Wybór sposobu smarowania i chłodzenia przekładni zębatych

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.

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

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.

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.

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.

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:

V_{0 min} = 1,25 m/s – przy średnicy koła „pompującego” do 300 mm,

V_{0 min} = 1,75 m/s – przy średnicy koła „pompującego” do 600 mm,

V_{0 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.

Smarowanie zanurzeniowe i chłodzenie sztuczne

Powszechnie stosowanym rozwiązaniem jest układ smarowania zanurzeniowego i chłodzenia sztucznego przedstawiony na rysunku 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.

Smarowanie i chłodzenie przekładni obiegowych

Cechą szczególną przekładni obiegowych jest większa gęstość mocy w porównaniu z przekładniami zwykłymi. W wyniku mniejszych wymiarów przekładni planetarnych, w porównaniu z przekładniami o osiach stałych, przenoszącymi taką samą moc, przekładnie te wymagają mniejszych ilości oleju. Różnice te wynoszą od 50 do 70%. Mniejsza ilość oleju może spowodować jego szybsze zużycie, co konstruktor powinien wziąć pod uwagę określając okresowe wymiany oleju. Zmniejszenie wymiarów przekładni zmniejsza powierzchnię wypromieniowania ciepła i może spowodować konieczność wprowadzenia chłodzenia sztucznego.

Symetryczność korpusu umożliwia zamocowanie układu chłodzenie alternatywnie po obu stronach zębnika. Takie rozwiązanie zapewnia montaż przekładni jako prawej lub lewej. Ta cecha jest istotna w stosowaniu przekładni do napędu przenośników.

W przekładniach obiegowych bez stopnia stożkowego stosuje się układy chłodzenia wymuszonego w postaci płaszcza wodnego, okalającego okrągły korpus przekładni. Szkic rozwiązanie z zewnętrznym chłodzeniem wymuszonym pokazano na rysunku 7.

Oprócz oleju chłodzony jest korpus na całym obwodzie. Jest to rozwiązanie skuteczne, choć obarczone pewnymi wadami natury technologicznej. Wynikają one z tego, że materiał koła pierścieniowego tj. stal stopowa do ulepszania cieplnego, nie jest materiałem dobrze spawalnym. Istnieje również obawa odpuszczenia uzębienia w kole pierścieniowym i zagrożenie deformacji całego koła pod wpływem naprężeń spawalniczych. Przed wszystkimi tymi zagrożeniami można się zabezpieczyć, lecz podnosi to koszty wytworzenia przekładni.

Przedstawione rozwiązanie sprawdza się w przekładniach organów urabiających kombajnów chodnikowych w górnictwie węgla kamiennego. Przekładnia organu urabiającego często zmienia zwoje położenie, pochylając się w dół i w górę. Dzięki płaszczowi wodnemu w każdym z tych położeń, olej jest dobrze chłodzony. Nie dotyczy to jednak przekładni stożkowej (nie przedstawionej na rysunku 7), stanowiącej najczęściej pierwszy stopień tego typu przekładni. Przy pochyleniu przekładni ku dołowi stopień ten jest najczęściej źle smarowany i chłodzony, ponieważ olej odpływa ku przodowi przekładni.

Ostatecznym rozwiązaniem tego problemu jest smarowanie wymuszone.

Odpowietrzanie przekładni zębatych

Warunki pracy przekładni (w aspekcie zapylenia) i cykle pracy mają istotny wpływ na wybór sposobu odpowietrzania przekładni.

Praca ciągła nie wymaga stosowania specjalnych rozwiązań, ze względu na stałą temperaturę przekładni. Praca przerywana wymaga uwzględnienia zjawiska stygnięcia przekładni i zasysania powietrza z otoczenia. Jeśli powietrze jest czyste (np. w przekładniach kolei linowej w górach) również w tym wypadku wystarczą rozwiązania typowe tj. handlowy korek wlewowy z filtrem powietrza.

