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.

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
	Высокоточные передачи			0,99	Скоростные передачи с большими нагрузками, передачи с точной согласованностью вращения
	Точные передачи			0,98	Передачи, работающие с повышенными скоростями и умеренными нагрузками и наоборот
	Передачи средней точности			0,96	Передачи общего назначения, не требующие особой точности
	Передачи пониженной точности			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,

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 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.

Дата добавления: 2015-07-20