Редукторы

1

1

Содержание

Введение

1. Цилиндрические редукторы

Двухступенчатые редукторы

Трехступенчатые редукторы

Безлюфтовые редукторы

Редукторы с встроенными фрикционными муфтами

2. Коническо-цилиндрические редукторы

3. Червячные и червячно-цилиндрические редукторы

4. Планетарные редукторы

5. Волновые редукторы

Заключение

Литература

Введение

Редуктором называется передача или сочетание передач, установленных в картере или вписанных в другой агрегат.

Редуктор служит для снижения (редуцирования) угловой скорости и повышения крутящего момента. Он является основной частью механического передающего устройства от двигателя к исполнительному механизму и входит в состав гидромеханических, электромеханических и других сложных передач.

В стране выпускается большое количество нормализованных редукторов общего применения - простых цилиндрических, планетарных, коническо-цилиндрических, червячных с цилиндрическим и глобоидным червяками и других.

Обоснованный выбор схемы редуктора, совершенствование его конструкции и расчета являются важнейшими задачами машиностроения, так как через них проходит большая часть вырабатываемой в стране энергии.

Схема редуктора и конструкция его элементов выбираются по передаточному числу, потребной мощности и числу оборотов с учетом компактности, условий эксплуатации, возможностей завода-изготовителя, надежности, технологичности, экономичности (долговечности, К.П.Д., металлоемкости, энергоемкости, удельной стоимости изготовления, ремонта и эксплуатации).

Технические требования, предъявляемые к редукторам общего назначения в соответствии с ГОСТ 16162-70, следующие:

1. Редукторы должны допускать применения в условиях:

- нагрузка постоянная, одного направления и реверсивная;

- работа постоянная и с периодическими остановками;

- вращение валов в любую сторону с числом оборотов до 3600 об/мин., а червячных редукторов и коническо-цилиндрических при б_т?315 мм- до 1800 об/мин., с окружной скоростью цилиндрических передач- до 20 м/сек., а конических- до 16 м/сек;

- температура внешней среды - от минус40 до плюс 50⁰C.

2. Редукторы должны допускать консольную радиальную нагрузку, приложенную в середине шейки тихоходного вала, не менее: для планетарных с передаточным числом U?12,5 и других одноступенчатых зубчатых редукторов P_т=40; для остальных редукторов Р_т=80, М_т в кг.м. Быстроходный вал должен допускать соединение с двигателем муфтой и клиноременной передачей.

3. Девяностопроцентный результат при длительной работе с постоянной нагрузкой должен быть не менее:

-для зубчатых редукторов 36000 ч.

-для червячных редукторов-20000 ч.

При других режимах работы срок службы должен быть не менее соответственно 10 и 15 календарных лет.

4. Зубчатые передачи редукторов должны изготавливаться не ниже степени точности 8-7-7Х. зубчатые колеса с диаметром больше 500 мм допускается со степенью точности 8Х.

Шероховатость рабочих поверхностей:

-червяков- не ниже 8-го класса чистоты;

-зубьев шестерен с модулем до 5 мм - 7-го класса чистоты с модулем свыше 5 мм не ниже 6-го класса чистоты;

-зубьев колес с модулем до 5 мм - 6 класса чистоты с модулем свыше 5 мм - не ниже 5-го класса чистоты.

5. Неуказанные предельные отклонения размеров: охватывающих - по А₇, охватываемым - по В₇, прочих ±1/2 допуска 7-го класса.

6. Непараллельность осей вращения валов относительно опорных плоскостей не должна превышать: при лапах, выполненных вместе с корпусом, не более 0,1 мм на длине 100 м, а при отъемных лапах не более 0,3 мм.

7. Наружная поверхность редуктора должна быть окрашена атмосферостойкой эмалью IV класса ГОСТ 9894-61. Головки маслоуказателей, заливной и спускной пробки должны быть окрашены в красный цвет.

8. Изготовитель обязан в течение 2 лет со дня пуска в эксплуатацию, но не более 3 лет со дня отгрузки редуктора с предприятия-изготовителя безвозмездно заменять или ремонтировать вышедшие из строя редукторы.



1. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ РЕДУКТОРЫ

Наиболее распространены как обладающие высокой несущей способностью и технологичностью, высоким К.П.Д. и более просты в эксплуатации.

Изготавливаются с прямыми, косыми и шевронными зубьями, а так же с зацеплением Новикова.

Прямозубые редукторы уступают место косозубым даже при окружных скоростях меньше 5 м/сек.

Косозубые (и шевронные) в зависимости от степени точности могут применяться во всем потребном диапазоне скоростей, а изготовление их не требует специального оборудования. Осевые усилия косозубой передачи могут быть устранены раздвоением передачи на две параллельные с разносторонним наклоном зуба. При этом нагрузка на валы будет равномерной благодаря симметричному расположению колес относительно опоры.

На цилиндрические передачи внешнего зацепления для редукторов и ускорителей, в том числе и комбинированных (коническо-цилиндрических, цилиндро-червячных и др.), выполненных в виде самостоятельных агрегатов, установлен ГОСТ 2185-66. Стандарт не распространяется на редукторы специального назначения (планетарные и др.). Для встроенных передач стандарт является рекомендуемым.

