выполнены на двух роликоподшипниках, установленных враспор: па червяке — № 7606 =:
= 30 мм, ani ~ 14°), на колесе — № 7210 (б/ПШ2 = 50 мм, апг ~ 11°). В качестве уплотнений применяют манжеты по ГОСТ 8752—79: две на валу колеса (dM2 = 50 мм) и одну на валу червяка (dMi = 25 мм). Все манжеты двухпоясковые (с пыльником); посадка манжеты на быстроходном валу по 7i9, па тихоходном — по J10.
Редуктор работает в непрерывном режиме с Т2 — 200 Н-м на масле ИГП-152 с рабочей температурой масла ОМ = 85°С (v95«35-10“6 7 8 9 м2/с)« Исполнение редуктора по схеме расположения осей в пространстве — червяк горизонтальный сбоку колеса (тихоходный вал вертикальный). Уровень залитого масла — до оси червяка.
Предварительно определяемые величины:
1) диаметры червяка: делительный dx = qm = 12-3 = 36 мм, вершин = q(tn 4-2) =42 мм;
2) коэффициент смещения х = aw]m — 0,5(гг4-^) =—0,333;
3) диаметры колеса: делительный d2 = niz2 = 39-3 = 117 мм, вершин da2 = ^2 + 2 (h*a 4- х) m = 121 мм, наибольший du^ = da2 4- 4- 2) =.
= 127 мм;
4) делительный угол подъема (по табл. 2.2) у = arctg \jzx ж 4° 46';
5) скорость скольжения витков червяка по зубьям колеса согласно зависимости (2.5)
6) скорость скольжения на рабочих поверхностях манжет:
для манжеты быстроходного вала uSMi = ^mi^i/318 = 25-25/318 =* = 1,97 м/с,
для манжет тихоходного вала v8M2 = dM2rt2/318 = dw2n{l (31 Ви) =: 50-25/(318-39) « 0,1 м/с;
7) окружная скорость колеса на наружном диаметре аг = ^амг^1/(318н) = «= 127-25/(318-39) « 0,25 м/с;
8) окружная скорость червяка па диаметре выступов сч = da\ni/3\B =* г= 42-25/318 « 3,3 м/с;
9) полезная мощность (на выходном валу) Na3 = Тг^/162,5 =] = = 200-25/(162.5-39) « 0.79 kRt.
15 J
1. Рассчитаем КПД зацепления по зависимости (3.12), предварительно определив угол трения |1тр и es: цтР = arctg fTP = arctg(0,8|inp); цпр находим по табл. 3.2 интерполированием средних значений по скорости. Таким образом, цтр = arctg (0,8-0,028) ~ 1° 18'. Величину f3 определяем по табл. 3.2 с учетом того, что f3 « 0,9/'пр: f3 « 0,07.
Коэффициент перекрытия в осевом сечении рассчитываем по зависимости <2.7):
es = Vl0,17 (z2 - х) + 0.34]2 - (0,16z2)2 - 0,058z2 + 1,01 (1 - x) =
= Vl0.17 (39 - 0,33) + 0,34]2 - (0,16 • 39)2 - 0,058 • 39 + 1,01 (1 - 0,33) = 2,06.
Таким образом, КПД зацепления равен
„ tg 4°46' 2,5л 2,06 _
’Ьац tg(4°46'+ 1°18') 2 °’0/ 39 ~ Н’
2. Потери в подшипниковых опорах находим по формуле (3.19), предварительно определив fnp и fnp:
ф*ш = 1,2 • 0,0125 • 39 • 0,78 + 1,1 • 0,0125= 0,113 + 0,0057 « 0,119.
причем f„p=l,2fnp>c; fnp. с « 0,0125 (см. стр. 45).
3. Потери в уплотнениях определим по зависимости (3.22) только для манжеты быстроходного вала, так как передаточное число редуктора большое и коэффициент потерь в манжетах тихоходного вала значительно меньше, чем в манжетах быстроходного.
Принимая Км = 30, fp = 0,l, kM у=1,5, найдем ф*пл:
<пл ~ 30 • 25 • 10"3 • 0,1 (1 + 1,5) ЗЭ20°078 « 0,029.
4. Потери на размешивание масла рассчитываем по зависимости (3.24)’ отдельно для червяка и колеса. Вязкость масла при рабочей температуре принимаем v85 = 37-10“6 м2/с; kM — 6 (см. табл. 3.7); Ь\ — 200 мм, Ь2 = 100 мм с учетом того, что подшипники также находятся в масляной ванне. Таким образом,
Л/'м1 =6-0,2-3,3д/з,3-37 10“6«0,043 кВт,
JV'm2 = 6 • 0,1 • 0,25 д/о,25-37 10“6 » 0,007 кВт,
Ф’м = Л'мПзацЛпз = (0,043 + 0,007) 0,78/0,79 « 0,05.
5. КПД редуктора определяем по зависимости (3.8):
РеД 1+£ Ф/ 1 +0,119 + 0,029 + 0,05 ~
Пример 2. Определить КПД того же редуктора при следующих условиях: на червяке установлены радиально-упорные шарикоподшипники № 46305, редуктор эксплуатируется в исполнении червяк под колесом на масле МС-20 вязкостью v95^20-10*e м2/с, уровень залитого масла на 15 мм ниже оси червяка.
