postarticles.info - Нумерология этажа дома. Бесплатная нумерология


Действия ведомого в отношениях

 

действия ведомого в отношениях

ООО Евроредуктор

Департамент электропривода

 

Телефон:
+7 (495) 227-63-20
Факс:
+7 (495) 227-64-20

 

 

Яндекс цитирования 

Rambler's Top100

 

 

Спецпредложения

Внимание!

Сезонное снижение цен на мотор-редукторы!

 

 

КЛАССИФИКАЦИЯ, ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ И КИНЕМАТИЧЕСКИЕ СХЕМЫ

Редукторы служат для уменьшения числа оборотов и увеличения крутящих моментов и состоят из ряда последовательно соединенных зубчатых и червячных передач, собранных в отдельном жестком корпусе. Размещение передач в корпусе дает возможность расположить опоры валов со строго выдержанной соосностью и точными межосевыми расстояниями, защитить передачи от попадания грязи и создать условия для эффективной смазки.

Для увеличения числа оборотов применяются мультипликаторы. В настоящей работе рассматриваются конструкции и расчет только редукторов, однако конструкция и расчет основных узлов мультипликатора аналогичны расчету редуктора.

Редукторы могут служить для передачи вращения между параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися валами. Для передачи вращения между параллельными валами служат редукторы с цилиндрическими зубчатыми передачами — так называемые цилиндрические редукторы. В тех случаях, когда необходимо передать вращение между пересекающимися валами, используются конические зубчатые передачи (конические редукторы). Для передачи вращения между перекрещивающимися валами в редукторах применяются червячные передачи (с цилиндрическим и глобоидным червяком, спироидные, тороидные), зубчато-винтовые цилиндрические передачи и винтовые конические зубчатые колеса (гипоидные).

Редукторы, состоящие только из одной передачи (одноступенчатые), применяются редко. Большее распространение получили двух-, трех- и многоступенчатые редукторы, причем они могут состоять из однотипных передач и быть комбинированными, т. е. состоять из передач разного типа (цилиндро-конические, червячно-цилиндрические редукторы и др.).

Общее передаточное отношение редуктора зависит от числа ступеней и типа передач и может доходить до 100 тыс.По количеству возможных скоростей вращения выходного вала редукторы можно разделить на односкоростные с постоянным передаточным отношением, двухскоростные и многоскоростные с изменяющимся передаточным отношением.

Конструктивно редукторы выполняются как самостоятельный узел, который устанавливается на общей раме с двигателем и другими узлами машины, или в виде встроенной конструкции, в которой редуктор объединяется с другими узлами в одном корпусе или имеет фланцевое соединение.
Редукторы выпускаются общего назначения с определенными параметрами, ограниченными гостами и нормалями, для использования на различных машинах и специального назначения, к которым предъявляются специфические требования эксплуатации и режима работы машины.
Основное количество цилиндрических и конических редукторов выпускается с эвольвентным профилем зубьев зубчатых колес.

Типы зубчатых цилиндрических передач

 

Рис. 1. Типы зубчатых цилиндрических передач.

Профили таких колес при работе перекатываются друг по другу со скольжением (за исключением полюса зацепления, где происходит чистое качение). Скорости скольжения сопряженных профилей малы, радиусы кривизны в точках контакта велики, что обеспечивает высокий коэффициент полезного действия, прочность и долговечность зубчатых колес. Кроме того, при эвольвентном зацеплении сопряженные профили зубьев шестерни и колеса, обеспечивающие постоянное передаточное отношение, получаются одинаковыми, несложными и могут быть легко изготовлены простым инструментом, независимо от числа зубьев колес.
В зависимости от типа применяемых зубчатых колес цилиндрические редукторы могут быть с прямозубыми (Рис. 1,а), косозубыми (Рис. 1,б) и шевронными (Рис. 1,в) колесами. В ряде редукторов применяются прямозубые и косозубые передачи с внутренним зацеплением (Рис. 1,г). В конических и цилиндро-конических редукторах применяются конические зубчатые передачи с прямым (Рис. 2,а), косым (Рис. 2,б) и криволинейным (Рис. 2,в) зубом, а также конические гипоидные (Рис. 2,г) передачи.
Зубчатые редукторы могут применяться для передачи больших мощностей (до 100 тыс. л. с.).
Таким образом, зубчатые редукторы получили преобладающее распространение в различных отраслях машиностроения благодаря своим преимуществам перед другими видами передач — высоким к. п. д., большой долговечностью, компактностью, постоянством передаточного отношения, простотой в эксплуатации и надежностью в работе.
К некоторым недостаткам зубчатых редукторов можно отнести большие габариты при значительных передаточных отношениях и шум при работе с большими скоростями.
Червячные редукторы служат для передачи вращения между перекрещивающимися валами при большом передаточном отношении.

Типы зубчатых конических передач


В червячных редукторах могут применяться передачи с цилиндрическими (Рис. 3,а) и глобоидными (Рис. 3,б) червяками, спироидные (Рис. 3,в), тороидно-дисковые (Рис. 3,г) и тороидные (Рис. 3,д) передачи внутреннего зацепления.
Все эти червячные передачи теоретически могут иметь любой угол между осями, но распространение получили исключительно передачи с взаимно-перпендикулярными осями.
Червячные передачи относятся к типу зубчато-винтовых с линейным контактом зубьев (в отличие от винтовых зубчатых передач).
Основными преимуществами червячных редукторов перед зубчатыми является высокое передаточное отношение при меньших габаритах редуктора, большая плавность и бесшумность в работе. Плавность работы червячной передачи объясняется хорошей прирабатываемостью червячной пары.
Одной из особенностей червячной передачи является самоторможение при изменении направления передачи мощности через редуктор, что очень важно при работе ряда машин, особенно грузоподъемных. Поэтому в редукторах некоторых машин используют самотормозящие червячные передачи, хотя принципиально можно было бы обойтись и без них.
Основной недостаток червячных передач — низкий коэффициент полезного действия вследствие больших потерь на трение скольжения в зацеплении, которые могут доходить до 70%. При этом выделяется большое количество тепла и происходит быстрый нагрев редукторов.
Коэффициент трения сильно зависит от скорости скольжения, что связано с условиями образования масляных клиньев в зацеплении. С увеличением скорости скольжения резко падает коэффициент трения и, следовательно, возрастает коэффициент полезного действия передачи. Поэтому, с этой точки зрения, целесообразно применение червячных передач на быстроходных валах. Некоторые значения коэффициента трения между стальным червяком и колесом из оловянистой бронзы для различных значений скорости скольжения приведены в табл. 1.

