Коэффициент скольжения зубьев

КОЭФФИЦИЕНТ СКОЛЬЖЕНИЯ ЗУБЬЕВ 599 [c.599]

Коэффициент скольжения зубьев, [c.599]

Рис. 627. К определению коэффициента скольжения зубьев.

Hfl КОЭФФИЦИЕНТ СКОЛЬЖЕНИЯ ЗУБЬЕВ 6Q1 [c.601]

КОЭФФИЦИЕНТ СКОЛЬЖЕНИЯ ЗУБЬЕВ [c.437]

Поскольку коэффициент трения в зацеплении имеет небольшое значение (/ = 0,05 -i- 0,08), то и возникающая при скольжении зубьев сила [c.295]

За время одного оборота колеса с меньшим числом зубьев Z второе колесо не завершает полный оборот. Следовательно, его зубья в и 2 раз реже вступают в контакт, чем зубья первого колеса, и поэтому меньше изнашиваются. Для того чтобы сравнивать интенсивность износа зубьев по коэффициентам скольжения, разделим >-2 на W 2=(Oi/0J2 = Z2/2i [c.379]

Червячная передача, состоящая из червячного колеса 2 и цилиндрического червяка 1 (рис. 214, а), относится к передачам со скрещивающимися осями, расположенными под углом 90°. Червячные передачи щироко применяют в делительных механизмах зуборезных станков, подъемных механизмах, приборах, в которых требуется плавная, бесшумная работа и высокая равномерность вращения. По сравнению с другими видами передач, червячные передачи могут передавать крутящие моменты с большим передаточным числом при небольших габаритах. Линейный контакт между зубьями, относительно большое число зубьев, находящихся одновременно в зацеплении, позволяют им передавать большую нагрузку. Высокий коэффициент скольжения при зацеплении зубьев обеспечивает передаче бесшумную и плавную работу. Точно изготовленная червячная передача имеет высокую равномерность вращения. К недостаткам червячной передачи относятся высокая затрата мощности на преодоление трения в зацеплении, достаточно высокий нагрев, быстрый износ зубьев, сравнительно низкий КПД (50 — 90%). Чем меньше угол подъема витка червяка и хуже качество поверхности на профилях зубьев, тем больше потери мощности. Для уменьшения потери мощности необходимо выбирать соответствующий материал для изготовления червяков и червячных колес, использовать определенный смазочный материал поверх- [c.369]

Коэффициент К, (рис. 7.4) зависит от средней скорости скольжения зубьев [c.142]

Как это видно из рассмотрения теории зубчатых колес, зубья которых нарезаны со сдвигом, величины сдвигов влияют на некоторые геометрические параметры зубчатой передачи увеличиваются толщины зубьев, увеличиваются радиусы кривизны профилей зубьев, изменяется расположение практической линии зацепления относительно полюса зацепления, изменяются коэффициенты удельного скольжения зубьев и т. д. Все эти обстоятельства влияют на прочность и износ зубьев, плавность зацепления и т. д. Выбор того или иного сдвига зависит от назначения зубчатой передачи, условий, в которых она работает, нагрузок на элементы зубчатой передачи и т. д. Подробно эти вопросы рассмотрены в специальных работах, из которых мы укажем на монографии В. А. Гавр и лен к о. Зубчатые передачи в машиностроении, Машгиз, Москва, 1962, и В. Н. Кудрявцев, Зубчатые передачи, Машгиз, 1957. В этих монографиях можно также получить сведения о геометрии колес, нарезаемых долбяком, и, в частности, зубчатых передач с внутренним зацеплением. [c.621]

Рассмотрим вопрос об определении коэффициентов скольжения и 1а сопряженных зубьев (рис. 20.16). Для определения [c.437]