1. Потери в зацеплении и уплотнениях-считаем неизменными.
/166
v 2. Потери в подшипниках быстроходного вала уменьшатся, f[ip с = 0,004. для подшипников колеса /пр. с = 0,0125:
ф’ш = 1,2 • 0,004 • 39 • 0,78 +1,1-0,0125 = 0,036 + 0,0057 « 0,042.
3. Потери на размешивание масла также уменьшатся, поскольку в масло будет погружен только червяк и на меньшую высоту. Принимая kM = 4, найдем
= Jv'M1 = = 4 • 0,2 • 3,3-^/з,3 • 20 • 10~6 « 0,0215 кВт. Тогда
1|>* = 0,0215 • 0,78/0,79 « 0,02.
4. КПД редуктора
0 78
Пре'1 = 1 + 0,042 + 0,029 + 0,022 °’73‘
Таким образом, потери в редукторе уменьшатся на 30 % по сравнению о редуктором, рассмотренным в примере 1.
Приложение 2
Проектный расчет червячной передачи редуктора
250
230
210
0 2
Рассчитать редуктор для привода наклонного цепного транспортера, предназначенного для работы в трюмных помещениях сейнера. Режим работы непрерывный, суточная циклограмма нагружения приведена на рисунке. Время эксплуатации 200 сут в год, срок службы 5 лет, частота вращения п2 = = (0,5-г 0,6) с“‘ (30—36 об/мин). Уровень шума не должен превышать 82 дБА. Район плавания сейнера ограничен умеренными и экваториальными широтами. Объем производства: изделие должно быть выпущено малой серией для опытной партии сейнеров.
1. Выбор типа редуктора. Учитывая, что ре
£ в 10Lh,4
дуктор предназначен для транспортного средства,
где масса и габарит привода играют решающую Ступени нагружения редук-роль, принимаем схему, в соответствии с которой привод будет размещен внутри «транспортерной
ленты», а насадной редуктор монтируется непосредственно на вал ведущих
звездочек транспортера.
Поскольку редуктор предназначен для работы в трюмном помещении, а требования к уровню шума повышенные, в качестве привода целесообразно принять червячный редуктор. Кроме того, при работе наклонного транспортера, вероятно, требуется исключить «отдачу» (хотя в исходных условиях это специально нс оговорено), поэтому также следует выбрать червячный ре-
дуктор.
2. Определение (выбор) дополнительных данных для расчета. Так как потребность в данных редукторах невелика, а подобрать стандартный нельзя, предполагаем, что редуктор будет изготовлен в условиях неспециализированного производства, т. е. следует выбрать червячную передачу с архимедовым червяком, со стандартным исходным контуром и степенью точности не точнее 9-й. Привод па редуктор будет от электродвигателя, питаемого судовым генератором-
3. Определение номинального передаточного числа редуктора: «н =* = Пщ/п^ц. При заданном значении Па передаточное число определяется частотой вращения электродвигателя. Возможны два варианта;
157
при 4-поЛюс Ном эл^'рбДвИЕ^ле 25 с^1 (1500 об/мин), мнт1п=) ’== 25/0,6 « 42, wH max = 25/0,5 = 50;
при 6-полюсном электродвигателе /Ин = 16,7 с-1 (1000 об/мин), и» min =*'. i= 16,7/0,6 28, пн max = 16,7/0,5 « 33.
Принимая окончательное решение относительно значения передаточного числа, следует учесть, что свойства самоторможения для передач с ин = = 43 4- 50 выше, однако шумовые характеристики 4-полюсного электродвигателя хуже, чем 6-полюсного. Нагрузочные характеристики редуктора при пн, близком к 31,5, выше, чем при других исполнениях, и, кроме того, уменьшение частоты вращения электродвигателя может исключить необходимость в искусственном охлаждении редуктора (при условиях работы в трюме, в том числе в тропических условиях).
В связи с этим принимаем ин = 31,5.
4. Выбор некоторых дополнительных геометрических характеристик передачи. Принимаем: Z\ = 1, z2 = 30 4- 32, q = 8. Это обеспечивает достаточное самоторможение в непрерывном (без существенных вибраций) режиме работы и максимально возможный КПД (минимально возможное по условиям использования стандартного инструмента число q).
5. Эквивалентная нагрузка
ЭКВ
£ T2iLhl „ „
—Vh КрКт'
5.1. Суммарный ресурс Lh при 12-часовой работе в сутки составит Lh =« «= 12-200 5 = 12 тыс. ч.
5.2. Среднее значение нагрузки
У* T2iLh 250 • 4 + 220 • 2 + 210 • 4 + 230 • 2
=-----------------12---------------= 225 Н •
2 ср/Г2 max — 225/250 ~ 0,9.
5.3. Коэффициент нагрузки
-^нг = ^кц^кач = ^кач [^кц 0 ^2 ср/^2 max) + ^2 ср/^2 max]’
Коэффициент качества /Сач определяем по табл. 2.8, предварительно вычислив ориентировочное значение модуля передачи по формуле (4.1) и скорость скольжения по зависимости (2.5): m3i,5 = 4, vs « 1,7 м/с, /Ткач = 1,2, по формуле (2.14) К°ц= 1,06, Хнг = 1,2(1,06(1—0,9) +0,9] « 1,21.
