19 stycznia 2019


Współczesne programy CAD pozwalają wesprzeć obliczenia i projektowanie przekładni zębatych i ich układów smarowania i chłodzenia. Dobrze jest jednak dla pewności obliczeń posiadać metody weryfikacji uzyskanych rezultatów. W artykule zaproponowano pewną metodykę postępowania w oparciu o niemal czterdziestoletnie doświadczenie autora (głównie w obszarze przekładni górniczych, samochodowych, czołgowych i badawczych, oraz epizodycznie – przekładni do napędu kolei linowych i obrabiarkowych) i dostępną literaturę przedmiotu. Liczne wzory w tym opracowaniu są raczej natury empirycznej, a zatem nie stanowią prawdy absolutnej. Z całą pewnością nie odnoszą się one do wszystkich możliwych przypadków. Zatem uzyskane za ich pomocą wyniki należy traktować z pewnym dystansem jako pierwsze przybliżenie. Dla specjalistów niniejsze opracowanie będzie, jak sądzę, interesujące, ponieważ zawsze ciekawi nas (konstruktorów) jak w naszej dziedzinie coś robią inni. Jeśli zaś czytelnikiem jest mniej doświadczony konstruktor, który musi zaprojektować swoją pierwszą przekładnię i rozwiązać problem jej smarowania i chłodzenia, to mam nadzieję, że przychodzę mu z pomocą.

Jerzy Mydlarz

Konstruktor już na etapie tworzenia założeń powinien dokonać wyboru sposobu smarowania, chłodzenia i odpowietrzania przekładni.

smarowanie przekladni

Smarowanie zanurzeniowe i chłodzenie naturalne
Takie rozwiązanie jest najpowszechniej stosowane z powodu prostoty i niskich kosztów wytworzenia przekładni. Główne elementy układu smarowania przekładni pokazano na rysunku 1.
Akronim BHP na rysunku 1 ma przypomnieć konstruktorowi o konieczności takiego ukształtowania korpusu przekładni, aby osoba nie była w stanie dotknąć wirujących elementów.
Korpus przekładni jest wypełniony olejem, tak by duże koło lub koła były w nim zanurzone na głębokość h.
h = (1÷6)m > 10 mm      dla m < 20        [1]
h = m     dla m > 20
gdzie m jest modułem koła.

1
Rys. 1

Przykład 1
Określić głębokość zanurzenia dużego koła przekładni jednostopniowej o module uzębienia m = 3,5 i dobrać wskaźnik poziomu.
Minimalne zanurzenie oleju wynosi 10 mm. Maksymalne zanurzenie wyznaczono ze wzoru [1].
6 · 3,5 = 21 mm
Handlowy wskaźnik powinien mieć rozstaw linii minimalnego i maksymalnego stanu oleju w odległości ok. 11 mm.
Jeżeli rozpiętość poziomów oleju jest duża, można zastosować wskaźnik rurkowy lub bagnetowy. Stosowanie wskaźników bagnetowych jest zalecane tylko w wyjątkowych sytuacjach, gdyż wymagają one – w czasie sprawdzania poziomu oleju – zachowania czystości (co nie zawsze jest możliwe) i wykonania wielu czynności w celu sprawdzenia poziomu oleju, a ponadto każda taka operacja i tak grozi zanieczyszczeniem oleju.

W przekładniach dwustopniowych jednym z możliwych rozwiązań jest zastosowanie koła jałowego (w stopniu nie mającym kontaktu z lustrem oleju), służącego jedynie do podawania oleju w strefę zazębienia. Rozwiązanie takie przedstawiono na rysunku 2.

2
Rys. 2


Innym rozwiązaniem jest takie ukształtowanie korpusu, aby duże koła obu stopni były zanurzone w oleju. Olej do górnej misy olejowej jest podawany przez duże koło drugiego stopnia. Rozwiązanie takie przedstawiono na rysunku 3.

3
Rys. 3

W literaturze można znaleźć wiele różnych rozwiań dla tego typu układu smarowania.
Zalety smarowania zanurzeniowego:

  • prostota postaci konstrukcyjnej,
  • niskie koszty.

Wady:

  • duży zbiornik oleju jako chłodnica i osadnik zanieczyszczeń,
  • konieczność specjalnego ukształtowania odpływu w celu wymywania zanieczyszczeń przy wymianie oleju,
  • duże rozmiary przykładni i znaczna masa.

Prędkość obwodowa kół zębatych wpływa na sposób ich smarowania. Dla przekładni wielostopniowych prędkość obwodową V0 przyjmuje się jako:

  • prędkość obwodową stopnia wolnobieżnego (dla przekładni dwustopniowych);
  • średnią prędkość obwodową 2-go i 3-go stopnia (dla przekładni trzystopniowych);

Dla większej ilości stopni nie podaje się podobnych zaleceń. Jednym z rozwiązań jest stosowanie wówczas smarowania ciśnieniowego.
W przypadku zastosowania smarowania zanurzeniowego przyjmuje się wg norm niemieckich [1] następujące wartości granicznej prędkości obwodowej:

  • dla przekładni stożkowych lub stożkowo-walcowych V0 = 8 m/s, a przy zastosowaniu specjalnych środków konstrukcyjnych V0 = 12 m/s;
  • dla przekładni walcowych V0 = 12 m/s, a przy zastosowaniu specjalnych środków konstrukcyjnych V0 = 20 m/s.