 

Скорость скольжения Vск в м/сек

Коэффициент трения f

Скорость скольжения Vск в м/сек

Коэффициент трения f

0,01

0,01 —0,12

2,5

0,03 —0,04

од

0,08 —0,09

3

0,028—0,035

0,25

0,065—0,075

4

0,023—0,03

0,5

0,055—0,065

7

0,018—0,026

1

0,045—0,055

10

0,016—0,024

1,5

0,04 —0,05

15

0,014—0,02

2

0,035—0,045

 

Особенно чувствуются большие потери при увеличении передаваемой мощности. Поэтому червячные редукторы применяются чаще всего для передачи мощностей от долей киловатт до 50 кВт.

Цилиндрические редукторы

Цилиндрические редукторы являются наиболее простыми и наиболее распространенными в машиностроении и применяются для передачи вращения между параллельными или соосными валами. Валы зубчатых колес редукторов могут быть горизонтальными и все лежать в горизонтальной и в вертикальной плоскостях. В последнем случае редуктор представляет собой вертикальную конструкцию с валами, расположенными один над другим. Возможна также конструкция редуктора с вертикальными валами.

Схемы одноступенчатого (а) и двухступенчатого (б) редукторов с одним и тем же передаточным отношением

Рис. 4. Схемы одноступенчатого (а) и двухступенчатого (б) редукторов с одним и тем же передаточным отношением

 

Общее передаточное отношение цилиндрических редукторов зависит от числа ступеней передач.

Передаточное отношение одной пары зубчатых колес может доходить до 25, однако в одноступенчатых редукторах передаточное отношение не выбирается более 10. При большем передаточном отношении, исходя из условий минимального веса и габаритов редуктора, а также допустимых деформаций быстроходных валов, выбирают двухступенчатые редукторы. Это объясняется тем, что при большом передаточном отношении зубчатой пары габариты редуктора в основном определяются величиной последнего зубчатого колеса. Поэтому, если габариты редуктора имеют решающее значение, рационально применить большее число ступеней, тем самым

 

уменьшив последнее зубчатое колесо и, следовательно, габариты редуктора (Рис. 4).
Двухступенчатые редукторы могут иметь общее передаточное отношение 10—60.
При передаточном отношении 60—400 применяются трехступенчатые, а при передаточном отношении 400—1800—четырехступепча-тые редукторы.
Цилиндрические передачи в редукторах могут применяться в довольно широком диапазоне окружных скоростей, величины которых зависят от точности изготовления зубчатых колес. Допуски па цилиндрические передачи регламентирует ГОСТ 1643-56. Стандарт распространяется на цилиндрические зубчатые колеса с внешними и внутренними прямыми, косыми и шевронными зубьями с диаметром по делительной окружности до 5000 мм и модулями от 1 до 50 мм.
Установлено 12 степеней точности в порядке убывания точности, причем на 1-, 2- и 12-ю степени допуск не предусматривается. Это объясняется тем, что первые две степени точности предполагается использовать в будущем, при дальнейшем развитии техники, а 12-я степень необходима при распространении стандартов на зубчатые колеса, не подвергающиеся механической обработке.

 

Степень
точности по ГОСТ 1643-56

Характеристика
передач

Окружная скорость в м/сек

Коэффициент полезного
действия

Область применения

Прямозубые колеса

Непрямозубые колеса

6

Высокоточные
передачи

15

30

0,99

Скоростные передачи с большими нагрузками, передачи с точной согласованностью вращения

7

Точные передачи

10

15

0,98

Передачи, работающие с повышенными скоростями и умеренными нагрузками и наоборот

8

Передачи средней точности

6

10

0,96

Передачи общего назначения, не требующие особой точности

9

Передачи пониженной точности

2

4

0,94

Тихоходные передачи для грубых машин


Наибольшее распространение получили 6-, 7-, 8- и 9-я степени точности передач. Значения окружных скоростей, рекомендуемые для зубчатых колес различной степени точности, и область их применения приведены в табл. 2.
Хотя максимальные окружные скорости прямозубых колес могут доходить до 15 м/сек, наиболее часто применяются скорости до 5 м/сек. Одним из достоинств прямозубой передачи является отсутствие осевых усилий.
Косозубые и шевронные зубчатые колеса в зависимости от качества изготовления могут применяться при окружных скоростях до 30 м/сек. Следует указать, что в последнее время особенно широкое распространение в редукторах получили косозубые передачи даже при малых окружных скоростях. Это объясняется их некоторыми преимуществами перед прямозубыми.
В косозубых передачах одновременно в зацеплении находится несколько зубьев, передача вращения происходит более плавно, уменьшаются динамические нагрузки, возникающие вследствие неточности изготовления колес.
Кроме того, в ряде случаев редукторы с косозубыми зубчатыми колесами имеют наименьший весовой показатель (отношение веса редуктора к крутящему моменту на тихоходном валу). В то же время изготовление косозубых колес не требует специального оборудования и оснастки.
Одним из недостатков косозубых передач является наличие осевого усилия, что вызывает необходимость усиления подшипниковых узлов и вала. Поэтому при больших осевых усилиях при передаче больших мощностей рационально применение более сложных шевронных передач, в которых осевые усилия скомпенсированы. Аналогично шевронным будут работать две параллельные косозубые передачи с разным направлением угла спирали зуба. Такие передачи, кроме перечисленных преимуществ, характерных для косозубых передач, создают равномерную нагрузку на опоры валов ввиду симметричного расположения колес на валу, что важно при больших сильно разнящихся величинах реакций в опорах.
Иногда в цилиндрических редукторах могут применяться зубчатые передачи с внутренним зацеплением. По сравнению с передачами наружного зацепления они имеют во много раз меньшее относительное скольжение рабочих поверхностей зубьев, поскольку относительная скорость слагается из разности абсолютных скоростей, меньшее удельное давление между рабочими поверхностями зубьев, так как контакт чаще всего происходит между вогнутой и выпуклой поверхностями зубьев и меньшие размеры при сравнительно большом передаточном отношении и малом межцентровом расстоянии. Однако зубчатые передачи с внутренним зацеплением не получили большого распространения, поскольку они более сложны в изготовлении и при их применении не обеспечивается достаточная жесткость валов вследствие консольного крепления колеса и шестерни. (Это указание не относится к редукторам некоторых специальных машин, например горных, где особое значение имеет сокращение габаритов).