На рис. 20.17 схематично показаны кривые изменения коэффициентов скольжения и На рис. 20.17, а по оси абсцисс отложена теоретическая линия зацепления А В для колес с внешним зацеплением. По оси ординат отложены коэффициенты скольжения Ц и К- Участки кривых и расположенные выше оси абсцисс, относятся к головкам зубьев, а участки ниже оси абсцисс — к ножкам зубьев. Чтобы избежать больших потерь на скольжение профилей и уменьшить их износ, практическая линия зацепления аЬ (рис. 20.17, а) должна располагаться в зоне относительно малых коэффициентов скольжения. Эта зона на рис. 20.17, а заштрихована. На рис. 20.17, б аналогичные кривые построены для внутреннего зацепления. Кривая 2 изображает изменение коэффициента скольжения внешнего колеса внутреннего зацепления. [c.440]

Как видно из рассмотрения теории зубчатых колес, зубья которых нарезаны со сдвигом, величины сдвигов влияют на некоторые геометрические параметры зубчатой передачи увеличиваются толщины зубьев, увеличиваются радиусы кривизны профилей зубьев, изменяется расположение практической линии зацепления относительно полюса зацепления, изменяются коэффициенты удельного скольжения зубьев и т. д. Все эти обстоятельства влияют на прочность и износ зубьев, плавность зацепления и т. д. Выбор того или иного сдвига зависит от назначения зубчатой [c.458]

Следовательно, потери на скольжение зубьев ремня по зубьям шкивов прямо пропорциональны нагрузкам на зубья ремня при входе и выходе из зацепления, коэффициенту трения и обратно пропорциональны числам зубьев шкивов, находящихся в зацеплении с ремнем. [c.139]

Основные потери мощности в передаче обусловлены скольжением зубьев ремня по зубьям шкивов при входе и выходе из зацепления. Для их уменьшения необходимо снижать коэффициент трения, улучшая шероховатость зубьев шкива. [c.155]

При выборе числа зубьев следует учитывать, что с уменьшением их растет изгибная прочность передачи и уменьшаются ее габариты, но одновременно уменьшается коэффициент перекрытия, а следовательно, и плавность работы передачи, увеличиваются скорости скольжения зубьев, опасность заедания и их износ. Кроме того, при малом числе зубьев появляется опасность их подрезания. С увеличением числа зубьев, наоборот, увеличивается плавность зацепления, уменьшаются износ, модуль и, следовательно, уменьшается высота зубьев. Чем меньше модуль и размеры зубьев, тем меньше взбалтывается масло в картере редуктора, уменьшаются потери на жидкостное трение и пенообразование масла, а также уменьшаются центробежные силы, сбрасывающие масло с зубьев. [c.143]

Зубчатые колеса с малыми модулями обеспечивают повышенную плавность хода передачи, так как при увеличении чисел зубьев сцепляющихся колес возрастает коэффициент перекрытия. Кроме того, в зубчатых передачах с малыми модулями уменьшаются потери на трение (меньше значения скольжения зуба в зацеплении) снижается расход материала (меньше наружный диаметр) и экономится станочное время при нарезании зубьев (меньше объем срезаемого материала). [c.93]

Vl к — скорость скольжения червяка у — коэффициент формы зуба [c.744]

Правильный выбор основных параметров зацепления конических пар, их режимов работы обеспечивает им нормальную работоспособность, технологичность изготовления и экономичность. На практике для конических пар и особенно для передач с тангенциальными и круговыми зубьями обычно применяют радиальное смещение в сочетании с тангенциальным. Посредством среднего нормального коэффициента смещения (радиальное х = —х . ) выравнивают удельные скольжения зубьев шестерни и колеса, что повышает их износостойкость и сопротивляемость заеданию, а за счет коэффициента изменения толщины зуба (тангенциальное смещение х 1 = —х г) выравнивают прочность на изгиб зубьев колес пары путем утолщения более слабого по форме зуба шестерни и утоньшения зуба колеса. [c.58]