Межосевое расстояние б по ГОСТ 2185-66 должны соответствовать следующим:

Первый ряд	40 400	50 500	63 630	80 800	100 1000	125 1250	160 1600	200 2000	250 2500	315
Второй ряд	140 1400	180 1800	225 2240	280	355	450	560	710	900	1120

Каждый ряд геометрический со знаменателем 1,25 и округлениями. Только б=63 не оканчивается на 5 или 0.

Передаточные числа

Первый ряд	1,0	1,25	1,6	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0	6,3	8,0	10	12,5
Второй ряд	1,12	1,4	1,8	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	7,1	9,0	11,2

Это такие же геометрические ряды как и межосевое расстояние. Первый ряд межосевое расстояние и передаточных чисел предпочитать вторым.

Фактическое значение передаточных чисел U_ф не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при U?4,5 и на 4% при U>4,5.

Коэффициент ширины зубчатых колес составляют геометрический ряд, подобный U, но уменьшенный на 10. Для редукторов с прямыми и косыми зубьями наиболее часто берут ш=0,25+0,5, с шевронными ш=0,5+1,0, с раздвоенными ступенями - ш?0,315, а для коробок передач - ш=0,125+0,25. Величина ? округляется до ближайшего нормального линейного размера из ряда R_a20 по ГОСТ 6636-69.

Фактические значения общих передаточных чисел U_ф двух- и трехступенчатых редукторов не должны отличаться от номинальных более чем на 4%.

Для редукторов индивидуального производства, если стандартные значения б и U не обеспечивают лучшую компактность, вес и полное использование несущей способности каждой ступени, можно допускать отклонения.

Одноступенчатые редукторы.

В целях компактности и уменьшения веса передаточное число редуктора по схеме 1 рисунка 1 следует брать не больше 8. При специализированном производстве в качестве зубчатой передачи часто используется одна из зубчатых пар двухступенчатого редуктора.

Редукторы с внутренним зацеплением имеют меньшие размеры, меньшее относительное скольжение и удельное давление, но они сложнее в производстве и обычно имеют консольное расположение колес.

В редукторе по схеме 2 ступица колеса расположена внутри зубчатого венца, а колесо имеет двухстороннюю опору. Это возможно только при большом передаточном числе, так как необходимо размещать шестерню между ступицей и венцом колеса.

В редукторе по схеме 3 ведомый вал имеет одностороннюю опору, а ступица колеса вынесена за контур зубчатого венца, что увеличивает консоль.

Редуктор по схеме 4 имеет привод от двух двигателей.

Двухступенчатые редукторы

Двухступенчатые цилиндрические редуктора являются наиболее распространенными среди редукторов общего назначения.

В целях компактности и уменьшения веса передаточные числа двухступенчатых редукторов следует брать не более 50. При больших передаточных числах целесообразно перейти к трехступенчатой схеме.

Схема 1 рисунка 2 проста и широко распространена. Возможна унификация колес двух соседних типоразмеров редукторов, например, быстроходная пара одного редуктора может быть использована как тихоходная пара другого. Но расположение колес относительно опор несимметричное и нагрузка на подшипники не одинаковая, особенно для наиболее нагруженного ведомого вала, кроме того, увеличивается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Требуется большая жесткость валов. При применении косых зубьев возникают осевые силы, действующие на опоры. На колесах промежуточного вала для уменьшения осевой составляющей наклон зубьев должен быть одного направления.

Схеме 2 имеет раздвоенную быстроходную ступень и симметричное расположение колес относительно опор. Она удобна для косозубого зацепления быстроходной ступени, т.к. осевые усилия полностью уравновешиваются, а окружные равномерно распределяются по двум параллельным потокам благодаря возможным осевым перемещениям ведущего вала, который сам в параллельных зацеплениях равны. Тихоходная ступень может иметь прямые и шевронные зубья. При шевронном зацеплении один из валов должен иметь небольшое осевое перемещение. Раздвоение передачи применяются при тяжелых режимах работы редуктора. Недостаток симметричной схемы - несколько большие габариты и вес.

Схема 3 подобна схеме 2, но раздвоена тихоходная ступень. Уравновешивание осевых сил шевронного и косозубых зацепления и равные потоки мощности обеспечиваются некоторым осевым перемещением ведущего и ведомого валов.

Схема 4 является соосной, что уменьшает длину редуктора, но несколько увеличивает его ширину. Все же редуктор получается более компактный, а соосное расположение выходных валов облегчает установку редуктора при компоновке всего привода. Возможно одинаковое погружение в масляную ванну ведомых колес обеих ступеней. В таких схемах ведомый вал может выводиться только в одну сторону, противоположную стороне ведущего вала. Производство таких редукторов несколько сложнее, чем редукторов по развернутой схеме 1.

Схема 5 рисунка 3 является сосной вертикальной. Тихоходная ступень с внутренним зацеплением. Такая схема может обеспечить большее передаточное число, чем предыдущая.