Кинематические схемы некоторых наиболее распространенных цилиндрических редукторов общего назначения приведены на Рис. 5. На всех схемах ведущий и ведомый валы соответственно обозначены Б и Т (быстроходный, тихоходный).

На Рис. 5,а показана схема самого простого одноступенчатого редуктора. Редуктор может иметь четыре различных исполнения,

Кинематические схемы цилиндрических редукторов общего назначения

Рис. 5. Кинематические схемы цилиндрических редукторов общего назначения

 

отличающихся взаимным расположением выведенных концов ведомого и ведущего валов. Более сложные многоступенчатые редукторы (кроме соосных) также могут иметь различные сборки.

Наиболее простая конструкция двухступенчатого редуктора (Рис. 5,б) имеет несимметричное расположение зубчатых колес относительно опор, что вызывает увеличение неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса, вследствие чего увеличивается расчетный крутящий момент передачи. Для уменьшения неравномерности распределения нагрузки валы зубчатых колес должны обладать достаточной жесткостью, причем это особенно необходимо при высоких твердостях рабочих поверхностей зубьев или при резко меняющейся по величине нагрузке, так как в этих случаях отсутствуют условия выравнивания нагрузки в результате приработки.

Редуктор, приведенный на Рис. 5,б, может, быть выполнен с прямозубными и косозубыми колесами. В случае применения последних углы наклона зубьев на колесах промежуточного вала принимаются одинакового направления, как показано на фигуре, так как при этом осевые усилия на колесах направлены в противоположные стороны, вследствие чего уменьшается суммарное осевое усилие, воспринимаемое подшипником.

На Рис. 5,в изображена схема трехступенчатого редуктора. Первый вал быстроходной передачи здесь изготовлен с двумя шестернями, из которых работает только одна. Однако при износе зубьев шестерни (шестерня, вращаясь быстрее колеса, изнашивается быстрее) можно вал повернуть и ввести в зацепление с колесом вторую резервную шестерню. Этим достигается повышение долговечности редуктора.

Такую же резервную шестерню на валу можно установить (или изготовить заодно с валом) и в редукторе, схема которого приведена на Рис. 5,б.

На Рис. 5,г представлена схема соосного редуктора, которая во многих случаях предпочтительней других схем, так как дает большие преимущества при компоновке машин. Однако, если редукторы, приведенные на Рис. 5,а, б, в, легко выполнить двухсторонними, выведя концы входных и выходных валов на обе стороны, то соосные редукторы этого не допускают. Поэтому редукторы первых трех типов более универсальны с точки зрения расположения на машине, чем соосные. Кроме того, недостатком соосного редуктора являются большая ширина и несимметричное расположение колес относительно опор.

Схема, представленная на Рис. 5,д, выгодно отличается от схемы, приведенной на Рис. 5,б, так как здесь осуществлено симметричное расположение опор наиболее нагруженной тихоходной передачи относительно колес. Для обеспечения равномерного распределения передаваемой мощности между обеими параллельными парами быстроходной передачи обе половины раздвоенной шестерни выполняются косозубыми с противоположными углами наклона зубьев, а подшипники конструируются таким образом, чтобы вал шестерни имел возможность осевого перемещения. При этом осевые усилия на обеих половинах шестерни направлены в противоположные стороны, как показано па Рис. 5,б, и шестерня сама находит положение, при котором осевые силы на обеих половинах уравновешиваются. Так как окружные усилия в косозубой передаче пропорциональны осевым, то передаваемая отношениях мощность распределяется при этом равномерно между параллельными парами быстроходных передач.

Это же равенство передаваемой мощности на параллельных парах колес имеет место и в редукторе, схема которого приведена на Рис. 5,е, где раздвоена тихоходная передача. При этом колеса быстроходной передачи должны быть приняты прямозубыми, чтобы промежуточный вал имел возможность свободно перемещаться в осевом направлении и находить себе положение, при котором нагрузки, передаваемые параллельными парами колес тихоходной передачи, будут равны.

 