5.4. Коэффициент режима определяем по табл. 2.10 интерполяцией: Лр » «= 1,05.
Эквивалентная нагрузка Г2эКв = 225-1,21 • 1,05 = 286 Н-м.
6. Выбор материалов и вида термообработки. В качестве материала червячной пары принимаем: для червяка — сталь 45 улучшенную с поверхностной закалкой витков ТВЧ до 45—52 НИСЭ, для колеса — бронзу Бр-АЭЖЗЛ (ГОСТ 493—79).
Выбор делаем исходя из условий небольшой (ц5 < 2 м/с) скорости скольжения и производственно-технологических возможностей.
7. Межосевое расстояние червячной передачи определяем по зависимости (4), причем Г2экв = 286 Н-м, Кп\ = = 0,8 (см. стр. 141), К. =»
4 ____ 4_____________
<M<\/Lh/2 = 0,1 V12 000/2 « 0,88, К22 ~ K2i — 1» KMai = 1/^мат — ^пр/Ю4 =-1,16.
158
b
(Таким образом,
аа,> 12,5^286-0.88- 1 • 1 - 1,16- 0,8 = 76,6 мм.
Принимаем aw = 80 мм.
8. Далее следует выполнить расчет подшипниковых опор (см. параграф 4.3.2), уточнить значения КНц и других коэффициентов, рассчитать КПД редуктора, произвести его тепловой расчет, выяснить, достаточно ли естественного охлаждения или необходимо искусственное, н др.
Приложение 3
Примеры расчета экономической эффективности
Пример 1. Рассчитать экономическую эффективность замены в приводе редуктора РЧУ-80А мотор-редуктором МРЧУ-80А. Соединение исполнительного механизма с тихоходным валом редуктора (мотор-редуктора)—с помощью втулочно-пальцевой муфты.
Исходные данные. Ресурс всего привода, двигателя и редуктора (мотор-редуктора) одинаков: Lh = 12 тыс. ч; режим работы непрерывный 12-часовой, т. е. годовая наработка 1ц = 3000 ч.
Стоимость, руб.:
редуктора РЧУ-80А . . . мотор-редуктора МРЧУ-80А электродвигателя муфты на валу
82
115
24
входном выходном
15
19
Экономическую эффективность определяют по зависимости (9.7), условногодовые затраты на создание приводов с базовой Sy. б и новой Sy. н моделями— по формуле (9.3).
При расчете полагаем, что 5Д. у = 0, а S3 б = S3. н, так как никаких дополнительных передач при такой замене не требуется. Значения КПД редуктора и мотор-редуктора примерно одинаковы (частота вращения двигателя принята одинаковой), не изменяются и другие эксплуатационные затраты.
Таким образом,
Ресурсы привода в целом и его составных частей одинаковы: Lnp = £д = '«= £р = LM_p = Lh/hi = 12 000/3000 = 4 года.
Рассмотрим разность затрат на монтаж приводов ASMOut на базе редуктора и мотор-редуктора.
Из зависимости (9.5) с учетом того, что Sn4 и SyH остаются неизменными для обоих приводов, следует: AS МОНТ — Smoht. б — Smoht. К 1 , 2 (SpaM. б • SpaM. н), SpaM. б === SpaM. нСб//С, ПрИНИМЭеМ /С == 0,7, SpaM. н 0,6SpaM. б И SpaM.б = 0,6 руб./кг (см. табл. 9.1).
Несмотря на то, что выполнить монтаж привода на базе мотор-редуктора проще, так как монтировать и центрировать нужно лишь одну муфту, в данном примере вышеприведенными затратами пренебрегаем. Таким образом.
ASM0HT = 1,2 (0,6 • 18/0,7 — 0,6 • 0,6 • 18/0,7) = 7,35 руб.
159
Условно-годовая экономическая эффективность из расчета па один привод составит
Пример 2. Рассчитать экономическую эффективность замены в приводе ре? диктора Р4Н-80А редуктором 24-80 в насадном исполнении. Оси исполнитель* вого механизма и электродвигателя горизонтальны.
' Исходные данные.
Потребный для вращения исполнительного механизма вращающий момент Т2пр, Н м . 270
Назначенный ресурс привода Lh пр, тыс. ч . . 24
Вращающий момент на тихоходном валу, Н-м
редуктора РЧН-80А 7\б 120—145
редуктора 24-80 Т2п 170—230
Ресурс редуктора, тыс. ч:
Р4Н-80А Lh6 8
24-80 LhH . 12
Масса редуктора, кг:
Р4Н-80А (в чугунном корпусе) 37
24-80 (в алюминиевом корпусе) 18
Оптовая цена редуктора, руб.: Р4Н-80А 37
24-80 75
Требуемая частота вращения выходного вала исполнительного механизма (соответственно выходного вала привода), с"1 0,75
Для привода в том и другом случае принят двигатель, имеющий пс =sj = 25 с-1 (1500 об/мин) и пн *= 23,3 с-1 (1400 об/мин).
Остальные характеристики редукторов приняты по прейскурантам [30].