Схема 6 соосная двухпоточная, что делает редуктор более компактным чем по схеме 4 и 5. Двухпоточная схема 6 должна выполныться с более высокой степенью точности, так как при значительных допускав на шаг зубьев невозможно обеспечить равномерное распределение потоков мощности. Редукторы общего применения обычно выполняются по 7 степени точности.

Схема 7 является сосной, двухпоточной, с равномерным распределением потоков мощности благодаря возможности осевого перемещения ведущего вала с раздвоенной шестерней, имеющей косые зубья равного направления, что уравновешивает осевые и выравнивает окружные усилия.

Схема 8 соосная, двух- и многопоточная, с выравниванием потоков мощности благодаря упругой связи с помощью тросиков между колесами промежуточных валов. Торсионы работают только на кручение. Введение упругой связи в силовую цепь каждого потока снижает динамичнве нагрузки и обеспечивает плавную работу редуктора. Конструкция и призводство такого редуктора сложнее.

Схема 9 рисунка 4вертикальная, соосная, трехпоточная, но может быть и с другим числом потоков. Картер редукторов выполняется без разъема туннельного типа. Сборка выполняется с левой стороны, закрываемой крышкой или фланцем электродвигателя.

Двухступенчатый редуктор по схеме 10 на рисунке 5 имеет привод от двигателей. Один поток мощности идет от шестерни Z₁ к колесу Z₂, а далее от шестерни Z₃ к ведомому колесу Z₄. Второй поток мощности идет от шестерни Z₁ к колесу Z₂ и от шестерни Z₃ к общему ведомому колесу Z₄. Такие редукторы выполняются шевронными для больших мощностей.

Специальный двухпоточнй редуктор по схеме 11 может обеспечить большое передаточное число (до 100). Поток мощности от шестерни Z₁ раздваивается по колесам Z₂ и через шестерни Z₃ складывается на колесе Z₄.

Трехступенчатые редукторы

Выполняются обычно с передаточными числами до 315. При больших числах целесообразно переходить к четырехступенчатым, которые наиболее часто выполняются с U=250+1500. Четырехступенчатые редукторы не стандартизированы.

Трехступенчатые редукторы общего назначения выполняются при специализированном производстве на базе двухступенчатых путем добавления одной ступени (чаще быстроходной). Это видно и по приведенным типичным схемам 1-4 на рисунке 6.

Все особенности схем отмечены при рассмотрении двухступенчатых редукторов. В схеме 1 и 2 имеющих последовательное и шахматное расположение пар момент лучше подводить со стороны более удаленной опоры, т.к. уменьшается концентрация нагрузки по длине зуба и создается некоторое торсионное действие вала. Схема 3 обеспечивает хорошее заполнение корпуса. Зазор между колесами и валами зависит от распределения передаточного числа между ступенями редуктора. Первая и третья ступень раздвоенные.

Схема 4 подобна схеме 3, но имеет раздвоенную вторую ступень.

Схема 5 смешанная, 2 и 4 валы сосны, а 1 и 3 не сосны.

Безлюфтовые редукторы

На рисунке 7 показана схема безлюфтового редуктора, который применяется в станках с цифровым программным управлением, в приборах и других механизмах, работа которых требует большой точности. Схема редуктора построена на принципе создания предварительного натяга, обеспечивающего взаимодействие зубьев только одной стороной профиля и без нарушения контакта. Предварительный натяг создается в замкнутом контуре, который состоит из двух симметрично расположенных полуконтуров. В замкнутом контуре появляется циркулирующая мощность, что увеличивает потери на трение на 3-10%, но величина К.П.Д. уменьшается незначительно. Принцип создания натяга и направления циркулирующей мощности при прямом и обратном вращении ясны из чертежа.

Редукторы с встроенными фрикционными муфтами.

На схемах 1 и 2 рисунка 8 показаны примеры применения встроенных фрикционных муфт.

На схеме 1 показана дисковая муфта, которая может ограничивать передаваемый момент или отключать редуктор. Регулировка силы, отжимающей муфту, производится гайкой 1, которая расположена снаружи редуктора.

На схеме 2 показана конусная муфта, ограничивающая передаваемый момент. Затяжка муфты регулируется гайкой 1, расположенной внутри картера.

Встроенные фрикционные муфты различных конструкций могут применяться во всех типах редукторов.

2. КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ РЕДУКТОРЫ

Конические передачи применяются в виде отдельных редукторов, но чаще входят в состав других смешанных коническо-цилиндрических редукторов.

Конические редукторы дороже цилиндрических, сложнее в изготовлении и монтаже. Несущая способность в них меньше, а вес и габариты больше. Конические пары в коническо-цилиндрических редукторах, передающих значительные мощности, лучше использовать для первой ступени редуктора, т.к. изготовление конических колес большого размера затруднено. Но следует помнить, что в тихоходной ступени редукторов небольшой мощности конические пары менее чувствительны к точности изготовления и монтажа.

Зубья конических передач могут быть прямыми, косыми и круговыми. Передачи с круговыми зубьями вытесняют другие. Специализированное производство редукторов предусматривает только передачи с круговым зубом. Такие редукторы могут передавать большие нагрузки, имеющие меньший шум, а нарезание зубьев может быть более производительным (непрерывный процесс резания).