Przekraczanie zaleconych wartości może spowodować odrzucanie oleju z kół przez siłę odśrodkową, zanim zostanie on dostarczony do strefy zazębienia. Drugim istotnym aspektem są straty energii związane z mieszaniem oleju, które pogarszają sprawność przekładni i podnoszą jej temperaturę pracy.
W literaturze [1] można również spotkać zalecenia dotyczące wyboru dolnej granicy prędkości obwodowej V0 przy smarowaniu zanurzeniowym. Według literatury rosyjskiej należy przyjmować:
V0 min = 1,25 m/s – przy średnicy koła „pompującego” do 300 mm,
V0 min = 1,75 m/s – przy średnicy koła „pompującego” do 600 mm,
V0 min = 2,50 m/s – przy średnicy koła „pompującego” do 1200 mm.
Ograniczenia te przyjęto biorąc pod uwagę przede wszystkim czas, w którym olej może spłynąć z koła „pompującego” zanim zostanie dostarczony do zazębienia. O wyborze rodzaju smarowania mogą decydować także inne względy niż prędkość obwodowa. Przykładowo, zastosowanie w przekładni łożysk ślizgowych wymagających smarowania ciśnieniowego może rzutować na wybór sposobu smarowania całej przekładni.
Ilość oleju w przekładni z chłodzeniem naturalnym dobiera się tak, aby na 1 kW mocy przenoszonej przypadało 0,3-0,6 litra (dm3) oleju. Podana zależność nie dotyczy przekładni pojazdów samochodowych, ponieważ dzięki ruchowi pojazdu są one bardzo dobrze chłodzone, zatem ilość środka smarnego może tam być mniejsza.
Olej w przekładniach ogólnego przeznaczenia odparowuje przez układ odpowietrzania przekładni, ulega przemianom fizycznym i chemicznym oraz wyciekom. Skutkiem tych zjawisk są jego ubytki.
Zużycie oleju w przekładniach o smarowaniu zanurzeniowym podano w tabeli 1.

tab1
Tab. 1[2]

Smarowanie zanurzeniowe i chłodzenie sztuczne
Powszechnie stosowanym rozwiązaniem jest układ smarowania zanurzeniowego
i chłodzenia sztucznego przedstawiony na rysunku 4.

4
Rys. 4


Zalety i wady odniesiono do poprzedniego rozwiązania.
Zalety:

  • mniejsza przekładnia,
  • mniejsza ilość oleju,
  • większa trwałość oleju,
  • mniejsze koszty oleju.

Wady:

  • konieczność zbudowania układu chłodzenia w przekładni i poza nią,
  • wyższe koszty przekładni.

Smarowanie obiegowe i chłodzenie sztuczne
Na rysunku 5 pokazano szkic przekładni ze smarowaniem obiegowym i chłodzeniem sztucznym. Zalety i wady odniesiono do poprzedniego rozwiązania.
Zalety:

  • jeszcze mniejsza przekładnia,
  • mniejsza ilość oleju,
  • większa trwałość oleju,
  • mniejsze koszty oleju.

Wady:

  • konieczność zbudowania układu chłodzenia w przekładni i poza nią,
  • konieczność zbudowania układu smarowania w przekładni i poza nią,
  • jeszcze wyższe koszty przekładni.

Przykład zmniejszenia ilości oleju w układzie smarowania, jako rezultat postaci konstrukcyjnej:  czołg PT 91 – o mocy silnika 1000 KM wymagałby zgodnie z podaną zależnością dla przekładni smarowanych zanurzeniowo i chłodzonych naturalnie: 1000 KM ≈ 735 kW · (0,3-0,6) l = 220,5-441 l.
W rzeczywistości pojemność układu smarowania natryskowego z chłodzeniem sztucznym wynosi 57 l.

Czytaj także:

Metody wykorzystania korpusów form Metody wykorzystania korpusów form
Projektowanie konstrukcji formy wtryskowej jest procesem bardzo złożonym. Cały przebieg prac, jakie...
Smarowanie i chłodzenie przekładni zębatych; cz. 4; Wyznaczanie przekrojów przewodów doprowadzających i odprowadzających olej, dobór oleju i podsumowanie Smarowanie i chłodzenie przekładni zębatych; cz. 4; Wyznaczanie przekrojów przewodów doprowadzających i odprowadzających olej, dobór oleju i podsumowanie
W układach smarowania przekładni i w przeprowadzonych dalej obliczeniach zakłada się, że mamy do...
Czynniki powodujące awarie łożysk; Zapobieganie najczęstszym przyczynom uszkodzeń łożysk Czynniki powodujące awarie łożysk; Zapobieganie najczęstszym przyczynom uszkodzeń łożysk
Russell Folger, Jerry Rhodes, David Novak Czynniki powodujące awarie łożysk to takie, które przyczyniaj...
Optymalizacja masy konstrukcji Optymalizacja masy konstrukcji
Podczas tworzenia konstrukcji, oprócz aspektów wizualizacyjnych i użytkowych, bierze się pod uwagę r...