Червячные К. п. д. и коэффициенты трени

Формулами (40.1), (40.4) можно пользоваться при определении к. п. д. и коэффициента оттормаживания червячно-реечных н винтовых передач. Характерной особенностью червячных и червячно-реечных передач является существенная зависимость коэффициента (угла) трения в зацеплении от скорости скольжения, представляемая обычно в табличной форме. В табл. 12 представлены данные для приведенного угла трения передач с закаленным [c.239]

Определить к. п. д. червячного зацепления в случае выполнения его с одно-, двух-, трех- и четырехзаходным червяком при неизменных мм п q = 9. Построить график к. п. д. в функции от угла подъема при значениях коэффициента трения / = 0,05 и / = 0,1. [c.180]

К. п. д. Для червячных передач к. п. д. П= Пп Пр Пз- где т п, Лр и -рз — коэффициенты, учитывающие соответственно потери в подшипниках, на разбрызгивание, размешивание масла и в зацеплении. Потери в зацеплении Цз — составляют главную часть потерь в передаче. Значение Цз определяют по формуле (3.24) для винтовой пары ii3=tg y/tg(y+(p ), где у — делительный угол подъема линии витка — определяют по формуле (3.175) ф — приведенный угол трения, зависящий от скорости скольжения щ, материала червячной пары, качества смазки, твердости и шероховатости рабочих поверхностей червяка (табл. 3.13). Табличные значения ф даны с учетом г п и т]р, поэтому общий к. п. д. червячной передачи определяют по формуле [c.384]

К. п. д. зацепления пары зубчатых колес, червячного зацепления и пары винт—гайка. Величина к. п. д. зацепления пары колес зависит от числа их зубьев и Zj. параметров зацепления, окружной силы Р и коэффициента трения /. Для стальных зубьев колес при нормальной смазке и шероховатости поверхности = 2,5-7-0,32 мкм принимают f = 0,08-5-0,12. Для стального червяка (винтового колеса) и бронзовых зубьев ведомого колеса принимают / = 0,10- 0,05 при скорости скольжения у< к = 0,1-т-2 м/с соответственно. [c.73]

Принимая во внимание геометрические параметры червячной пере-дачи и коэффициенты трения в кинематических парах, составим выражение для к. п. д. передачи. Как обычно, общий к. п. д. т] представим в форме т) = 1 — ф. Что касается общего коэффициента потери ф, то он здесь будет складываться из потери на скольжение вдоль винтовой линии витков червяка и зубьев колеса Фви , из потери на скольжение витков и зубьев вдоль их профиля, равной, как в обычной зубчатой передаче фд, из потери на трение в цапфах Ф, и в упорных подшипниках (подпятниках) ф . Таким образом, получим [c.400]

Червячный редуктор с однозаходным червяком 21 = 1) имеет 5=5 мм д= 10 и гд = 30 (см. рисунок). Определить к. п. д. редуктора, приняв, что потери мощности в опорах и на перемешивание масла в редукторе составляют 5%. Приведенный коэффициент трения между шлифованными витками стального червяка и зубьями бронзового венца / принять равным 0,05. Составить кинематическую схему и указать особенности конструкции. [c.404]

Определить к. п. д. зацепления червячной передачи, если угол подъема винтовой линии а = 7° 35 и коэффициент трения Г = 0,1. [c.168]

X — угол подъема винтовой линии р — угол трения для материала червяка и зубьев червячного колеса tgp = f, где f — коэффициент трения f = tg р = 0,02-i-0,05 при стальном червяке, бронзовом венце и хорошей смазке т]а — к. п. д., учитывающий потери в зацеплении Л 2 0,98 [c.60]

Коэффициент полезного действия модификаций наклонной плоскости. При рассмотрении трения на винте и в червячной передаче ( 18.5) указывалось, что винт в винтовой паре и червяк в червячной передаче можно рассматривать, как наклонную плоскость, навернутую на цилиндр. Такое представление об образовании нарезки дает возможность при определении к. п. д. винтовой и червячной пар воспользоваться полученными выше уравнениями к. п. д. наклонной плоскости. Следует указать лишь на то, что при определении к. п. д. винтовой пары с остроугольной нарезкой, имеющей угол при вершине нарезки, равный 2 , или же при определении к. п. д. червячной пары, в которой угол наклона рабочей поверхности с осью червяка составляет угол 90° — р, вместо коэффициента трения необходимо брать приведенный коэффициент трения [c.468]

Для облегчения числовых расчетов в табл. 12—15 приводятся к. п. д. червячных передач, вычисленные по формуле (3.24) при значениях нормальной нагрузки на зубе червячного колеса до 3000 Г и четырех значениях коэффициента трения в зубчатом зацеплении (х. [c.32]

Снижать коэффициент трения важно, если масло применяется для смазки механизмов, от которых требуется максимальный к. п. д., как например, механизмы, содержащие большое количество опор и других трущихся пар, червячные передачи, передачи винт—гайка и пр. [c.132]

Коэффициент трения/в механизмах со стальным червяком и венцом червячного колеса из оловянной бронзы в зависимости от скоростей скольжения находится в диапазоне 0,014...0,12, угол трения з=0°48. ..6°5Г. Угол подъема витка червяка <р= 4°...30°, хотя максимальный к.п.д. достигается при у= 44°, потому что при у> 30 трудно нарезать червяк и увеличиваются габариты механизма. [c.234]

Полный к. п. д. червячной передачи определяется как произведение отдельных коэффициентов, учитывающих трение на витках червяка, на зубьях колеса и на опорах валов, и может быть выражен как [c.68]

П р и м е р. Ваюнетка весом Q = 10 тс равномерно перемещается по наклонной плоскости со скоростью ц = 26 м/мин с помощью червячной лебедки (рис. 7.7, в). Определить мощность Л д и частоту вращения Пд вала двигателя лебедки, если заданы угол наклона плоскости а — 20° диаметр колес вагонетки D ( =600 мм диаметр цапф йц = 100 мм плечо трения качения К = = 1 мм приведенный коэффициент трения скольжения цапф /ц = 0,06 передаточное число лебедки i = 27 диаметр барабана D(, — 300 мм к. п. д. лебедки т = 0,7. [c.174]

При выборе следует также учитывать влияние 5 на к. п. д. например, при 2,4 = 4 и 5 == 11 к. п. д. червячного зацепления будет меньше, чем при = 3 и 9 = 8. Для суждения о величине к. п. д. необходимо сравнивать значения углов К И.ЧИ — прп данном передаточном числе 1 — значения диаметров dgц, которым пропорциональны скоростн скольжения, а следовательно, и потери в зацеплении (если не учитывать изменения сое К и некоторого снижения коэффициента трения с увеличением скорости скольжения). [c.233]

На фиг. 85 дан график для определения к. п. д. червячных передач в зависимости от угла подъема винтовой линии на цнлнидре ( л и величины коэффициента трения /. [c.760]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...