Однако так как динамические усилия возрастают с увеличением окружной скорости, а в косозубых передачах динамические усилия значительно меньше, чем в прямозубых, то быстроходную передачу выгодней конструировать косозубой. По этим причинам схема, приведенная на Рис 5,е, менее рациональна, чем та, что приведена на Рис. 5д по она может быть улучшена, если первую быстроходную передачу принять шевронной и дать возможность осевого перемещения также и валу шестерни быстроходной ступени.
Соосный редуктор также может быть выполнен с раздвоенной передачей (Рис. 5,ж), вследствие чего размеры колес и редуктора могут быть значительно сокращены. Однако надо отметить, что данную схему редуктора нельзя рекомендовать, поскольку практически из-за ошибок в шаге зубьев колес невозможно обеспечить равномерную загрузку раздвоенных передач.
Этого недостатка лишена схема, приведенная на Рис. 5,з, у которой на быстроходном валу посажены две косозубые шестерни с противоположными углами наклона зубьев, а вал имеет возможность осевого перемещения. Поэтому при работе редуктора вал сам найдет положение, при котором нагрузка на шестерни уравновесится.
На Рис. 5,и приведена схема трехступенчатого редуктора с раздвоенной быстроходной и тихоходной передачами. Для равномерного распределения нагрузки между параллельными передачами необходимо, чтобы один из валов быстроходной и тихоходной передачи имел свободу осевого перемещения.
Чрезвычайно большое распространение цилиндрических редукторов общего назначения определило установление стандартов на основные параметры редукторов (ГОСТ 2185-55).
Стандарты распространяются на одно-, двух- и трехступенчатые редукторы, выполненные в виде самостоятельных узлов с цилиндрическими прямозубыми, косозубыми или шевронными зубчатыми колесами внешнего зацепления. На редукторы специального назначения гост не распространяется.
При проектировании их приходится не только определять прочные размеры передач, но и находить рациональные параметры редуктора (число зубьев, межосевые расстояния, передаточные числа, материалы, ширину колес и т. д.).
ГОСТ 2185-55 устанавливает величину межцентрового расстояния передач разных типов стандартных редукторов (табл. 3).
Значения коэффициента ширины зуба могут выбираться из следующего ряда (ГОСТ 2185-55): 0,20; 0,25, 0,30; 0,40; 0,50; 0,60; 0,80; 1,0; 1,2.

ЧЕРВЯЧНЫЕ РЕДУКТОРЫ С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ И ГЛОБОИДНЫМИ ЧЕРВЯКАМИ

Из червячных редукторов наиболее распространены в настоящее время редукторы с цилиндрическими и глобоидными червяками. Передаточное отношение одной червячной передачи от 8 до 100, а иногда может доходить до 1000, что позволяет получить компактную конструкцию редуктора. В червячных редукторах в течение продолжительного времени применялись исключительно червячные передачи с цилиндрическим

Типы цилиндрических червяков

Рис. 8. Типы цилиндрических червяков

червяком ввиду их простоты в изготовлении и регулировке. Цилиндрический червяк червячной передачи представляет собой винт с резьбой различного профиля, наружная поверхность витков которого имеет форму цилиндра. По форме профиля витка червяки бывают архимедовы, конволютные и эвольвентные. Архимедовы червяки (Рис. 8,а) имеют в осевом сечении витка трапецеидальный профиль, а в торцовом сечении очерчены архимедовой спиралью. Изготавливаться эти червяки могут па обычных токарно-винторезных станках, что определило их широкое распространение. Применяются архимедовы червяки в основном без шлифовки, так как требуют специально профилированного шлифовального круга. В связи с возросшими требованиями к червячным передачам этот тип червяка в настоящее время находит применение в основном при мелкосерийном производстве.

Конволютный червяк (Рис. 8,б) имеет прямолинейные очертания витка в нормальном сечении. Технология изготовления этих червяков проще, чем архимедовых. При шлифовке конволютного червяка на обычном резьбошлифовальном станке получается нелинейчатый профиль витка, близкий к поверхности конволютного червяка.
Эвольвентные червяки (Рис. 8,б) имеют прямолинейный профиль при сечении витка плоскостью, касательной к основному цилиндру червяка, а при сечении плоскостью, перпендикулярной к оси, дают эвольвенту. Эвольвентные червяки допускают шлифовку винтов червяка торцом шлифовального круга. Поэтому такой вид червячной передачи особенно выгодно применять при крупносерийном производстве.
Число заходов червяка в силовых передачах обычно выбирают в пределах от 1 до 4, а количество зубьев червячного колеса — от 26 до 80. При выборе числа зубьев колеса и количества заходов червяка нестандартных передач можно руководствоваться табл. 9.

Таблица 9. Число зубьев колеса и количество заходов червяка

Передаточное
отношение

Число заходов червяка

Число зубьев колеса

7—8

4

28—32

9—13

3—4

27—52

14—24

2—3

28—72

15—27

2—3

50—81

28—40

1—2

28—80

40

1

40

 

Применять червячные редукторы с передаточным отношением, меньшим 10—12, обычно нецелесообразно, поскольку для этой цели можно использовать цилиндрический редуктор, имеющий более высокий к. п. д.
Коэффициент полезного действия червячной передачи возрастает с увеличением угла подъема винтовой линии, поэтому многозаходные червяки имеют более высокий к. п. д., чем однозаходные. Примерные средние значения к. п. д. в зависимости от числа заходов червяка приведены ниже.
Число заходов червяка z4..............1...................2.................... 3
К.п.д. передачи........................0,7—0,75... 0,75—0,82......0,82—0,92

В самотормозящих червячных передачах применяют однозаходные червяки, в которых угол наклона винтовой линии меньше угла трения.
Параметры передач для стандартных червячных редукторов выбираются согласно ГОСТ 2144-43. Стандарт распространяется на червячные редукторы, выполненные в виде отдельных агрегатов с цилиндрическим червяком, имеющим в осевом сечении прямолинейный профиль с углом 20° (архимедов червяк), число заходов от 1 до 4, ось которого перекрещивается с осью червячного колеса под углом 90°.
Межосевые расстояния А стандартных червячных передач выбираются из приведенного ниже ряда (ГОСТ 2144-43):
80; 100; 120; 150; 180; (210); 240; (270); 300; 360; 420; 480; 540; 600.
Ниже приведены стандартные значения осевого модуля ms и относительной толщины червяка q = (ГОСТ 2144-43).

mi (2) (2,5) 3 (3,5) 4 (4,5) 5 6 (7) 8
q 13 12 12 12 11 11 10(12) 9(11) 9(11) 8(11)
ms (9) х0 12 (14) 16 (18) 20 (24) (30) —
q 8(11) 8(11) 8(11) 9 9 8 8 8 8 —