Предпосылки к расчету. Редуктор Р4Н-80А имеет четыре исполнения по передаточному числу: «ф = 10,95; 13,33; 20,5; 41. Вращающий момент на выходном валу в непрерывном режиме 105—142 Н-м, потребный вращающий момент Т2пр = 220 Н-м; следовательно, на «выходе» редуктора должна быть понижающая передача с и3. п = 1,5 4- 2,1 (220/142 4- 220/105) в зависимости от исполнения по передаточному числу (меньшее значение для большего передаточного числа). Из этого условия следует, что передаточное число редуктора должно быть иред = 31,5/1,5 4-31,5/2,1 = 21,4 — 15,5, т. е. можно использовать редуктор с передаточным числом 20,5 или 13,33. В первом случае на входе можно применить муфту, так как расчетное передаточное число близко к имеющемуся в редукторе, а во втором случае на «входе» редуктора должна быть установлена понижающая ременная или зубчатая передача с и3. п = 15,5/13,33 « 1,17.
Для расчета принимаем редуктор с иф = 20,5, а на «выходе» редуктора должна быть передача с и3. п = 31,5/20,5 = 1,55. Это может быть цилиндрический редуктор, соединенный с редуктором Р4Н-80А муфтой, или передача, зубчатые колеса которой монтируют, сответствеино, на валы редуктора и исполнительного механизма; рассчитывать и изготовлять ее необходимо отдельно.
Для редуктора 24-80 требуемое передаточное число иф = 32, Т2н = = 230 Н-м, т. е. никаких дополнительных передач и устройств для создания привода не требуется.
При расчете полагаем следующее:
двигатели для приводов предусмотрены одни и те же;
КПД приводов (т. е. затраты, связанные с расходом электроэнергии) также одинаковы, несмотря на то что в приводе, имеющем 24-80, используют однозаходную передачу (zi = 1, ^ = 9), а в приводе на базе Р4Н-80А — двухзаходную (?i = 2, q = 12), так как в последнем случае требуется еще и зубчатая тихоходная передача;
160
п муфты, применяемые для соединения редуктора и двигателя, можно принять одинаковыми.
1. Экономическую эффективность определяют по зависимости (9.7), а условно-годовые затраты — по формуле (9.3). Таким образом,
*^у-г *у. б И
См1 £пр
£р. б 1 ’Smoht. б
£р.б £пр
+ S3. —
Сд । СМ1 । Ср. н । Smoht. и ч £д £Пр £р.н £пр
Ср. б Ср. нА ^д. у SMOHT. б Smoht. н
"7 7 I Ч 7 I 7 h (S3, б Оэ. и)«
Ьр. б Ьр, н/ *-'Пр Mip
2. Ресурс привода и отдельных его элементов в годах составляет £пр == = 24 000/3000 = 8, £Р. б = 8000/3000 = 2,67, £Р. н = 12 000/3000 = 4.
3. В стоимость SA. у дополнительных устройств для привода, имеющего редуктор РЧН-80А, кроме самой передачи входит стоимость кожуха для зубчатой (цепной) передачи, установленной па тихоходном валу редуктора, и смазочных устройств. Затраты па их изготовление и монтаж должны быть определены отдельно после разработки конструкции. В данном примере можно принять (в первом приближении), что эти затраты равны стоимости изготовления самих передач, т. е. SA. у = Sn4.
4. Стоимость монтажа Smoht определяют по зависимости (9.5).
4.1. Для привода, имеющего редуктор РЧН-80А, составляющие затрат Smoht. б рЭВНЫ! SpaM. б 1—1 5рамСб — 0,6’37 — 23,2 руб. (SpaM СМ. В Табл. 9.1), 5пч. б = Sn4T2np = 0,11-220 = 24,2 руб. (Sn4 см. на стр. 149), SyH = 0, =
= 1,5 с учетом относительной сложности привода (см. стр. 148), SMOHt. б = = 1,5(22,3 + 24,2) = 70 руб.
4.2. Для привода, имеющего редуктор 24-80, составляющие затрат Smoht. н равны: ,SpaM. н = 5рам6Экв = 0,6-18/0,7 = 15,4 руб., где SpaM см. на стр. 148, 0,7 — коэффициент пересчета массы (ГОСТ 16162—78); Sn4 = SyH = 0; Ki = ;= 1,2 с учетом простоты привода. Таким образом, Smoht. н = 1,2-15,4=] = 18,4 руб.
5. Разность эксплуатационных затрат
AS3 = S3. б S3. н = ASe + ASCM + AS3. д + ASpeM,
где ASe = 0 (см. исходные данные); AS СМ = 5см. б - SCM. н-
Согласно паспорту на редукторы объемы заливаемого в них масла примерно равны 1 л. Принимаем, что для смазки дополнительной передачи требуется такой же объем масла, как и для редуктора, что стоимость масла, например цилиндрового 38, составляет около 900 руб. за тонну и что масло заменяют через 2000 ч. Отсюда
ASCM « 0,9 (2 • 1 - 1) = 1,35 руб.
Далее полагаем, что затраты, связаные с заменой изнашиваемых деталей и их ремонтом, одинаковы, т. е. AS3. д = А5рем = 0. Таким образом, AS3 = 15= ASCM == 1,35 руб.
> Условно-годовая экономическая эффективность на один привод равна
о ( 37 75 \ . 24,2 f 70—18,4 . f .
