Червячные К. п. д. и потери

Пониженный к. п. д. и склонность червячных передач к заеданию ограничивают их применение областью низких и средних мощностей при периодической, кратковременной работе. Мощность червячных передач обычно не превышает 50...60 кВт. При больших мощностях и длительной работе потери в червячной передаче столь существенны, что ее применение становится невыгодным. [c.180]

К. п. д., учитывающий потери мощности на размешивание и разбрызгивание масла для червячных передач при погружении окунающегося тела в масло не больше, чем на высоту зубьев или витков, может быть ориентировочно определен по следующей формуле [13] [c.88]

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]

Недостатками червячной передачи являются а) низкий к. п. д. — большие потери мощности на трение б) необходимость применения высококачественных бронз для зубьев колеса с целью уменьшения ф в) высокая стоимость инструмента для нарезания зубьев колес (червячная фреза по основным параметрам должна соответствовать червяку 2,, Я, а и др.) г) высокие требования к точности изготовления и сборки. [c.257]

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]

Сравнительно невысокий к. п. д. У червячной передачи к. п. д. обычно значительно ниже, чем у зубчатой пары, вследствие больших потерь на относительное скольжение под нагрузкой сопряженных профилей червяка и колеса. В передачах с много-заходными червяками при тщательном изготовлении удается достигнуть т] = 0,95. [c.224]

Потери в червячной передаче обусловлены потерями в зацеплении, в опорах валов червяка и колеса и потерями на размешивание и разбрызгивание масла. Таким образом, к. п. д. передачи может быть представлен как произведение трех частных коэффициентов [c.225]

Для приближенных расчетов силовых механизмов принимают следующие значения к. п. д. червячных передач с учетом потерь в шарикоподшипниках при 2 = 1, т] = 0,7ч-0,75 при z, = 2, у = 0,75- 0,82 и при 2j = 3- 4, г = 0,82- 0,92. В приборных механизмах т меньше (см. 3.6). [c.204]

Червячная передача является зубчато-винтовой, поэтому в ней имеются потери, свойственные как зубчатой передаче, так и передаче винт — гайка. В общем случае к.п.д. червячной передачи [c.225]

Потери в зубчатых и червячных передачах (шестеренных клетях и редукторах) складываются из трех элементов потерь на трение скольжения между зубьями, потерь в подшипниках (скольжения и качения) и потерь на разбрызгивание и размешивание масла. К- п. д. пары цилиндрических зубчатых колес первоклассного исполнения, учитываюш,ий только потери на трение в зацеплении, может быть определен по следующей формуле [12], [13] [c.85]

Коэфициенты трения, приведенные втабл. 16, учитывают потери в подшипниках качения червяка и червячного колеса. Для тяжело-нагруженных червячных передач к. п. д. т), определенный по вышеприведенной формуле, необходимо несколько понижать вследствие возможных неточностей монтажа червячной пары и подшипников. Для червячных колес из чугуна с фрезерованным зубом и червяком [c.86]

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]

К недостаткам червячных передач следует отнести относительно низкий к. п. д. (0,7—0,9) вследствие больших потерь на трение скольжения, значительный износ зацепления и склонность его к заеданию и большой нагрев при продолжительной работе, в связи с чем приходится применять для изготовления червячных передач дорогостоящие антифрикционные материалы и предусматривать искусственное охлаждение. Поэтому червячные редукторы по возможности следует использовать при кратковременных включениях. [c.11]

К. п. д. червячной передачи. Коэффициент полезного действия передачи определяется потерями в зацеплении, в опорах валов червяка и колеса, а также потерями на разбрызгивание и перемешивание масла [c.464]

К. п. д. червячной передачи должен учитывать потери в зацеплении и подшипниках, а также потери на разбрызгивание и перемешивание масла (в закрытых передачах). При этом [c.286]

Число заходов червяка 2,4 целесообразно выбирать таким, чтобы число зубьев червячного колеса 2 находилось в пределах 30—70, если это выполнимо при заданной величине передаточного числа. При малых передаваемых мощностях, когда достижение высокого к. п. д. не имеет существенного значения (так как потери на трение в зацеплении обычно невелики и не приходится опасаться сильного нагрева передачи), следует выбирать = = 30 -ь 50, при значительных же передаваемых мощностях N > [c.233]

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 из условия равнопрочности на кручение отношение диаметров ( 7- к ёв) выходного и входного валов зубчато-червячного редуктора. Принять, что расчет указанных валов выполняется только на кручение. Учесть потери в редукторе, приближенно оценив его к. п. д. [c.432]