В зависимости от этих величин ГОСТ 2144-43 рекомендует выбирать число зубьев червячного колеса стандартного редуктора.
Червячные редукторы с цилиндрическими червяками обладают рядом достоинств, но имеют и значительные недостатки, основные из которых — сравнительно небольшой к. п. д., недостаточная нагрузочная способность и большой расход цветного металла. Качество червячных редукторов может быть значительно улучшено с применением глобоидных передач. У глобоидных передач наружная поверхность витков червяка представляет собой часть тора — глобоид. При этом червяк охватывает колесо так же, как колесо охватывает червяк.
Глобоидной передаче присущ ряд особенностей зацепления. По сравнению с червячными передачами с цилиндрическими червяками глобоидное зацепление имеет тесно прилегающие контактируемые поверхности, что обеспечивает низкие контактные давления; линии контакта расположены перпендикулярно к направлению скольжения, что способствует нагнетанию смазки в место контакта и образованию устойчивого масляного клина; одновременная суммарная длина контактных линий значительно больше.
При таких особенностях зацепления уменьшаются потери, а следовательно, увеличивается к. п. д. и возрастает нагрузочная способность передачи.
По экспериментальным данным однозаходная глобоидная передача средних размеров при числе оборотов червяка 1500 об/мин имеет к. п. д. 0,8—0,85 с учетом потерь в подшипниках. Мощность, передаваемая глобоидной передачей, в 3—4 раза больше, чем мощность червячной передачи при тех же габаритах редуктора. Это дает возможность при одинаковой мощности уменьшить линейные размеры передачи примерно в 1,5 раза или в 3—4 раза снизить объем и вес передачи, в том числе и вес бронзового венца. Кроме того, износ глобоидной передачи меньше. Все эти преимущества с учетом большого передаточного отношения передачи, компактности, малого шума в работе и возможности самоторможения определяют все более растущее распространение глобоидных редукторов.

При выборе глобоидной передачи следует учитывать, что преимущества ее проявляются при достаточно высокой скорости скольжения. Со снижением скорости скольжения уменьшается к. п. д. Так, если вращение червяка снизить с 1500 до 1000 и 750 об/мин, то к. п. д. упадет соответственно с 0,82 до 0,805 и 0,785. Аналогичное явление будет наблюдаться при уменьшений нагрузки: при снижении ее до 75% от номинальной коэффициент полезного действия упадет от 0,82 до 0,78, а при снижении нагрузки до 50% — до 0,72. Вследствие этих причин нерационально использовать глобоидную передачу на второй, более тихоходной ступени редуктора, а также при длительной нагрузке, величина которой значительно ниже расчетной. Поэтому глобоидные передачи рекомендуется применять в редукторах с перекрещивающимися осями в тех случаях, когда скорость скольжения достаточно велика (не ниже 4 м/сек) и передаточное число не ниже 20—25 (однозаходный или двухзаходный червяк).
Глобоидные передачи стандартизированы и параметры их определены ГОСТ 9369-60. Стандарты распространяются на глобоидные передачи с прямолинейными профилями зубьев колеса и витков червяка в центральной плоскости.
Основными стандартными параметрами передачи являются межосевое расстояние А и внутренний диаметр червяка D (Рис. 9).

Глобоидная передача

Рис. 9. Глобоидная передача

 


Это объясняется тем, что диаметр червяка определяет основные показатели глобоидной передачи — ее к. п. д. и жесткость червяка. Модули глобоидных передач не стандартизированы, так как глобоидная фреза не может нарезать колеса с разными числами зубьев и стандартизация модуля не привела бы к сокращению комплекта инструмента.
Основные параметры глобоидных передач приведены в табл. 10.
В таблице приведены три ряда стандартных диаметров червяков, которые выбираются на основании расчета по условиям прочности и жесткости червяка. Для повышения к. п. д. передачи целесообразно выбирать червяки с возможно меньшим диаметром.
Передаточные числа глобоидных передач, числа зубьев колеса ( и числа заходов червяка выбираются по табл. 11.

Таблица 10
Межосевые расстояния А, диаметр впадин червяков в их средней плоскости Din и диаметры профильных окружностей d0 (ГОСТ 9369-60)

А в мм

Din в мм

d0 в мм

1-й ряд

2-й ряд

З-й ряд

80
100
120
150
180
210
250
300
360
420
480
530
600

20
25
30
36
44
52
60
72
85
95
105
110
120

25
30
35
42
52
58
67
78
95
110
120
130
140

30
36
42
50
60
65
75
85
110
125
140
150
170

46
60
75
96
112
130
150
180
210
245
280
310
360

 

Числа зубьев колес Zk и числа заходов червяка Zh в зависимости
от межосевых расстояний А и передаточного числа i (ГОСТ 9369-60)

 

Передаточное число i

Zk :Zh при межосевом расстоянии А в мм

номинальное

фактическое

до 210

1 250-360

420-600

(8,5)

8,25

33 : 4

-

-

9,5

9,25

37 : 4

37 : 4

(10,6)

10,25

41 : 4

41 : 4

41 : 4

11,8

11,75

47 : 4

47 : 4

47 : 4

(13,2)

13,25

53 : 4

43 : 4

53 : 4

15

14,75

59 : 4

59 : 4

59 : 4

(17)

16,5

33 : 2

-

-

(17)

16,75

-

67 : 4

67 : 4

19

18,5

37 : 2

37 : 2

19

. 18,75

-

 

75 : 4

(21,2)

20,5

41 : 2

41 : 2

41 : 2

23,6

23,5

47 : 2

47 : 2

47 : 2

(26,5)

26,5

53 : 2

53 : 2

53 : 2

30

29,5

59 : 2

59 : 2

59 : 2

(33,5)

33

33 : 1

 

(33,5)

33,5

-

67 : 2

67 : 2

37,5

37

37 : 1

37 : 1

-

37,5

37,5

-

-

75 : 2

(42,5)

41

41 : 1

41 : 1

41 : 1

47,5

47

47 : 1

47 : 1

47 : 1

(53)

53

53 : 1

53 : 1

53 : 1

60

59

59 : 1

59 : 1

59 : 1

(67)