W przekładniach górniczych i innych pracujących w warunkach dużego zapylenia otoczenia i pracy nieciągłej stosuje się rozwiązania specjalne. Prekursorem takich rozwiązań w polskim górnictwie był w latach osiemdziesiątych ubiegłego wieku Instytut Techniki Górniczej KOMAG z Gliwic. Zainspirowany tymi rozwiązaniami zastosowałem podobne, w przekładni stożkowo-planetarnej powstałej w 1992 r. Jest ono przedstawione na rysunku 8. Przekładnia ta jest hermetyczna. Wzrost ciśnienia, spowodowany wzrostem temperatury, kompensują mieszki gumowe, połączone z otoczeniem, zmniejszając swoją objętość. Po ostygnięciu przekładni mieszki kompensacyjne wracają do pierwotnej postaci. Mieszki są oczywiście wykonane z gumy olejoodpornej.

Na rysunku 8 widoczna jest też troska konstruktora o zwiększenie powierzchni wypromieniowania ciepła poprzez użebrowanie wszystkich elementów korpusu przekładni.

Dokumentacja przekładni została wykonana na kalce, tuszem, na desce kreślarskiej, zaś wszystkie obliczenia przeprowadzono za pomocą kalkulatora programowalnego. Przekładnia ta, z pewnymi modyfikacjami, jest do dziś (2017) produkowana seryjnie.

Widoczny w lewej dolnej części rysunku mieszek kompensacyjny zapewnia hermetyczność przekładni. Drugi, bliźniaczy mieszek jest niewidoczny w tym przekroju.

Warto zwrócić uwagę na podatne zamocowanie kół, pierścieniowego i centralnego. Koło pierścieniowe nie jest elementem korpusu, jest ono zamocowane do przegrody przekładni za pomocą samonastawnego sprzęgła Oldhama. Koło centralne jest elementem długiego wałka zakończonego sprzęgłem zębatym. Oba te pływające elementy zapewniły, potwierdzone na stanowisku badawczym, równomierne obciążenie satelitów, pomimo niskiej klasy dokładności wykonania jarzma, a w szczególności błędów rozstawu osi satelitów, spowodowanych dostępnym w owym czasie parkiem maszynowym.

Świętej pamięci prof. dr inż. Ludwik Müller, wybitny polski uczony, autorytet w obszarze przekładni zębatych i mój nauczyciel akademicki, konsultował ten projekt i nie wierzył w jego powodzenie. Choć zdarzało się to bardzo rzadko, tym razem się mylił.

Wymiana oleju

Pierwszą i wszystkie kolejne wymiany oleju powinien określić konstruktor w odniesieniu do godzin pracy przekładni. W szczególności pierwsza wymiana ma duże znaczenie. Jest to wynikiem dużego zużycia ściernego wszystkich elementów w tzw. procesie docierania. Przykładowo, w czołgu PT-91, po wprowadzeniu do układu smarowania przekładni filtra odśrodkowego okazało się, że po 100 km jazdy, na powierzchni wirującego bębna filtra zebrała się warstwa (o grubości 5 mm) różnych metalicznych produktów ścierania. Bez filtra odśrodkowego zanieczyszczenia te mogły krążyć wraz olejem lub stopniowo odkładać się w różnych miejscach układu przenoszenia mocy. Filtr odśrodkowy będzie przedstawiony w jednej z następnych części niniejszego opracowania.

Jeśli brak jest doświadczeń dla danego typu warunków pracy przekładni, można wstępnie przyjąć pierwszą wymianę po 300 godzinach pracy, a następne co 2500 godzin [3]. Z powodów ekonomicznych ta druga wartość powinna zostać zweryfikowana drogą analizy stopnia zużycia oleju. Jeśli po 2500 godzin pracy olej będzie nadal miał dobre właściwości smarne i właściwą lepkość, jego okres pracy można wydłużyć. Wzrost jakości wszystkich środków smarnych spowodował fakt, że w wielu samochodach współczesnych nie przewiduje się w ogóle wymiany oleju w tradycyjnej skrzynce biegów, a jedynie okresową kontrolę jego poziomu.

Każda wymiana oleju powinna być połączona z wymianą lub oczyszczeniem filtra.

Jerzy Mydlarz

Literatura:

[1] B. Siwek, W. Majewski (opr.): Sposoby smarowania przekładni zębatych; smary przekładniowe. Ćwiczenie laboratoryjne z eksploatacji, Politechnika Gdańska

[2] Z. Lawrowski: Technika smarowania, PWN 1987

[3] K. Ochęduszko: Koła zębate, t.1, WNT 1985

artykuł pochodzi z wydania 10 (121) październik 2017