В червячной передаче помимо потерь передаваемой мощности, свойственных зубчатой передаче, имеются потери мощности, свойственные винтовой паре. Следовательно, к. п. д. червячной передачи значительно меньше, что является основным недостатком червячных передач. К недостаткам относятся также склонность витков резьбы червяка и зубьев колеса к заеданию и необходимость применения ддя венцов червячных колес дорогих антифрикционных материалов. Из-за этих недостатков червячные передачи применяют значительно реже зубчатых и только для передачи небольших и средних мощностей, обычно до 50 кВт и реже — до 200 кВт. [c.228]

Угол у рекомендуется принимать в зависимости от принятых значений и 21 (см. табл. 13.3). Значение утла ф рекомендуется принимать из табл. 13.4 в зависимости от скорости скольжения v .g. Средние значения к. п. д. червячных передач с учетом потерь в подшипниках [c.235]

Выбирая тип редуктора, необходимо оценивать многие характеристики к. п. д., габариты, вес, стоимость изготовления и эксплуатации и т. д. К. п. д. зубчатой передачи значительно выше к. п. д. передач червячной и глобоидной (потери в последних почти в 5 раз превышают потери двухступенчатого зубчатого редуктора). При длительной и непрерывной эксплуатации редуктора стоимость электроэнергии, затрачиваемой на преодоление потерь в червячном ре- [c.327]

К. п. д. червячной передачи, так же как и зубчатой, определяют по формуле (10.49). Различаются только формулы для определения потерь в зацеплении. По аналогии с винтовой парой для червячных передач запишем к. п. д. зацепления при ведущем червяке [c.269]

Основные недостатки червячных передач скольжение витков червяка относительно зубьев колеса приводит к большим потерям на трение (у самотормозящихся червячных передач более 50%), следствием чего является сильный нагрев передачи при работе в машинах непрерывного действия и низкий к. п. д. передачи ограниченная передаваемая мощность (до 100 л. с.). [c.31]

Сравнительно невысокий к. п. д. У червячной передачи к. п. д. обычно значительно ниже, чем у зубчатой пары, вследствие больших потерь на относительное скольжение под нагрузкой сопряженных профилей червяка и колеса. [c.192]

Так же как и в зубчатых передачах, потери мощности в червячной передаче, не считая потерь в подшипниках, представляют собой сумму потерь на трение в зацеплении, на взбалтывание масла, на выдавливание масла из зазоров в зацеплении. Сумма этих потерь характеризуется к. п. д. червячной передачи [c.276]

К. п. д. червячного редуктора с учетом потерь в опорах передачи и на разбрызгивание и перемешивание масла определяется по формуле [c.115]

Потери мощности при расчете редуктора, вызванные трением в зацеплении и в подшипниках, разбрызгиванием и перемешиванием масла, вызывают нагрев деталей редуктора и масла. При нагреве вязкость масла резко падает, что приводит к нарушению режима смазки, а в отдельных случаях даже к заеданию зубьев и преждевременному износу подшипников. Нормальная работа редуктора будет обеспечена, если температура масла не превысит допускаемой. Таким образом, задачей теплового расчета является проверка температуры масла в редукторе при установившемся режиме работы. Принципиально рассматриваемый ниже метод расчета применим к редукторам всех типов, но практически для зубчатых редукторов малой и средней мощности он является излишним, так как к. п. д. их высок, а следовательно, тепловыделение невелико. Для червячных и комбинированных зубчато-червячных редукторов этот расчет обязателен. [c.340]

Второй подраздел посвящен вопросам приложения общих законов трения, установленных в первом подразделе, к учету трения в отдельных механизмах и передачах, а также к вопросу теоретического определения их к. п. д. и к рассмотрению механических характеристик передач. В гл. XIII этого раздела рассматриваются потери на трение в различного рода Vпередачах фрикционной, ременной, зубчатой, червячной, а также трение в кулачковых механизмах и в планетарных редукторах, простых и дифференциальных. Здесь освещен также вопрос о потерях на трение и к. п. д. в особой разновидности планетарных редукторов, в так называемых эксцентриковых планетарных редукторах. [c.10]

Приведенные ниже значения справедливы при работе передачи в зоне расчетной нагрузки. При уменьшении полезной нагрузки к. п. д. снижается и становится равным пулю при холостом ходе. Это связано с возрастанием относительного значения так называемых постоянных потерь, не зависящих от полезной нагрузки. К ним относятся гидравлические потери, потери в уплотнениях подшипниковых узлов и т. п. Работа, потерянная в редукторе, превращается в теплоту, и при неблагоприятных условиях охлаждения и смазки может вызвать перегрев редуктора. Вопросы теплового расчета, охлаждения и смазки являются общими для зубчатых и червячных передач. Поэтому они лзлагаются совместно в 9.9. [c.139]