5У-г = ( W т) + "8“ +-----------8----+ 1136 = 5186 руб-
161
Приложение 4
Сравнение технического уровня редукторов РЧУ-63, 24-63 и AG-65 (фирмы «Флендер», ФРГ)
Технические характеристики редукторов приведены в табл. П.4.1 и П.4.2, количество их исполнений — в табл. П.4.3.
Таблица П.4.1
Технические характеристики редукторов
РЧУ-63 24-63 AG-65
Межосевое расстояние, мм
63 63 65
“ф 1 ”р "ф Т2 ”р “ф т- 1
8 10 12,5 16 20 25 31,5 40 50 63 80 100 8 10 13 16 20 26 32 40 52 66 84 98 93 95 98 94 95 100 90 97 95 82 0,88 0,87 0,87 0,83 0,82 0,80 0,73 0,72 0,68 0,62 0,60 7,75 9,75 12,75 15,5 19,5 25,5 31 39 51 63 83 107 102 95 ПО 104 97 115 ПО 102 95 85 0,89 0,88 0,88 0,84 0,83 0,81 0,74 0,73 0,68 0,62 0,60 10 13,25 15 20 26,5 30 40 53 60 80 106 102 103 104 НО 122 121 130 122 116 123 122 0,86 0,84 0,82 0,78 0,74 0,7 0,63 0,59 0,5 0,42 0,37
Примечание. Для редукторов типов РЧУ и 24 П| = 25 с"1 (1500 об/ пн), а для редукторов AG-65 = 23,3 с-1 (1410 об/мин).
Таблица П.4.2
Таблица П.4.3
Габаритные размеры и масса
Типа-размер Длина, мм Ширина, мм Высота, мм Масса, кг
РЧУ-63 24-63 AG-65 265 250 235 200 220 227 225 225 217 12,4 12,8 18,5
Примечание. Данные относятся к редукторам с односторонним тихоходным валом в исполнении «червяк под колесом» (для редукторов РЧУ-63 и 24-63 в исполнении на «лапах»).
Количество исполнений
Исполнени РЧУ-63 24-63 AG-65
По схеме сборки 4 4 5
» универсальности 6 6 4
В том числе:
по способу крепления 2 2 1
по схеме расположения осей в пространстве 4 4 3
162
Ресурс редукторов РЧУ-63 и 24-63 *=- 20 тыс. ч, редуктора AG-65 26 тыс. ч.
Предварительно определяют нижеследующие величины.
1. Так как у сравниваемых отечественных редукторов РЧУ-63 и 24-63 межосевое расстояние одинаковое, а характеристики Т2 и г|Р относятся к /1] => = 25 с"1, то корректировать их не нужно в отличие от редуктора AG-65, у которого aw = 65 мм, а Т2 и т|р задаются при ri\ = 23,3 с”1.
2. Откорректированные по зависимостям (9.9) и (9.10) значения и т}пр приведены ниже.
«И 10 12,5 16 20 25 31,5 40 50 63 80 100
0,03 0,04 0,06 0,09 0,10 0,18 0,17 0,13 0,10 0,07 0,03
тпр 95 95 96 102 112 112 120 112 107 112 112
'Ппр • 0,89 0,87 0,85 0,81 0,77 0,72 0,65 0,61 0,52 0,44 0,33
3. Среднеарифметическое и средневзвешенное значения вращающего момента Т2 составят для редукторов РЧУ-63, 24-63 и AG-65 соответственно!
T2cp. ар 94,6 102 106,8
Т2СР. вз 93,4 103 109,7
Уменьшением Т2 за счет разницы в значениях частоты вращения для редуктора AG-65 пренебрегаем.
4. Исходя из средневзвешенных значении вращающих моментов и с уче-» том kp относительная масса редукторов РЧУ-63, 24-63 и AG-65 соответственно составит 1,33, 1,25 и 1,68 кг/(Н м).
5. Так как передаточные числа сравниваемых редукторов различаются, в качестве энергетического показателя принимаем не КПД, а коэффициент (1—* ^"Япр)/(^фЛнр)> значения которого приведены в табл. П.4.4.
Таблица П.4.4
Сравнительные значения энергетических характеристик
мн РЧУ-63 24-63 AG-65
1 ^пр “ф^пр 1 ^пр “ф^пр 1 ^пр “ф^пр 1 'Плр “ф^пр ‘-Ппр иф%р 1 ^пр “ф^пр
8 0,12 7,05 0,0172 0,11 6,9 0,0159
10 0,13 8,7 0,0150 0,12 9,8 0,0122 0,11 8,9 0,0124
12,5 0,13 11,3 0,0116 0,12 П,2 0,0107 0,13 11,5 0,0113
J0 0,17 13,3 0,0128 0,16 13,0 0,0123 0,15 12,7 0,0118
20 б,18 16,4 0,0116 0,17 16,2 0,0105 0,19 16,2 0,0117
25 0,20 20,8 0,0096 0,19 20,7 0,0092 0,23 20,4 0,0113
31,5 0,27 24,6 0,0110 0,26 22,9 0,0114 0,28 21,6 0,0129
40 0,28 28,8 0,0097 0,27 28,5 0,0095 0,35 26,0 0,0134
50 0,32 35,4 0,0090 0.32 34,7 0,0092 0,39 32,4 0,0120
63 0,38 40,9 0,0093 0,38 39,1 0,0097 0,48 31,2 0,0154
80 0,40 50,5 0,0079 0,40 49,8 0,0080 0,56 35,2 0,0159
100 — — — — — 0,62 40,2 0,0154
1вЭ
г Ниже представлены среднеарифметическое и средневзвешенное значения коэффициента потерь соответственно для редукторов РЧУ-63, 24-63, AG-65.