67

-

67 : 1

67 : 1

75 |

75

-

-

75 : i

 

КОНИЧЕСКИЕ И ЦИЛИНДРО-КОНИЧЕСКИЕ РЕДУКТОРЫ

В конических и цилиндро-конических редукторах применяются конические зубчатые передачи, позволяющие передавать вращение между двумя непараллельными валами. Причем конические зубчатые передачи с прямым, косым и криволинейным зубом позволяют передавать вращение только между пересекающимися под любым углом

 

Таблица 6. Передаточные числа для трехступенчатых редукторов (ГОСТ 2185-55)

Передаточные числа номинальные

Произведение передаточных чисел ступеней редуктора i б i np i m

общее
редуктора
i общ

быстроходной
ступени
i б

промежуточной
ступени
i np

тихоходной
ступени
i m

40

2

4

5

40

45

2,24

4

5

44,8

50

2,5

4

5

50,0

56

2,8

4

5

56,0

63

3,15

4

5

63,0

71

3,15

4,5

5

70,87

80

3,55

4,5

5

79,97

90

4

4,5

5

90,00

100

4,5

4,5

5

101,25

112

5

4,5

5

112,5

125

5

4,5

5

126,0

140

5

5

5,6

140,0

160

5,6

5

5,6

156,8

180

6,3

5

5,6

176,4

200

6,3

5,6

6,3

197,57

224

6,3

5,6

6,3

222,26

250

7,1

5,6

6,3

250,49

280

7,1

6,3

6,3

281,80

315

8

6,3

6,3

317,52

355

8

7,1

6,3

357,84

400

9

7,1

6,3

402,57

 

валами, а коническая гипоидная передача — между скрещивающимися валами. Преобладающее распространение получили конические передачи с осями, пересекающимися под прямым углом.
Прямозубые конические передачи могут применяться при малых окружных скоростях (до 3 м/сек) и при числе оборотов в минуту не более 1000, поскольку неточности в изготовлении тихоходных колес при таких скоростях не вызывают значительного шума и динамических нагрузок при работе. Кроме того, прямозубые конические колеса применяются в тех случаях, когда нежелательно изменение направления осевого усилия при реверсировании, что имеет место в передачах с криволинейным зубом. Прямозубые конические передачи обеспечивают передаточное отношение до 3.
При окружных скоростях, больших 3 м/сек, в конических редукторах применяют зубчатые передачи с косыми или криволинейными зубьями, которые благодаря постепенному входу в зацепление и меньшим изменением величины деформации зубьев в процессе зацепления работают с меньшим шумом и меньшими динамическими нагрузками. Кроме того, зубчатые колеса с косыми или криволинейными зубьями лучше работают на изгиб, чем прямозубые. Однако для полного контакта зубьев этих передач требуется прилегание зубьев не только по их ширине,но и по высоте, что вызывает повышенные требования к изготовлению косозубых передач и колес с криволинейными зубьями. Благодаря своим преимуществам такие передачи могут применяться при передаточных отношениях до 5 и даже выше.
Конические зубчатые колеса с косыми зубьями могут работать с окружной скоростью до 12 м/сек, а колеса с криволинейными зубьями — до 35—40 м/сек. Наибольшее распространение получили передачи с криволинейными зубьями, нарезанными по спирали, эвольвенте (паллоидные) или окружности (круговые).

 

В конических колесах со спиральным зубом, очерченным по логарифмической спирали (или эписиноиде), углы наклона спирали в разных точках ее равны (Рис. 6,а). Паллоидные колеса характеризуются переменным углом наклона зуба, возрастающим к внешней окружности (Рис. 6,6). Угол наклона зуба в круговых зубьях изменяется в пределах 25 / 45° (Рис. 6,б).
Конические колеса с шевронными зубьями не нашли применения из-за сложности изготовления и трудности регулировки, хотя технически возможно изготовление подобных передач.
По форме зуба к шевронным коническим колесам приближаются колеса с круговым зубом с нулевым средним углом наклона, так называемые зерол (Рис. 6,г). Колеса с зубьями типа зерол имеют меньшие осевые усилия, направление которых не меняется при изменении вращения колес. Это позволяет применять в подшипниковых узлах таких передач облегченные упорные подшипники. На Рис. 6,а, б, в, г, представлены развертки начального конуса.
Гипоидные зубчатые колеса позволяют передавать вращение между скрещивающимися валами, что определило их применение в некоторых машинах (чаще в автомобилях). Шестерня и колесо гипоидной передачи имеют разные углы наклона зубьев и зацепляются при вращении колес в прямом и обратном направлениях с различными углами зацепления. При выборе направления спирали колеса и шестерни рекомендуется придерживаться правила: если со стороны вершины начального конуса колеса шестерня будет находиться слева вверху или справа внизу, то следует брать шестерню левого хода и колесо правого хода, если же шестерня будет находиться слева внизу или справа вверху, то следует брать шестерню правого хода и колесо левого хода.

Гипоидные передачи более долговечны, имеют большую плавность зацепления и работают с меньшим шумом, чем конические колеса с круговым зубом.

Благодаря смещению валов шестерни и колеса в гипоидной передаче валы можно устанавливать на двух подшипниках, расположенных но обе стороны колес, что улучшает работу конической передачи. Однако в гипоидной передаче благодаря скольжению зубьев не только п поперечном, но и в продольном направлении значительно повышается температура и ухудшаются гидродинамические условия образования масляной пленки. Это приводит к заеданию колес особенно при большом модуле и малой твердости зубьев передачи. Поэтому для таких передач требуется применение специальной противозадирной смазки с прочной масляной пленкой.

Конические колеса с криволинейными зубьями и гипоидные колеса могут иметь различное направление спирали. Зубчатое колесо называется правоспиральным, если со стороны вершины конуса зубья наклонены наружу в сторону движения часовой стрелки, в противном случае колесо называется левоспиральным. Зубчатая пара называется правой или левой в зависимости от направления спирали конической шестерни.