К. п. д. червячной передачи, так же как и зубчатой, определяют по формуле (8.51). Различаются только формулы для определения потерь в зацеплеш1Н. По аналогии с винтовой парой для червячных [c.177]

На рпс. 10.3 изображен двухступенчатый червячный редуктор. Первая червячная пара имеет = 5 мм q = 10 2 = 40 вторая — т, = 8 мм q = 8 и 2, = 36. Обе передачи двухзаход-ные. Материал червяков — сталь, а венцов червячных колес — бронза (/ = 0,05). Требуется составить кинематическую схему и определить общее передаточное число и к. п. д. редуктора, полагая потери в подшипниках и на перемешивание масла равными 3% передаваемой мощности. Найти также угловую скорость ведомого вала (rtj.), если ведущий вал делает 1440 об/мин. [c.180]

К. п. д. приближенно определяется по формуле (3.40). Наиболее высокий к. п. д. червячной передачи получается при стальном цементированном шлифованном и полированном червяке и зубьях колеса из бронзы БрОФ10-1 при смазке маслами на касторовой основе. При смазке минеральным маслом потери больше. [c.204]

Недостатки обычных трехзвенных самотормозящихся винтовых механизмов с парой скольжения, свойственные также червячным передачам, связаны с низким к. п. д. в тяговом режиме. В работе [108] предложена схема винтового механизма с высоким к. п. д. в тяговом режиме и надежным самоторможением. На рис. 62 показана схема механизма, преобразующего вращательное движение в поступательное. Полагаем, что нагрузка во внутренней и внешней винтовых парах распределяется равномерно по всем контактирующим поверхностям, и пренебрегаем потерями на трение в опорах качения механизма. [c.241]

Иногда для улучшения червячной передачи зубья червяка нарезаются не на цилиндрической поверхности, а на поверхности тела вращения, образованной вращением дуги аЬ вокруг оси червяка (рис. 6.12). Такая поверхность называется глобоидой, а чер-. вячное зацепление — глобоидальным зацеплением. Зазоры между профилями дубьев червяка и червячного колеса в таком зацеплении значительно меньше, чем в цилиндрической червячной передаче. Благодаря этому улучшаются условия смазки, уменьшаются потери на трение и увеличивается к. п. д. [c.180]

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]

К. п. д. рулевых механизмов с червячно-спироидным зацеплением определяется по формулам (без учета гидравлических потерь и потерь в подшипниках и сальниках) прямой [c.432]

Смазка, потери, к. п. д. Роль смазки в червячной передаче еще важнее, чем в зубчатой, так как в зацеплении происходит скольжение витков червяка относительно зубьев колеса. В случае недостаточности смазки резко возрастают потери в зацеплении, возможно даже повреждение зубьев. Для уменьшения потерь на трение необходимо исключить непосредственный контакт зубьев и витков, т. е. необходимо создать масляный клин, способный выдержать давление между червяком и колесом. При температуре окружающего воздуха 2 = 20° и средней температуре масляной ванны — 70° вязкость масла и способ смазки рекомендуются по табл. 17.1. С целью повышения противозадирных свойств смазки следует прибавлять к минеральному маслу 3—10% растительных или животных жиров. В передачах с бронзовым колесом недопустимо применение сильных противозадирных смазок во избежание корродирования бронзы. [c.280]

Смазка, потери, к. п. д. В глобоидной передаче условия образования масляного клина более благоприятны, чем в передаче с цилиндрическим червяком контактные линии I (рис. 18.4) на основной поверхности зацепления (см. рис. 18.3) расположены по отношению к направлению скорости скольжения под прямым углом. В зоне первой половины червяка (со сторсжы привода его во вращение) дополнительные контактные линии 2 расположены под углом, также близким к 90°. Благоприятным фактором является и то, что кривизна поверхностей зубьев, контактирующих по дополнительным контактным линиям, мала (в сечении Л — Л на рис. 18.4 дано относительное положение развертки зуба колеса 3 и витка червяка 4, контактирующих по линиям 1 я 2). Это способствует образованию устойчивого масляного клина и снижению контактных напряжений, благодаря чему глобоидная передача и может передавать большую нагрузку, чем червячная с цилиндрическим червяком при одинаковых параметрах. [c.298]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...