При разности чисел зубьев колес, равной двум (или трем), скорость скольжения зубьев при входе их в зацепление весьма мала и не превышает обычно 0,5 м/с, однако даже при такой малой скорости, но больших давлениях износ зубьев может быть существенным и, хотя допускаемое давление сравнивается с максимальным давлением в контакте зубьев при = О, необходимо ввести скоростной коэффициент позволяющий производить выбор [р] в зависимости от средней скорости скольжения зубьев в передаче, т. е. принять [c.287]

Коэффициент скольжения характеризует степень истирания поверхности зубьев и является отношением скорости скольжения к тангенциальной составляющей скорости рассматриваемой точки, т. е. (см. рис. 58) [c.129]

Рис. 20.17. Диаграмма коэффициента скольжения зубьев зубчатой передачи а) диаграмма для виешнего зацепления б) диаграмма для внутреннего зацепления.

Рассмотрим вопрос об определении коэффициентов скольжения Хх и Ха сопряженных зубьев (рис. 627). Для определения скоростей Фек и тангенциальных составляющих и скоростей точек Су и Са контакта сопряженных профилей М1Э1 и ЛГаЭ построим план скоростей механизма, приняв для наглядности за полюс плана скоростей то ку С. [c.599]

При подсчете коэффициентов Xj и Х надо иметь в виду, что если колеса / и 2 разные, то зубья ббльшего колеса зацепляются в /,а раза меньше, чем зубья меньшего колеса. Следовательно, надо при подсчете коэффициентов скольжения помножить или разделить один из коэффициентов Xj или Ха на величину i . Если мы, например, имеем, что большим колесом будет колесо 2, то коэффициенты скольжения и Xj должны подсчитываться по формулам [c.601]

I — линия = 0 2 — линия 5 = 0 3 — линия = 0 4 — линия = 1,0 5 — линия е з = 1,0 6 — граница интерференции на колесе г, 7 — граница интерференции на колесе 2а в зацеплении с колесом 8 — граница интерференции на колесе 2а в зацеплении с колесом 2з 9 — граница интерференции на колесе г, 10 — граница срезания вершин зубьев колеса га И — совпадение границы активного профиля с точкой начала подрезания на колесе г, 12 — совпадение границы активного профиля в зацеплении колес2г иг с точкой начала подрезания иа колесе 2а 13 — совпадение границы активного профиля в зацеплении колес 2а и 2з с точкой начала подрезания на колесе 2а 14 — граница срезания зуба колеса 2з при радиальной подаче долбяка 15 — линия радиального зазора Са = О У основания зуба колеса 2а 17 — линия радиального зазора Са == О у основания зуба колеса 2з 17 — граница подрезания на колесе 2 18 — граница подрезания на колесе 2 19 — линия 5 = 0,25ш 20 — линия Е1а = 1,15 21 — линия е а = 1.2 22 — линия ваз = Ь2 23 — линия радиального зазора Са = 0,15т у основания зуба колеса 2 24 — линия радиального зазора Са = 0,25т у основания зуба колеса 2а 25 — линия радиального зазора = 0,15т у основания зуба колеса 2з 26 — линия радиального зазора = 0,25т у основания зуба колеса 2а 27 — линия выравненных коэффициентов скольжения в зацеплении колес 2) и 2 , 28 — линия выравненных коэффициентов скольжения в зацеплении колес и 2з [c.219]