При проектировании предусматривать регулировку конического зацепления перемещением обоих конических колес вдоль их осей.

При использовании прямозубых конических колес передаточное число не должно быть более трех, а окружная скорость не более 2-3 м/сек.

Гипоидные передачи обладают высокой долговечностью, плавностью работы и позволяют более удачно расположить опоры валов. Но они обладают большим скольжением и, следовательно, большим выделением тепла. Скольжение и выделяемое тепло требуют применения противозадирной смазки с прочной масляной пленкой (гипоидные смазки).

На конические передачи с углом пересечения 90⁰ для редукторов и ускорителей, в том числе и комбинированных, выполняемых в виде самостоятельных агрегатов, установлен ГОСТ12286-66. Стандарт не распространяется на редукторы специального назначения (автомобильные и другие).

Номинальные диаметры основания делительного конуса большого колеса d₂ должны соответствовать следующим: 50; (56); 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225); 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1125; 1400; 1600. Фактические значения диаметров не должны отличаться от номинальных более 3%.

Номенальные передаточные числа должны соответствовать рядам U цилиндрических передач до 6,3.

Значения второго ряда по возможности не применять. Отклонение фактического передаточного числа не более 3%. Рекомендуемые основные параметры приводятся в приложении к ГОСТ 12286-66.

На схеме 1 рисунка 9 представлен конический одноступенчатый редуктор, а на схеме 2 такой же, но реверсивный редуктор. Оба конические колеса сидят свободно на ведомом валу и соединяются с ним зубчатой муфтой. При включении разных колес ведомый вал вращается в разные стороны.

На схеме 3 рисунка 10 показан наиболее распространенный двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор, валы которого расположены в одной плоскости.

На схеме 4 показан такой же редуктор, но коническая шестерня имеет двухстороннюю опору.

На схеме 5 представлен двухступенчатый двухскоростной редуктор. При включении зубчатой муфты с одним из колес ведомый вал получает вращение с какой-то скоростью, а при включении с другим колесом вал вращается с другой скоростью.

На схеме 6 показан коническо-цилиндрический редуктор, передающий вращение на два ведомых вала, которые могут вращаться как с одинаковым, так и с различными числами оборотов (как показано на схеме). Это зависит от соотношения числа зубьев ведущих и ведомых цилиндрических колес. Такие редуктор применяются, например, как привод к двум параллельно расположенным ленточным конвейерам.

На схемах 7 и 8 рисунка11 показаны трехступенчатые коническо-цилиндрические редукторы с различной системой опор ведущего вала. Все валы редукторов расположены в одной плоскости. Возможно и другие расположения валов.

На схеме 9 показан компактный трехступенчатый редуктор, но более сложный в изготовлении. Этот редуктор имеет три вала вместо четырех у предыдущих схем. Направления спирали конического колеса и наклона зуба цилиндрического колеса блока, свободно сидящего на ведомом валу, должны быть подобраны исходя из минимальной осевой силы. То же для колес промежуточного вала.

На схеме 10 показан трехступенчатый редуктор, у которого цилиндрическая часть выполнена сосной, что уменьшает длину редуктора по сравнению со схемами 7 и 8.

На схеме 11 (рисунок 12) представлен вертикальный трехступенчатый коническо-цилиндрический редуктор, у которого цилиндрическая часть выполнена соосной.

На схеме 12 показан трехступенчатый коническо-цилиндрический редуктор, у которого первой ступенью является планетарный ряд, второй ступенью - коническая пара, а третьей - цилиндрическая простая передача. Электромотор может быть фланцевым и крепиться к картеру.

Далее возможны различные комбинации ступеней редуктора.

3. ЧЕРВЯЧНЫЕ И ЧЕРВЯЧНО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ РЕДУКТОРЫ

Червячные редукторы могут быть с цилиндрическим и глобоидным червяком или с вогнуто-выпуклым зацеплением.

Глобоидные все больше вытесняют передачи с цилиндрическим червяком, так как имеют больший К.П.Д., большую несущую способность и долговечность за счет многопарности зацепления и лучших условий смазки.

Главным недостатком червячных редукторов, особенно с цилиндрическим червяком, является очень низкий К.П.Д. из-за больших потерь на винтовое трение. Это ограничивает передаваемую мощность червячными редукторами. Выделение тепла в результате трения часто приводит к необходимости охлаждать редукторы.

Червячные редукторы могут быть самотормозящими. Это свойство используют в некоторых машинах, например, грузоподъемных и др. К.П.Д. самотормозящих редукторов ниже 0,5.

В смешанных редукторах червячную передачу лучше использовать в быстроходной ступени, что улучшает условия смазки, уменьшает коэффициент трения с увеличением относительных скоростей трущихся поверхностей и уменьшает износ.

Червяки редуктора могут иметь нижнее, верхнее и боковое (горизонтальное или вертикальное) расположение. Нижнее расположение червяка применяется при окружных скоростях до 5 м/сек. При больших скоростях и малой мощности применяют верхнее расположение червяка, что уменьшает потери на перемешивание масла. Смазка опор вертикального червяка затруднена.