/ 1 — Т1 \
(-------— 1 0,0113 0,0108 0,0130
> 'ЧЛр Jср. ар
f-----— 0,0104 0,0103 0,0126
X кф*0цр )ср. вз
6. Найдя численные значения всех сравниваемых показателей, определяем относительные показатели (при этом деление осуществляем таким образом, чтобы лучшее значение показателя давало коэффициент больше единицы, а худшее значение — коэффициент меньше единицы).
7. Определяем значения комплексного показателя по зависимости а, = = умножая относительный показатель на его коэффициент весомости (см. табл. 9.2).
8. Таким бразом, можно утверждать, что обобщенный показатель редух-тора РЧУ-63 на 1,1 % выше, чем редуктора AG-65, т. е. оба редуктора находятся примерно на одном техническом уровне. По сравнению с редуктором AG-65 технический уровень редуктора 24-63 несколько выше (на 5,8 %). Сравнительные характеристики редукторов РЧУ-63, 24-63 и AG-65 приведены в
Таблица П.4.5
Сравнительные характеристики технического уровня редукторов
Характеристик Численные значения характерце Iик Коэффициент весомости k. Относительный показатель t Ol
РЧУ-63 24-63 AG-65 РЧУ-63 AG-65 24-63/AG-65 S9-OV/S9-Ahd 24-63'AG-65
Вращающий момент 93,4 103 109,7 0,22 0,851 0,936 0,187 0,206
Диапазон номинальных передаточных чисел Количество исполнений: 8-80 8-80 10-100 0,06 0,777 0,777 0,047 0,047
по передаточным числам 11 И 11 0,08 1 1 0,08 0,08
по схемам сборки 4 4 5 0,06 0,8 0,8 0,048 0,048
: по универсально- | сти 6 6 4 0,04 1,5 1,5 0,06 0,06
КПД (коэффициент потерь) Габаритные размеры, мм: 0,0104 0,0103 0,0126 0,15 1,212 1,223 0,182 0,183
длина 265 250 235 0,03 0,812 0,94 0,024 0.028
1 ширина 200 220 227 0,03 1,135 1,032 0,034 0,031
высота 225 225 217 0,03 0,985 0,985 0,029 0,029
Относительная масса, кг/(Нм) Ресурс, тыс. ч । Обе 0,133 0,125 0,168 0,2 1,265 1,345 0,243 0,269
20 >бщенн! 20 ый пок 26 азатель 0,1 Ко 0,77 0,77 0,077 1,011 0,077 1,058
164
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Бернацкий И. П. Коэффициент перекрытия и рабочие размеры поля зацепления в червячном архимедовом зацеплении. — Тр. ЛПИ им. М. И. Калинина, 1969, № 309, с. 19—20.
2. Гинзбург Е. Г., Халебский Н. Т. Производство зубчатых колес. Л.: Машиностроение, 1978. 132 с.
3. Грубин А. Н., Лихциер М. Б., Полоцкий М. С. Зуборезный инструмент. Ч. 1. М/. Машгиз, 1946. 232 с.
4. Давыдов Л. Б., Скородумов Б. А., Бубырь Ю. В. Редукторы: Конструкции, расчет и испытания. М.; Киев: ГНТИМЛ, 1963. 414 с.
5. Зак П. С. Глобоидная передача. М.: Машгиз, 1962. 256 с.
6. Зубчатые передачи: Справочник/Е. Г. Гинзбург, Н. Ф. Голованов, Н. Б. Ф и р у н и др.; Под общей ред. Е. Г. Гинзбурга. Л.: Машиностроение, 1980. 415 с.
7. Зубчатые и червячные передачи: Сб. статей/Под общей ред. Н. И. Кол-ч и н а. Л.: Машиностроение, 1974. 352 с.
8. Кивенсон М. Б. Стенды для обкатки и испытания редукторов.— В кн.: Технология, организация и механизация механосборочного производства. М.: НИИинформтяжмаш, 1968, с. 48—54.
9. Колчин Н. И. Механика машин. 3-е изд. Т. 2. Л.: Машиностроение, 1972. 456 с.
10. Колчин Н. И. Некоторые вопросы динамики кинематических цепей с са-мотормозящимися передачами.— Тр. ЛПИ им. М. И. Калинина, 1960, № 211, с. 5—13.
11. Кривенко И. С. Новые типы червячных передач на судах. Л.: Судостроение, 1967. 255 с.
12. Кудрявцев В. Н. Детали машин. Л.: Машиностроение, 1980. 464 с.
13. Левитан Ю. В., Вьюшкин Н. И. Экономическая эффективность новых серий редукторов.— Вестник машиностроения, 1975, № 7, с. 85—87.
14. Левитан Ю. В. Снижение затрат электроэнергии при приработке червячных редукторов.— Промышленная энергетика, 1978, № 11, с. 3—5.