При работе зубчатой передачи между зубьями сопряженных зубчатых колес возникает сила давления f рис. 12.15), направленная по линии зацепления. Кроме того, от скольжения зубьев между ними образуется сила трения = где / — коэффициент трения. Сила невелика по сравнению с силой Р, поэтому при выводе расчетных формул ее не учитывают, т. е. принимают, что сила взаимодействия между ЗЫБЯМИ направлена по нормали к их профилям. Под действием силы F и F зубья находятся в сложном напряженном состоянии. На их работоспособность оказывают влияние напряжения изгиба в поперечных сечениях зубьев и контактные напряжения Стд в поверхностных слоях зубьев. Оба эти напряжения, переменные во времени, и могут бьггь причиной усталостного разрушения зубьев или их рабочих поверхностей. Напряжения изгиба Tf вызывают поломку зубьев, а контактные напряжения Он — усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев. Поломка зубьев — опасный вид разрушения, так как при этом может выйти из строя не только зубчатая передача, но и валы и подшипники из-за попадания в них отколовшихся кусков зубьев. Поломка зубьев возникает в результате больших нагрузок, в особенности ударного действия, и многократных повторных нагрузок, вызывающих усталость материала зубьев. Во избежание поломки зубьев их рассчитывают на изгиб. Усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев — распространенный и опасный вид разрушения большинства закрытых и хорошо смазываемых зубчатых передач. Выкрашивание заключается в том, что при больших контактных напряжениях на рабочей поверхности зубьев обычно на ножках, вблизи полюсной линии) появляются усталостные трещины. Это приводит к выкрашиванию мелких частиц материала зубьев и образованию небольших осповидных углублений, которые затем под влиянием давления масла, вдавливаемого с большой силой сопряженным зубом в образовавшиеся углубления и трещины, растут и превращаются в раковины. Для предотвращения выкрашивания зубьев их рассчитывают на контактную прочность. [c.181]

Коэффициенты смеш,ения X и Х соответственно прямозубых колес и колес с круговым зубом назначаются для выравнивания удельного скольжения зубьев шестерни и колеса. Одновременно при этом исключается подрезание зубьев и увеличивается их изломная прочность у шестерни. Конические передачи рекомендуется делать равносмещенными, при этом шестерня делается с положительным смещением (+Х), а колесо — с равным ему по величине отрицательным смещением (Хз= —Aj). Рекомендации по выбору коэффициентов смещения для ортогональных передач с и > 1 приведены для пря юзубых колес в табл. 7.20, а для колео с круговым зубом Х — в табл. 7.21. Табл. 7.20 и 7.21 могут быть использованы также для определения X или неортогональных передач. При этом под передаточным числом и в указанных таблицах принимается эквивалентная величина и = У и ( os S / os 62), где и — фактическое передаточное число. [c.150]

При выборе коэффициента к возникает необходимость в опре делении средней скорости скольжения зубьев в процессе зацепления Величина этой скорости (в м1сек) подсчитывается по формуле [c.94]

При выводе коэффициента формы зуба у не было учтено влиян ие сил трения. В действительности при работе зубчатой передачи происходит относительное скольжение зубьев, в силу чего мы должны принять во внима-ние силу трения. [c.19]

Силы сухого трения в колебательной системе часов возникают в двух местах в подшипниках оси балансира и при скольжении зуба ходового колеса по той или иной палетте скобы балансира. Последние в большинстве часов являются основными и, очевидно, пропорциональны при заданном- коэффициенте трения давлению зуба на палетту, т. е. пропорциональны силе заводного механизма. [c.217]

В приближенных расчетах. часто пренебрегают деформацией и скольжением зубьев муфты. При этом условии деформация оболочки при д = I совпгСДает с деформацией обода венца. Коэффициент ужесточения обода, равный отношению деформации обода с оболочкой к деформации свободного обода, вычисляется по формуле [c.177]

На рис. 73 показаны эти зависимости графически вдоль всего теоретического участка линии зацепления адЬо (с учетом, что Р1+ Рз = аоЬ ). Действительные значения коэффициента скольжения заключены в промежутке а Ь (активный участок линии зацепления) и указывают на то, что самое интенсивное истирание происходит у основания зуба (в момент выхода а1). Применяя смещение инструмента при нарезании, мы изменяем значение радиусов (г , г,) и смещаем положение точек a и Ь1 (например, в зону наименьших скольжений). [c.129]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...