DSCN0560

154 4. Smarowanie przekładni zębatych

Współczynnik tarcia mieszanego trących par stalowych jest bardzo niestabilny i stosunkowo jeszcze mało przebadany. W podręcznikach zaleca się, aby przyjmować p są 0,05 +0,08, u w niektórych przypadkach przekładni otwartych nuwet do 0,14. Wobec dużych rozbieżności danych z literatury i badań obcych może zachodzić potrzeba przeprowadzenia badań własnych np. na odwzorowaniach krążkowych. Wyniki badań przeprowadzonych na maszynie krążkowej podane są na wykresie na rys. 4.11.

154 4. Smarowanie przekładni zębatych

stal 16 HO olojTransol 40 i-, *    » 10.41 rn/s

W, - V, - X47mA

^P.

---■a'""*

o.os

•000    10000    12000    14000    16000    16000    20000

nacisk obliczeniowy, doN/cm^ł

Rys. 4.11. Zależność współczynnika tarcia od nacisku Hertza i chropowatości powierzchni (badania na maszynie krążkowej [48], Linia ciągła dla R. «■ 5 pm, linia przerywana dla R, =» 1,25 pm, p, - zatarcie

krążków

Jak można zauważyć, współczynnik tarcia tylko nieznacznie zmienia się z obciążeniem, uzyskując w pewnym zakresie nacisków minimum.

W zależności od chropowatości powierzchni badanych krążków na maszynie krążkowej, wartość współczynnika tarcia zmienia się w zakresie 0,0655 +0,074 przy chropowatości R_a =45 pm oraz w zakresie 0,052 +0,063 — przy chropowatości R_t = 1,25 pm.

Odpowiednie wartości wyznaczone na trybomeirze Amslera przy prędkości obrotowej nominalnej n = 400 obr/min wyniosły [48]: p = 0,076 +0,0825 przy R, = 5 pm, p = 0,073 +0,077 przy R« = 1,25 pm, p = 0.0694 +0,075 przy R_a = 0,32 pm. oraz przy n = 200 obr/min:

p = 0,090 +0,095 przy R_a = 5 pm, p = 0,087 +0,090 przy R, = 1.25 pm. p = 0,0825 +0,0875 przy R, = 0,32 pm.

Interesująca konstruktora sprawność całkowita jednostopniowej przekładni zębatej jest iloczynem sprawności łożyskowania pierwszego wałka //, i drugiego tj_a oraz sprawności zazębienia tj, i sprawności smarowania rj_t:    i

n ni n*nr    (⁴¹⁹«)

W przypadku przekładni wielostopniowej sprawności częściowe we wzorze (4.19)

Mn odpowiednio powtórzone według ogólnej zasady wyznaczania sprawności mechanicznej mechanizmów Liczonych szeregowo. W przypadku stosowania łożysk tocznych sprawność łożyskowania jednego wałka jest duża i można ją przyjmować w zakresie ij, = 0.990 --0,995, a nawet większa.

Sprawność mechaniczna smarowania jest trudno obliczyć, gdyż zależy ona od wielu czynników, m in. od głębokości zanurzenia kola, jego prędkości obwodowej, szerokości zanurzonego wieńca zębatego i lepkości oleju. Straty energii na rozbryzg oleju są wyznaczane najczęściej doświadczalnie. Właśnie opierając się na eksperymencie ustalono wzór do przybliżonego obliczenia strat mocy przy smarowaniu zanurzeniowo-rozbryzgowym:

P, = 0,368 fcWi»^3/2 kW,    (4.20)

gdzie b jest szerokością wieńca zębatego (w m), H - głębokością zanurzenia koła (w m), u t» - prędkością obwodowa zanurzonego kola (w m/s). Wzór ten uwzględnia pośrednio, poprzez stała 0,368, lepkość mieszanego i rozbryzgiwanego oleju, jednak zauważono, że przy małych prędkościach obwodowych kola straty mocy P_s wzrastają nieco ze wzrostem lepkości, przy większych zaś prędkościach wpływ lepkości oleju jest odwrotny. Sprawność mechaniczna smarowania szacuje się w przybliżeniu na 0,990-r0,995.

Całkowita energia tarcia zamienia się w ciepło i powinna być odprowadzona przez przekładnię do otoczenia. Naturalnie, wiąże się to z przyrostem temperatury przekładni ponad temperaturę otoczeniu, który możemy obliczyć z bilansu cieplnego. Temperatura kąpieli olejowej nie powinna przekroczyć temperatury dopuszczalnej, zalecanej zwykle w zakresie 60t80°C. Należy się liczyć z tym, że temperatura filmu olejowego w zazębieniu będzie wyższa o około 15 -r50C, w zależności od prędkości obrotowej i obciążenia przekładni. Przegrzanie przekładni ponad temperaturę dopuszczalną zmniejsza skuteczność smarowania i może doprowadzić do zatarcia przekładni.

W przekładniach ciężkich, stosowanych np. w górnictwie i energetyce, na ogól nie zachodzi niebezpieczeństwo ich przegrzania. Krótkotrwały wzrost temperatury w początkowym okresie docierania powinien być kontrolowany, a obciążenie odpowiednio stopniowane, aby nie dopuścić do uszkodzenia przekładni. Niebezpieczeństwo zatarcia uzębienia występuje bowiem najbardziej w początkowej fazie pracy przekładni, przed jej dotarciem.

Do obliczania kól zębatych na zatarcie podawane są w literaturze technicznej liczne wzory, w których przyjmowane są różne kryteria. Jedne opierają się na obliczaniu grubości filmu olejowego na podstawie hydrodynamicznej teorii smarowania i porównywaniu jej z sumą nierówności chropowatości powierzchni, inne -na jednostkowej pracy tarcia, która ma być mniejsza od wartości dopuszczalnej, a pewna grupa wzorów opiera się na obliczaniu chwilowej temperatury tarcia według teorii wyjściowej Bloka i porównywaniu jej z wartością dopuszczalną, wyznaczoną eksperymentalnie dla określonych zestawów materiałów kół zębatych i olejów (patrz pkt 5.4).