15. Литвин Ф. Л. Теория зубчатых зацеплений. М.: Наука, 1968. 584 с.
16. Литвин Ф. Л. Упрощенный способ определения контактных линий и поля зацеплений червячной передачи с цилиндрическим червяком.— Вестник машиностроения, 1959, № 2, с. 14—17.
17. Литвин Ф. Л., Комков В. Н., Бернацкий И. П. Червячные передачи с червяком вогнутого профиля.— Там же, 1967, № 9, с. 44—47.
18. Лукьянов В. Г., Солодарь В. Е., Заманский Л. С. Управление приработкой и качеством подвижных соединений. Киев: Знание, 1979. 22 с.
19. Марков А. Л. Измерение зубчатых колес. Л.: Машиностроение, 1977. 280 с.
20. Матвиенко В. П. Экспериментальные исследования червячных и глобоидных передач с полиамидными колесами. М.: НИИинформтяжмаш, 18—67—21, 1967. 10 с.
21, Машины и стенды для испытания деталей/В. Л. Га долин,, Н. А. Дроздов, В. Н. Иванов и др/ Под общей ред. Д. Н. Решетова. М/ Машиностроение, 1979. 244 с.
22. Методика определения экономической эффективности использования в на-, родном хозяйстве новой техники, изобретений и рационализаторских предложений, М.: Госкомизобретений, 1977, 40 с,
165
23. Миропольский Ю. А. Технология и оборудование для накатывания резьб и профилей. М.: НИИмаш, 1971. 175 с.
^4. Мотор-редукторы и редукторы: Каталог/Л. С. Бойко, Г, Г. Писарев, ,П. П. Хоменко и др. М.: НИИмаш, 1981. 60 с.
25. Передачи червячные цилиндрические редукторов общемашиностроительного применения. Расчеты на прочность и заедание: Методические рекомен-' дации MP-117—84/Э. Н. Г а л и ч е н к о, А. 3. Высоцкий, Е. М. Ушаков .и др. М.: ВНИИНмаш, 1984. 69 с.
’26. Писаревский Н. И. Накатывание точных резьб, шлицев и зубьев. Л.: Машиностроение, 1973. 196 с.
27. Подшипники качения: Каталог-справочник. В 2-х ч. М.: НИИавтопром (Министерство автомобильной пром.), 1972. 468 с.
£8. Подшипники качения: Справочное пособие/Под ред. Н. А. Спицин а, А. И. С п и р и ш е в с к о г о. М.: Машиностроение, 1961. 828 с.
29. Поляков Д. И., Костин А. И. Развитие редукторостроения: Обзор. М., •1974. 16 с.
30. Прейскурант № 19—08. Оптовые цены на редукторы и муфты соединительные. М.: Прейскурантиздат, 1980. 59 с.
31. Прейскурант № 09—01. Тарифы и цены на электрическую и тепловую энергию. М.: Прейскурантиздат, 1980. 47 с.
32. Производство зубчатых колес: Справочник/С. Н. Калашников, Т. И. Коган, И. С. Козловский; Под общ. ред. Б. А. Тайца. М.: Машиностроение, 1975, 728 с.
'33 . Расчет и выбор подшипников качения: Справочник/Б. А. Я х и и, В. Н. Перегудов, Н. А. Синицын и др. М.: Машиностроение, 1974. 56 с.
34. Решетов Д. Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 1974. 556 с.
135. Розенберг Ю. А. Влияние смазочных масел на надежность и долговечность машин. М.: Машиностроение, 1970. 312 с.
36. Романов В. Ф. Расчет зуборезных инструментов. М.: Машиностроение, 1969. 254 с.
37. Сигов И. В. Определение экономически оптимальных параметров стандартизируемых редукторов. — Стандарты и качество, 1975, № 2, с. 18—28. 38. Тайц Б. А. Точность и контроль зубчатых колес. М.: Машиностроение, 1972. 367 с.
39. Типаж мотор-редукторов и редукторов общего назначения на 1981 — 1985 гг. М.: НИИмаш, 1980. 24 с.
40. Товарные нефтепродукты, свойства и применение: Справочник/ В. М. Школьников, К. В. М а л я в и н с к и й, С. В. Тимофеев и др. М.: Химия, 1978. 470 С»
41. Харлоу А., Лоу Д. Применение синтетических масел для смазывания червячных и зубчатых передач: Экспресс-информация. Сер. «Детали машин», 1978, № 44, с. 24—31.
42. Часовников Л. Д. Передачи зацеплением. М.: Машиностроение, 1969. 486 с.
43. Червячные редукторы (из опыта зарубежных фирм)/Г. Г. Писарев, С. С. Писарев, Е. А. Коваленко и др. Л.: ВИКИ им. А. Ф. Можайского, 1978. 28 с.
44. Шатин В. П., Шатин Ю. В. Справочник конструктора-инструментальщика: Режущий и накатной инструмент. М.: Машиностроение, 1975. 456 с.
45. Шачин А. В. Обкатка и испытание двух червячных редукторов замкнутым методом.— Вестник машиностроения, 1958, № 2, с. 31—34.
46. Шнейдер Ю. Г. Образование регулярных микрорельефов на деталях и их Эксплуатационные свойства. Л.: Машиностроение, 1972. 240 с.