Двухступенчатые червячное редукторы имеют низкий К.П.Д. и очень сложную сборку и регулировку, так как надо одновременно регулировать зацепление обеих передач. Двухступенчатые глобоидные редукторы по этой причине почти не возможно осуществить. Поэтому двухступенчатые силовые червячные редукторы применяют очень редко и только при крайней необходимости. Если надо увеличить передаточное число, то лучше применять комбинированные редукторы, у которых червячная передача сочетается с простой или планетарной цилиндрической, конической или другой зубчатой передачей.

На цилиндрические червячные передачи имеется ГОСТ 2144-66, где номенальные значения передаточных чисел U расположены по геометрическим рядам:

1 ряд	8	10	12,5	16	20	25	31,5	40	50	63	80
2 ряд	9	11,2	14	18	22,4	28	35,5	45	50	71

Фактическое передаточное число не должно отличаться от номенального более чем на 5%. Брать U<12,5 нецелесообразно. Межосевое расстояние б также расположены по геометрическим рядам, соответствующим рядам цилиндрических передач от б=40 до б=500 мм.

Рекомендуемые сочетания основных параметров зацепления приведены в ГОСТ и приложении к нему.

На глобоидные передачи имеется ГОСТ 9369-66, где номенальные передаточные числа и межосевые расстояния расположены по таким же геометрическим рядам в пределах U=10+90 и б=40+1600. Фактическое передаточное число не должно отличаться от номенального более чем на 4%. Рекомендованные значения основных элементов зацепления приведены в ГОСТ и приложении к нему.

Схемы некоторых червячных и червячно-цилиндрических редукторов с цилиндрическими и глобоидными червяками приведены ниже.

При сборке редуктора необходимо регулировать взаимное положение червяка и колеса. Если червяк цилиндрический, а межосевое расстояние в пределах допуска, то достаточно осевого перемещения колеса. При глобоидном червяке должен быть точно фиксирован от осевых смещений.

На схемах 1, 2 , 3 и 4 рис. 13 и 14 показаны червячные редукторы с нижним, верхним, боковым горизонтальным и боковым вертикальным расположением червяка.

На рисунке 15 представлена схема двухступенчатого червячно-зубчатого редуктора с верхним расположением червяка. Подобная схема может быть и с нижним расположением червяка.

На рисунке 16 показана схема двухступенчатого червячно-зубчатого редуктора, в которой червячная передача является тихоходной. Это снижает К.П.Д. передачи и увеличивает износ чеврячной пары. Особенно не выгодно такое расположение для глобоидной червячной передачи, так как лучшие условия смазки таких передач проявляются полностью только при высоких скоростях скольжения, например, н_ск>4 м/сек, а минимальное число зубьев должно быть не менее 35, чтобы нагрузку принимало не менее 4 зубьев. Эта схема пригодна для быстроходных двигателей.

На схеме 7 рисунка 17 приведен трехступенчатый червячно-зубчатый редуктор. Схема редуктора весьма компактна благодаря размещению блока червячное колесо-шестерня на ведомом валу редуктора. Это исключает промежуточный вал для размещения блока. Цилиндрическая часть редуктора сделана соосной.



На схеме 8 показан двухступенчатый червячно-планетарный редуктор. В этой схеме червячное колесо объединено с водилом планетарной передачи с двумя внешними зацеплениями. Передаточное число такого редуктора может быть очень большим, например, U=200000 и более, но К.П.Д. редуктора будет низким. При работе редуктора одно из солнечных колес б или б^I должно быть неподвижно.

4. ПЛАНЕТАРНЫЕ РЕДУКТОРЫ

Правильный выбор схемы планетарного редуктора и его удачная конструкция позволяют получить меньший вес и габариты, большие передаточные числа числа при малом числе колес, больший К.П.Д., легкость расположения внутри другого агрегата и другие преимущества по сравнению с простыми редукторами. Кроме того, планетарные редукторы имеют меньшие вибрации и шум благодаря большей симметрии сил, масс, жесткостей и меньшим габаритам колес, что уменьшает массы вращающихся деталей и погрешности изготовления. Уменьшение масс увеличивает собственные частоты и уменьшает шум.

В простых редукторах вибрации в зацеплении передаются через опорный подшипник на корпус редуктора и на раму. В планетарных редукторах эти подшипники почти не нагружены.

Во всех редукторах увеличение нагрузки сужает резонансную зону. С увеличением качества зубчатых колес, уменьшением их веса и размеров и увеличением нагрузки снижается виброактивность.

Изготовление планетарных редукторов на специализированных заводах имеет ту же или меньшую удельную себестоимость по сравнению с простыми, но больший К.П.Д. и меньший вес.

Схем планетарных редукторов может быть очень много. Рассмотрим несколько из них.

Одноступенчатые планетарных редукторы показаны на схемах 1-4 рисунка 18. Схема 3 аналогична схеме 2, но колеса б и с¹ раздвоены. Такие схемы применяются при передачи больших мощностей. Схема 4 применяется при работе с перерывами или при передачи небольшой мощности, так как К.П.Д. этой схемы ниже, чем у предыдущих и снижается с увеличением передаточного числа. Зубья любой из этих схем могут быть прямыми, косыми и шевронными (с составным эпициклом). Центральные колеса оба или одно часто делают плавающими. Правая схема редуктора имеет общий саттелит и специальную коррекцию зацепления.