При различном направлении вращения зубчатых колес будет меняться направление осевой реакции, что необходимо учитывать при конструировании подшипниковых узлов реверсивных передач. При нереверсивных передачах направление спирали следует выбирать таким, чтобы осевая реакция была направлена в сторону от вершин начального конуса. При этом осевое смещение колес будет приводить к увеличению зазоров в зацеплении, и заклинивание передач становится невозможным.

Допуски на конические зубчатые передачи устанавливает ГОСТ 3058-54. Стандарты охватывают колеса с прямыми, косыми и криволинейными зубьями с диаметрами делительной окружности до 2000 мм и модулями от 1 до 30 мм.

Стандарты распространяются на зубчатые передачи с осями, пересекающимися под любым углом. Установлено 12 степеней точности, причем допуски и отклонения указаны только для 5—11-й степеней. Для первых четырех степеней точности допуски не предусмотрены, поскольку в настоящее время невозможно изготовить колеса точнее 5-й степени.

В зависимости от ширины зубьев конические редукторы могут выполняться узкими и широкими. В узких редукторах ширина зубьев принимается равной 0,3 от длины образующей начального конуса (В = 0,3 L).

Иногда в тяжелых редукторах и при невысокой точности изготовления и монтажа передачи принимают В = 0,25 L. Узкие редукторы применяются при передаточных отношениях 3—5, причем число зубьев шестерни рекомендуется брать в пределах 20—23. В широких редукторах ширина зубьев принимается В -С 0,35 L. Эти редукторы рекомендуется применять при передаточных отношениях до 2,5 и при числе зубьев шестерни 25—28.

Одноступенчатые конические редукторы, выполненные в виде отдельных узлов, применяются сравнительно редко. Основное распространение получили комбинированные двух-, трех- и более ступенчатые цилиндро-конические редукторы.. Цилиндрические передачи могут быть любого типа с прямыми либо косыми зубьями.

Суммарное передаточное отношение двухступенчатых цилиндроконических редукторов при применении прямозубых конических колес может доходить до 22, а при применении колес с косыми либо криволинейными зубьями — до 40. Рекомендуемые параметры двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторов общего назначения приведены в табл. 7. Разбивка передаточного отношения произведена из условия равнопрочности зубчатых передач первой и второй ступени по поверхностной прочности зубьев.

Таблица 7. Разбивка передаточного числа двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторов

Произведение длины образующей начального конуса L на межцентровое расстояние А2 в мм

Ступени
редуктора

Общее передаточное число

6,3

8

10

12,5

16

20

25

31,5

40

Передаточные числа по ступеням

150X250

Первая

2,0

2,0

2,0

2,1

2,4

2,7

3,1

3,5

4,4

150x250

Вторая

3,2

4.0

5,0

6,0

6,7

7,4

8,1

9,0

9,0

200x300

Первая

2,0

2,0

2,3

2,6

2,9

3,3

3,7

4,1

4,6

200X300

Вторая

3,2

4,0

4,4

4,8

5,5

6,1

6,7

7,7

8,7

250x400

Первая

2,0

2,0

2,0

2,4

2,7

3,0

3,4

3,8

4,4

250x400

Вторая

3,2

4,0

5,0

5,2

5,9

6,7

7,3

8,3

9,0

300X450

Первая

2,0

2,0

2,3

2,6

2,9

3,3

3,7

4,1

4,6

300x450

Вторая

3,2

4,0

4,4

4,8

5,5

6,1

6,7

7,7

8,7

350x500

Первая

2,0

2,1

2,4

2,7

3,1

3,5

3,9

4,4

4,9

350x500

Вторая

3,2

3,8

4,2

4,6

5,2

5,7

6,4

7,2

8,2

400x600

Первая

2,0

2,0

2,3

2,6

2,9

3,3

3,7

4.1

4,6

400x600

Вторая

3,2

4,0

4.4

4,8

5,5

6,1

6,7

7,7

8,7

 

Трехступенчатые коническо-цилиндрические редукторы могут применяться при общих передаточных числах до 315 Разбивку передаточного числа по ступеням в редукторах общего назначения можно производить по табл. 8, где разбивка сделана исходя из условия одинаковой поверхностной прочности зубьев.
В конических и цилиндро-конических редукторах ведомый и ведущий валы могут быть расположены горизонтально и вертикально. Редукторы могут быть выполнены по развернутой либо по соосной схеме.

 

Таблица 8. Разбивка передаточного числа трехступенчатых коническо-цилиндрических редукторов

Произведение длины образующей начального конуса L на межцентровое расстояние второй ступени А2 и на межцентровое расстояние третьей ступени A3 в мм