47. Шредер В., Леманн Д. Центробежные вентиляторы для охлаждения редукторов: Экспресс-информация. Сер. «Детали машин», 1981, №28, с. 15—24«
J66
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие
з
Основные условные обозначения 4
Глава 1
Особенности и области применения червячных редукторов и мотор-редукторов 5
1.1. Классификация редукторов . —
1.2. Типы червячных редукторов и мотор-редукторов . 8
1.3. Применение червячных редукторов и мотор-редукторов 14
Глава 2
Червячные передачи редукторов: геометрия, кинематика, расчеты на прочность . 15
2.1. Виды червячных цилиндрических передач . —
2.2. Геометрический расчет червячных цилиндрических передач 18
2.3. Кинематика червячных передач 22
2.4. Расчеты на прочность . 23
2.4.1. Режимы работы червячных редукторов —
2.4.2. Критерии нагрузочной способности червячных редукторов 24
2.4.3. Усилия, действующие в зацеплении 25
2.4.4. Коэффициент нагрузки . . 28
2.4.5. Расчет рабочих поверхностей зубьев червячных колес на контактную прочность . 28
2.4.6. Расчет червячной передачи из условий отсутствия заедания 30
2.4.7. Расчет червячной передачи на износ . 32
2.4.8. Расчет зубьев червячного колеса на изгиб . . —
2.5. Материалы для изготовления червяков и червячных колес 33
2.5.1. Червяки . . —
2.5.2. Венцы червячных колес . 34
2.5.3. Допускаемые напряжения материалов червячной передачи . 37
Глава 3
КПД червячного редуктора и расчет его на нагрев 39
3.1. Потери в червячных редукторах —
3.2. Расчет КПД по коэффициентам потерь 40
3.3. Потери в зацеплении . . . 41
3.4. Потери в опорах (подшипниковых узлах) 43
3.5. Потери в уплотнениях . . . . . . 47
3.6. Потери на размешивание и разбрызгивание масла и вентиляционные потери . 48
3.7. Потери холостого хода .... 51
3.8. Анализ потерь в червячном редукторе 53
3.9. Расчет червячных редукторов на нагрев 54
Глава 4
Проектирование одноступенчатых редукторов 56
4.1. Выбор схемы привода . “
4.2. Проектный расчет ...
4.3. Опорные устройства ........................................... _
4.3.1. Конструкции подшипниковых узлов
4.3.2. Расчет подшипников . . оо
167
4.4. Способы смазки . . 69
4.5. Уплотнительные устройства 72
4.6. Охлаждение редукторов ... 75
4.7. Конструирование корпусных деталей 77
4.8. Конструктивные особенности червяков . 81
4.9. Конструктивные особенности червячных колес 83
Глава 5
Особенности проектирования червячных редукторов двухступенчатых, специальных и мотор-редукторов 86
5.1. Двухступенчатые червячные редукторы . . . . —
5.2. Двухступенчатые комбинированные редукторы с цилиндрической зубчатой передачей . . 93
5.3. Специальные червячные редукторы 97
5.4. Мотор-редукторы ... 98
Г л а в а 6
Изготовление редукторов ........................................... 102
6.1. Сведения по технологии изготовления червячных редукторов —
6.2. Методы обработки профиля витков червяка . 104
6.3. Нарезание зубьев червячных колес 111
6.4. Сборка редукторов 114
6.5. Приработка редукторов . . . . . . . . 116
6.6. Метрологическое обеспечение изготовления и проверки элементов червячной передачи и корпусных деталей . 119
Глава 7
Испытания редукторов и мотор-редукторов.......................... 121
7.1. Виды испытаний и параметры, проверяемые при испытаниях . —
7.2, Методы контроля отдельных параметров в процессе приемо-сдаточных испытаний . ............. . 123
7.3. Испытания с целью определения (контроля) нагрузочной способности 125
7.4. Испытания для определения КПД редуктора . 126
7.5. Методы определения износа червячной передачи 128
7.6. Стенды для испытаний . 130
7.7. Рекомендации по использованию стендов 140
Глава 8
Эксплуатация редукторов и мотор-редукторов —
8.1. Выбор редуктора ... . . . —
8.2. Монтаж и подготовка к работе редукторов и мотор-редукторов 142
8.3. Смазочные материалы —
8.4. Техническое обслуживание . . . ............143
8.5. Возможные неисправности и меры безопасности при эксплуатации червячных редукторов и мотор-редукторов 144
Г л а в а 9
Технико-экономическОе обоснование проектирования приводов с применением редукторов (мотор-редукторов) . . . . . . 146
9.1. Экономическое обоснование выбора редукторов (мотор-редукторов) или проектирования новых изделий................................ —
9.2. Оценка технического уровня и качества червячных (и комбинированных червячными передачами) редукторов и мотор-редукторов . 151
Приложение 1. Расчет КПД редукторов............................... 155
Приложение 2. Проектный расчет червячной передачи редуктора . 157
Приложение 3. Примеры расчета экономической эффективности . . .159 Приложение 4. Сравнение технического уровня редукторов РЧУ-63, 24-63 и AG-65 (фирма «Флендер»,- ФРГ) . 162
Список литературы 165
85 коп.
СПРАВОЧНИК
г
МАШИНОСТРОЕНИЕ