Двухступенчатые планетарные редукторы показаны на схемах 5-7 рисунка 19. Эти схемы представляют последовательное соединение двух одинаковых или разных схем одноступенчатых редукторов и также могут быть с различными зубьями плавающими центральными колесами.

Схема 8 представляет замкнутый планетарный редуктор, в котором два элемента планетарного ряда 2 замкнуты простым рядом 1. Эти два ряда работают не последовательно, а параллельно, что дает новые кинематические и динамические свойства.

Схема 9 (рис. 20) представляет горизонтальный и вертикальный трехступенчатые планетарные редукторы. Каждая из этих схем последовательно объединяет в себе три передачи по схеме 1. У вертикального редуктора плавающими являются: колесо д₁; блоки ?₁-б₃ и н₂-б₃.

Любой двухступенчатый редуктор может быть объединен с любым одноступенчатым планетарным или простым и образует трехступенчатый редуктор.

На схемах 10-14 рисунков 21 и 22 представлены встроенные планетарные редукторы.

На схеме 11 одноступенчатый планетарный редуктор со сдвоенными сателлитами втсроен в корпус электромотора и образует с ним мотор-редуктор.

На схеме 12 двухступенчатый планетарный редуктор встроен в корпус электромотора и также образует с ним мотор-редуктор.

На схеме 13 двухступенчатый планетарный редуктор вместе с электромотором встроен в барабан и образует мотор-редуктор-барабан. Такой агрегат сокращенно называется мотор-барабан.

По такой схеме работает привод приемного конвеера экскаватора ЭР-25.

По схеме 14 одноступенчатый планетарный редуктор со свободным водилом вместе с электромотором встроен в барабан и также образует мотор-барабан., применяемый в грузоподъемный и дорожных машинах.

Примечание. В качестве встроенных могут применятся и простые редукторы, но размещать их внутри барабанов и колес значительно труднее или невозможно. Способность планетарных передач вписываться в другие агрегаты несравненно выше всех других механических передач.

Широко применяются планетарные редукторы, работающие от двух двигателей.

На схеме 15 рисунка 23 одноступенчатый планетарный редуктор имеет привод от электродвигателя 1 на солнечное колесо, а двигателя 2 на эпициклическое колесо.

На схеме 16 солнечное и эпициклическое колеса могут быть как ведущими, так и неподвижными, так червячные пары самотормозящиеся. Для повышения К.П.Д. червячные пары могут быть заменены зубчатыми, а необратимость осуществлять муфтами свободного хода или тормозами.

На схеме 17 показан комбинированный многопоточный суммирующий редукор. Такие редукторы применяются в тех случаях, когда необходима создаь большие моменты на ведомом валу (до 180000 кГм) как, например, в приводах конвертеров и рабочих клетей непрерывных литейно-прокатных агрегатов.

Передаточное число таких редукторов U=150+1500. Такая схема редуктора позволяет снизить вес и габариты по сравнению с простым однопоточным. Кроме того позволяет использовать быстроходные электродвигатели, что также уменьшает габариты привода.

Конечно, вместо такого комбинированного редуктора может быть создан один соосный планетарный редуктор, в котором мощность можно разветвлять по сателлитам так, что с увеличением крутящего момента от одного ряда к другому делать соответственно большее число сателлитов. Например, как показано на схеме 18 рисунка 24, где передаточное число может быть до 1200, а К.П.Д. 0,85-0,9.

Если редуктор работает редко и К.П.Д. не играет большой роли, то может быть применена схема 19, где передаточное число может быть до 1500, а К.П.Д. 0,7-0,78.

Возможны и другие схемы планетарных редукторов, заменяющие сложную комбинированную схему. Для уменьшения габаритов зубья планетарных редукторов могут быть шевронными. Тогда эпициклические колеса надо делать составными, по полушеврону в каждой половине.

На рисунке 25 схеме 20 приведен вписанный в барабан планетарный редуктор со сводным и плавающим водилом. Эта схема подобна схеме редуктора лебедки подъема стрелы экскаватора Э-6516 и схемам других редукторов отечественным экскаваторов. Передаточное число такого редуктора определяется по любым двум уравнениям кинематики, связывающим три звена передачи, из трех записанных уравнений.

; .

; .

; .

Например, из первых двух

Передаточное число этого редуктора связано с передаточным числом редуктора по схеме 4 уравнением (при одинаковых числах зубьев) и может быть определено одно через другое.

Если К¹ стремится к единице, то передаточное число такого редуктора может возрастать до больших величин, но за счет снижения К.П.Д.

Обоснованные значения U=25+350 для силовых передач, но в редукторах с U>200 желательна коррекция зацепления с целью уменьшения числа зубьев и габаритов передачи.

На схеме 21 показан мотор-редуктор с вертикальным смешанным двухступенчатым редуктором, первая ступень которого является обычной передачей с неподвижными осями, а вторая ступень - планетарная.

