Зубчатые передачи — Зубья — Коэффициенты трения

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]

Зависимость (19.14) не учитывает таких специфических факторов работы зубчатых передач, как гидродинамические явления, происходящие в слое смазки между контактирующими поверхностями, наличие динамических нагрузок и касательных сил трения, неравномерность нагрузки и т. д. Поэтому при использовании формулы Герца для расчета зубьев необходимо вводить некоторые коэффициенты. [c.292]

При передаче вращающего момента Т в зацеплении зубчатых колес действует сила нормального давления F (рис. 7.19, в) и связанная с относительным геометрическим скольжением активных поверхностей зубьев сила трения где /—коэффициент трения скольжения. Как было установлено в 7.2, скорость скольжения прямо пропорциональна расстоянию контактных точек от полюса при зацеплении в полюсе скорость скольжения равна нулю. [c.129]

Широкое применение нашли фрикционные вариаторы, работающие в масле. Хотя при этом коэффициент трения ниже и сила прижатия больше, однако скольжение в этом случае менее опасно наличие масла уменьшает износ, способствует лучшему охлаждению катков, приближая условия работы катков к работе зубьев зубчатой закрытой передачи. [c.296]

Для расчета теоретического к. п. д. зубчатой передачи (рис. 274) считаем, что заданы размеры передачи (г и — делительные радиусы ведомого и ведущего колес, и 2 — диаметры цапф валов), момент полезного сопротивления М , коэффициенты трения в цапфах /ч и в зубьях /з. Потери на трение в данной передаче будут обусловливаться силами трения в цапфах валов и трением скольжения в зубьях. Трением качения в зубьях, руководствуясь полученным выводом для фрикционной передачи, из-за его незначительности пренебрегаем. [c.397]

Трансмиссионные масла. Чтобы агрегаты трансмиссии могли длительно, надежно и с минимальными затратами мощности выполнять свои функции, в них заливают специальные масла. Основное требование к трансмиссионному маслу — оно должно обладать настолько высокими смазывающими свойствами, чтобы масляная пленка между контактирующими зубьями не выдавливалась, иначе неизбежны повреждения и ускоренное изнашивание шестерен. В особенно тяжелых условиях работают шестерни гипоидных передач. По сравнению с цилиндрическими и коническими зубчатыми передачами для них характерно значительное проскальзывание вдоль ЛИНИН контакта зубьев. Это способствует более спокойной работе такого редуктора, но в то же время ограничивает его возможности из-за интенсивного выделения тепла. Трансмиссионное масло долл<но также обеспечить передачу мощности с минимальными потерями, величина которых зависит от коэффициента трения зубьев и вязкости масла. Это качество трансмиссионное масло должно сохранять в широком интервале температур, оставаться стабильным и не оказывать коррозионного воздействия на детали. Температурный интервал использования трансмиссионного масла определяется минимальной температурой окружающего воздуха и максимальной температурой (которая может доходить до 150 °С) самого масла при длительной работе в тяжелых условиях. Нижний предел вязкости масла зависит не столько от несущей способности пар трения, сколько от работоспособности уплотнений. Слишком жидкое масло быстро вытечет через сальники. Верхний же предел вяз- [c.95]

При работе зубчатых передач возникают силы, знание которых необходимо для расчета на прочность зубьев колес, а также валов и их опор. Силы определяют при максимальном статическом нагружении внешними нагрузками, без учета динамических нагрузок, вызванных ошибками изготовления и деформацией деталей. Эти факторы учитывают соответствующими коэффициентами при определении расчетной нагрузки на передачу. Силами трения также пренебрегают вследствие их малого влияния. Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления Я (см. рис. 11.10) в предположении, что вся нагрузка передается одной парой зубьев. [c.245]

Точно определить к. п. д. зубчатых передач аналитически не удается вследствие того, что величина коэффициента трения f берется лишь приближенно, так как состояние поверхности зубьев, зависящее от качества обработки, смазки и других факторов, влияющих на потери, может быть учтено также приближенно. Поэтому в расчетах обычно пользуются значениями к. п. д., полученными из опыта. Приведенные значения к. п. д. относятся к колесам, работающим со смазкой. [c.258]