Ступени
редуктора

Общее передаточное число

40

50

63

80

100

125

160

200

250

315

Передаточные числа по ступеням

100х 150x250

Первая

1,5

1,6

1,8

2,1

2,3

2,6

3,0

3,3

3,8

4,4

100X150X250

Вторая

3,6

3,9

4,2

4,5

4,9

5,4

5,9

6,8 1 7,3

8,0

100Х 150X250

Третья

7,5

8,0

8,3

8,5

8,9

9,0

9,0

9,0

9,0

9,0

150X200X300

Первая

2,2

2,4

2,7

9,0

3,3

3,6

3,9

4,3

4,7

5,1

150X200X300

Вторая

3,3

3,6

3,9

4,3

4,7

5,0

5,5

6,1

6,7

7,5

150x200x300

Третья

5,5

5,8

6,0

6,2

6,4

6,9

7,5

7,7

7,9

8,2

150X250X400

Первая

1,2

1,4

1,6

1,8

2,0

2,3

2,6

2,9

3,3

3,9

150X250X400

Вторая

4,3

4,5

4,9

5,4

5,9

6,3

7,0

7,8

8,4

9,0

150X250X400

Третья

7,7

8,0

8,1

8,2

8,5

8,6

8,8

8,9

9,0

9,0

200X300X450

Первая

1,7

1,9

2,2

2,4

2,7

3,0

3,3

3,6

4,0

4,4

200X300X450

Вторая

3,8

4,1

4,4

4,9

5,3

5,8

6,3

7,0

7,6

8,3

200X300X450

Третья

6,2

6,4

6,5

6,8

7,0

7,2

7,6

7,9

8,2

8,6

250X350X500

Первая

2,2

2,4

2,6

2,8

3,2

3,5

3,8

4,2

4,6

5,0

250X350X500

Вторая

3,6

3,9

4,3

4,8

5,1

5,6

6,3

7,0

7,5

8,2

250X350X500

Третья

5,0

5,3

5,6

5,9

6,2

6,4

6,7

6,8

7,2

7,7

250x400x600

Первая

1,6

1,8

2,0

2,2

2,5

2,8

3,1

3,4

3,8

4,3

250x400x600

Вторая

4,1

4,4

4,8

5,3

5,7

6,2

6,7

7,4

8,0

8,4

250x400x600

Третья

6,1

6,3

6,6

6,9

7,0

7,2

7,7

8,0

8,3

8,7

300x450x700

Первая

1,7

1,9

2,2

2,4

2,6

2,8

3,2

3,4

3,7

4,2

300x450x700

Вторая

3,7

4,0

4,2

4,7

5,1

5,9

6,5

7,2

8,2

8,6

300X450X700

Третья

6,4

6,6

6,8

7,1

7,5

7,6

7,7

8,2

8,3

8,7

355x500x800

Первая

1,9

2,0

2,2

2,5

2,8

3,1

3,4

3,7

4,1

4,6

355x500x800

Вторая

3,1

3,6

4,0

4,4

4,8

5,2

5,8

6,4

7,1

7,8

355X500X800

Третья

6,9

7,0

7,2

7,3

7,5

7,8

8,1

8,4

8,6

8,8

 

На Рис. 7 приведены кинематические схемы некоторых типов конических и цилиидро-конических редукторов общего назначения.
На Рис. 7,а представлена схема одноступенчатого конического редуктора. В коническом редукторе легко получить обратное направление вращения выходного вала. Для этого достаточно расположить зубчатое колесо с противоположной стороны конической шестерни. Часто этой особенностью пользуются при проектировании реверсивных конических редукторов. На Рис. 7.6 показана схема такого редуктора. В нем на тихоходном валу свободно посажены два зубчатых колеса, вращающихся в противоположные стороны. При переключении кулачковой муфты тихоходный вал будет изменять направление вращения.
В двухступенчатом коническо-цилиндрическом редукторе (Рис 7,в) оси быстроходного и тихоходного валов расположены в одной плоскости, т. е. вращение передается между пересекающимися валами. По такой схеме построено большинство коническо-цилиндрических редукторов. Однако двухступенчатый редуктор может иметь и перекрещивающиеся валы. На Рис. 7,г приведена схема коническо-цилиндрического редуктора, у которого оси ведущего и ведомого валов лежат в разных плоскостях.
В цилиндро-конических редукторах большой мощности коническую передачу рекомендуется использовать на первой ступени, так как большие конические колеса с высокой точностью нарезать затруднительно.
Правда, тихоходные конические колеса не так чувствительны к качеству изготовления и монтажа, и поэтому в редукторах средней мощности иногда применяют конические передачи на тихоходной ступени.
Трехступенчатые коническо-цилиндрические редукторы (Рис. 7,д) могут иметь схему, аналогичную двухступенчатым. Зубчатые колеса редуктора установлены на параллельных валах, лежащих в одной плоскости. Кроме того, трехступенчатый редуктор может служить для передачи вращения между перекрещивающимися валами. В этом случае оси ведущего и ведомого валов будут лежать в разных плоскостях.

Кинематические схемы конических редукторов общего назначения

Рис. 7. Кинематические схемы конических редукторов общего назначения


Промежуточная и тихоходная цилиндрические передачи трехступенчатого коническо-цилиндрического редуктора могут быть собраны по соосной схеме (Рис. 7,е). Такая схема применяется для уменьшения длины редуктора. Однако промежуточная ступень редуктора получается с большим запасом прочности вследствие одинакового межцентрового расстояния тихоходной и промежуточной ступени.
Все конические передачи требуют регулировки зацепления путем осевого смещения шестерни и колеса, что необходимо учитывать при конструировании подшипниковых узлов редуктора.
В целом конические редукторы более сложны и дороги и поэтому их применения следует избегать в тех случаях, когда конические передачи можно заменить цилиндрическими.

 

« НАЗАД


Мы всегда рады видеть у себя наших старых партнеров и ждем новых.


Доставка во все регионы России!



Источник: http://www.artesk.ru/reduktor_opisanie.html


Закрыть ... [X]

Управление психикой. Провокация невроза как Вышивки и схемы беседок

Действия ведомого в отношениях Всё о редукторе. Основные параметры. Статьи
Действия ведомого в отношениях Натали таролог - гадание на картах Таро
Действия ведомого в отношениях ГЕРОИ ВЕЛИКОЙ ОТЕЧЕСТВЕННОЙ ВОЙНЫ 1941
Действия ведомого в отношениях Повешенный
Действия ведомого в отношениях Бактус. Обсуждение на LiveInternet - Российский
Действия ведомого в отношениях Вечерние платья в Санкт-Петербурге от магазина Dream
Действия ведомого в отношениях Выкройки платьев, юбок, блузок. Как сшить самой модную
Действия ведомого в отношениях Значение тату оскал волка (голова волка фото, описание, история)
Действия ведомого в отношениях К чему снится Платье во сне по 90 сонникам! Если видишь
Купон со скидками и бонусами в парикмахерскую, акции на Маргарита Керн до и после пластики : фото Машинки для стрижки собак, машинки для стрижки животных Ответы : Как убрать прыщи с лица быстро в домашних Пластиковые таблички из оргстекла и ПВХ с надписями Поздравления с новорожденным мальчиком Романтическая свадьба что это Сайт о красивом почерке