На схеме 22 рисунка 26 приведен мотор-редуктор, планетарная передача которого со свободным водилом и плавающими эпициклическими колесами.

На схеме 23 приведен мотор- редуктор, планетарная передача которого вписана в барабан. Эта схема подобна схеме мотор-редуктор привода главной лебедки экскаватора Э-6516. Планетарная передача замкнутая с остановленным водилом второго ряда. Передаточное число определяется обычным методом

; .

Из второго уравнения

Блок-водило первого ряда и солнечное колесо второго ряда - плавающий в отличие от схемы редуктора 10 на рисунке 21.

При выключении дискового тормоза барабан может свободно вращаться (для разматывания каната).



На рисунке 27 приведены смешанные схемы редукторов. На схеме 24 показан обычный цилиндрический редуктор с встроенной планетарной передачей. В этом редукторе движение от ведущего вала 1, при остановленном вале 2 (n_д=0) передается на солнечное колесо б, от него через сателлиты С на водило Н и через колеса ж и з на ведомый вал 3 или от вала 1, при остановленном вале 3 (n_н=0), на солнечное колесо, а от него через сателлиты и колеса д и е на ведомый вал 2. В этом случае планетарная передача превращается в обычную цилиндрическую передачу, а сателлиты в паразитные колеса. Число оборотов ведомых валов зависит от передаточного числа в каждой ветви от солнечного колеса к валам 2 и 3.

На схеме 25 приведен смешанный вертикальный редуктор, состоящий из обычной конической и планетарной цилиндрической передач. Работа редуктора очевидна из схемы.

На рисунке 28 приведена схема смешанного редуктора, состоящего из цилиндрического дифференциала и обычного двухступенчатого цилиндрического редуктора. Привод к редуктору от двух электродвигателей.

Возможны следующие варианты работы редуктора:

1) При включении тормоза Т₂ движение передается от электродвигателя 1 на солнечное колесо б, сателлит с, сателлит с¹ и водило н, а от него через обычные передачи на ведомый вал.

2) При включении тормоза Т₁ движение передается от двигателя 2 на солнечное колесо б¹, сателлит с¹, сателлит с и водило н, а от него через обычные передачи на ведомый вал.

3) Если оба двигателя работают одновременно, то в зависимости от направления вращения их валов скорость на водиле, а следовательно, и на ведомом валу может складываться или вычитаться, т.е. можно получить еще две скорости вращения тихоходного вала. Таким образом редуктор может работать как скоростная коробка передач.

На рисунке 29 приведена схема червячно-конического редуктора с приводом от двух двигателей. Возможны четыре скорости вращения ведомого вала в зависимости от вращения того или другого двигателя или при их совместной работе и одинаковом или противоположном направления вращения валов двигателя, а также в зависимости от числа оборотов валов двигателей и передаточных чисел червячных передач.

На рисунке 30 приведена схема бипланетарного редуктора. Применение редукторов по такой схеме рационально в диапазоне передаточных чисел от 40 до 90

Такая схема передачи получается, если в планетарной передаче со сдвоенными сателлитами вместо общего блока сателлитов сс¹ ввести планетарную связь между сателлитами с¹ и с. Передаточное число этой связи и является сомножителем второго члена выражения , т.е. вместо для планетарной передачи со сдвоенными сателлитами входит . В этом случае сателлит С¹¹ вращается одновременно относительно трех осей. Отсюда и название передачи - бипланетарная.

Имеют применение и трипланетарная передачи.

На рисунках 31 и 32 показаны примеры применения плавающих элементов передач как одно из наиболее распространенных конструктивных мероприятий в редукторостроении для более равномерного распределения нагрузки по сателлитам.

В редукторе по схеме б (рисунок 31) плавающим является солнечное колесо, так как оно соединено с ведущим валом с помощью зубчатой муфты. Лучшая равномерность распределения нагрузки получается при трех сателлитах.

В редукторах по схеме б применено водило с двойной и одинарной зубчатой муфтой, соединяющей водило с ведомым валом. Лучшее выравнивание при двухрядном зубчатом соединении. Но с водилом связаны наибольшие массы, участвующие в самоустанавливании, и наибольший передаваемый момент. Поэтому плавающее водило дает меньший эффект.

В схемах в, г и д применено плавающее эпициклическое колесо с однорядным и двухрядным зубчатым соединением, связывающим эпицикл с картером.

В редукторе по схеме а, б и в (рисунок 32) плавающими являются оба центральных колеса, а по схеме г применены резино-металлические сателлиты, каждый из которых может самоустанавливаться не зависимо от других. При этом снижаются динамические нагрузки, шум и неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

В схемах д и е солнечное колесо самоустанавливается за счет прогиба вала. Схема е не дает перекосов в зубчатом зацеплении.

В схеме ж использован принцип податливого обода эпициклического колеса, в отличие от жесткой запрессовки его в картер.

5. ВОЛНОВЫЕ РЕДУКТОРЫ.

Одним из эффективных путей повышения несущей способности и точности работы зубчатых передач является увеличение числа зубьев, одновременно находящихся в зацеплении. Этот путь привел к многопоточным простым, а затем и планетарным передачам, а далее к планетарным передачам с гибким сателлитом. Планетарные передачи с гибким сателлитом известны под названием волновых передач. В волновых передачах благодаря облегчению в зоне зацепления гибким колесом сопряженного с ним жесткого колеса число контактирующих зубьев может быть доведено до 25% (40%) от общего числа зубьев колеса, а передаточное число может быть очень большим.

Кроме этих основных особенностей волновые передачи имеют и другие характерные свойства:

1) равномерное распределение износа, малую скорость скольжения зубьев только одной стороной и только в одном направлении при входе в зацепление и в другом направлении при входе, хорошие условия смазки, бесшумность работы.

2) большую площадь контактов зубьев и низкие удельные давления, так как точечный и линейный контакт почти исключаются, напряжения срезов зубьев малы.

3) высокий К.П.Д. при больших передаточных числах, так как с увеличением передаточного числа К.П.Д. снижается в меньшей степени, чем у обычных зубчатых передач, неограниченный выбор больших передаточных чисел изменяя числа зубьев и волн и применяя планетарные генераторы волн.

4) малые габариты и вес редуктора, удобство встраивать в другие агрегаты.

5) не требуется точность межцентрового расстояния, малое влияние радиального биения колес и ошибки в профиле зуба.

6) снижаются динамические нагрузки в передаче и всего привода за счет крутильной податливости гибкого колеса при пусках, торможении и других случаях динамического приложения нагрузки.

На рисунках 33 и 34 показаны принцип работы волновой передачи и ее основные элементы: генератор волн Н-водило с двумя роликами; жесткое колесо Ж с внутренними зубьями, гибкое колесо Г с наружными зубьями.

Ролики генератора волн деформируют гибкое колесо и вводят зубья в зацепление по большой оси овала (эллипса) и полностью выводятся из зацепления по меньшей оси.

Движение передается за счет бегущей волны деформации гибкого колеса. Отсюда и название передачи - волновая.

Три основных элемента передачи - Н, Ж и Г - дифференциально связаны между собой и каждое из них может быть ведущим или ведомым. В редукторах ведущим является генератор волн (водило Н), а из двух других элементов передачи один является неподвижным, а второй - ведомым.

В точном соответствии с методами кинематического анализа планетарных передач можем получить основное уравнение кинематики волновой передачи

; .

Если неподвижное жесткое колесо (n_ж=0), то гибкое колесо будет вращаться в сторону, противоположную вращению генератора. За один оборот генератора гибкое колесо повернется на угол, равный Z_ж-Z_г угловых шагов.

Передаточное число, как видно из основного уравнения кинематики, будет:

Как видим, кинематика волновой передачи и методы ее анализа аналогичны кинематики и методам анализа трехзвенной планетарно-кривошипной передачи.

Метод инверсии планетарных передач полностью применим и к волновым. В самом деле, передаточные числа какой-то волновой передачи и передачи, полученной от нее переменой мест ведомого и неподвижного элементов, связаны зависимостью:

Строящиеся одноступенчатые волновые редукторы имеют передаточное число, в большинстве случаев лежащее в пределах 80?U?400. К.П.Д. таких редукторов обычно равен 0,9-0,85.

Если число зубьев волновой передачи стремится к бесконечности, то высота зубьев стремится к нулю, а передача к фиксированной.

Наиболее распространенные двухволновые передачи, но могут быть и передачи и с другим числом волн. Обычно волновые передачи применяют как понижающие (редукторы), так и повышающие (ускорители).

Генераторы волн могут быть механическими, гидромеханическими и другими.

Общее уравнение кинематики как и в планетарной передаче с двумя внутренними зацеплениями будет:

Плунжерные редукторы характеризуются плавностью работы, компактностью, малым весом, небольшим шумом.

Если остановить ротор, то за один поворот эксцентрика колесо повернется на один зуб . Знак «плюс» ставится, когда эксцентрик и колесо вращаются в одном направлении, а знак «минус» - когда в противоположных направлениях.

Если неподвижные колеса, то:

Наиболее приемлемые значения передаточных чисел =20+80, т.к. при значениях передаточного числа больше 80 затрудняется размещение плунжеров, а при значениях меньше 20, получается большой эксцентрицитет.

Обычно число зубьев нечетное (от 21 до 79).

Число плунжеров , n-число рядов.

Чаще, при неподвижном роторе, делают вращение колеса в обратном направлении, тогда во всех формулах принимается верхний знак.

Заключение

В наше время редукторы являются важнейшей частью машиностроения. Поэтому в работе я постаралась дать максимальное описание некоторых видов редукторов, которые дают возможность оценить целесообразность того или иного вида передачи движения, могут указать возможность пути построения более сложных схем или дают начальное представление о создании оптимальных вариантов схем. В работе так же приведены технические требования к редукторам общего назначения в соответствии с ГОСТами.

Литература

· Эрдеди А.А «Детали машин»: учебник для студентов сред. проф. образования /А.А. Эрдеди, Н.А. Эрдеди.-3-е изд., исправл. И доп.- М.: Издательский центр «Академия»,2003.

· Малиновский А.Н. «Редукторы и коробки передач»; Москва 1974 г.