Зубчатые передачи. Коэффициент трения на профилях зубьев зависит от геометрии зацепления и конструкции передачи. В общем случае [c.28]

Ширина — Отклонения предельные 177 Пары трения скольжения — Подбор 22, 23 Передачи зубчатые — Зубья — Коэффициенты трения 28 [c.433]

На контактную прочность зубчатых колес сильно влияют гладкость рабочих поверхностей и факторы, от которых зависит коэффициент трения в зоне контакта. Приведенный выше расчет зубчатых колес на контактную прочность действителен для обычно достигаемого при изготовлении и приработке зубчатых передач достаточно высокого уровня гладкости рабочих поверхностей зубьев и для условий, при которых коэффициент трения в зоне минимальной контактной прочности (т. е. вблизи полюсной линии) близок к 0,08. [c.88]

Если принятая технология изготовления зубчатых колес не обеспечивает высокой гладкости или, наоборот, приводит к очень высокой гладкости поверхностей зубьев, и условия работы поверхностей в контакте соответствуют низкой величине коэффициента трения в зацеплении (высокая окружная скорость, высокая вязкость и низкая температура смазки, высока.ч гладкость поверхностей), то расчет таких передач целесообразно уточнить, выбирая коэффициент окружного усилия по формуле [c.88]

Уменьшение числа звеньев в кинематической цепи привода, применение для элементов зацепления улучшенных соответствующим образом термообработанных материалов и применение чисто обработанных шлифованных поверхностей зубьев зубчатых колес уменьшают трение в передачах и, следовательно, повышают коэффициент полезного действия станка. Для повышения к. п. д. прибегают также к замене подшипников и круговых направляющих скольжения направляющими качения. [c.309]

Выкрашивание рабочих поверхностей зубьев (рис. 15.11, а) является наиболее частой причиной выхода из строя зубчатых передач, работающих с обильной смазкой. Усталостные трещины сначала возникают около полюсной линии, так как в этой зоне вследствие малой скорости скольжения коэффициент трения, а следовательно, сила трения и напряжения на поверхности наибольшие. Однако эти трещины развиваются до возникновения выкрашивания в основном ниже полюсной линии, т. е. на ножках зубьев (см. стр. 40). Первые ямки (по ширине зубчатого колеса) появляются в зоне концентрации нагрузки или в местах неровностей поверхности, оставшихся после окончательной обработки. В процессе работы число ямок (оспинок) растет, и размеры некоторых из них увеличиваются. Профиль зуба искажается, поверхность становится неровной, возрастают динами- [c.229]

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]

Для усиления зубчатых передач прямозубые колеса заменяют косозубыми тех же размеров или увеличивают длину зуба. Для усиления фрикционных муфт заменяют материал трущихся поверхностей материалом с более высоким коэффициентом трения. [c.160]

Последнее обстоятельство приводит к тому, что доля жидкостной смазки в общем режиме смазки зацепляющихся зубьев этих передач меньше, чем у собственно зубчатых передач, и большую роль играет граничная смазка с сопутствующими ей повышенными коэффициентами трения и повышенным выделением тепла. Ввиду этого зубчато-винтовые передачи проявляют повышенную склонность к задиранию, и удовлетворительная их работа достигается применением специальных мер гипоидные передачи смазывают маслами с сильными антизадирными присадками червячные передачи смазывают маслами повышенной вязкости, причем червяк и червячное колесо изготовляют из разноименных металлов с пониженной склонностью к взаимному схватыванию (сталь— бронза). Что касается цилиндрических винтовых передач, то они в силу причин, упомянутых выше, и точечного контакта зубьев не могут передавать высокие нагрузки, вследствие чего применяются лишь в малонагруженных приводах [c.231]

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]

Линией зацепления является прямая, расположенная параллельно осям зубчатых колес. Соприкосновение зубьев парных зубчатых колес в каждой торцовой плоскости происходит только в одной точке, в связи с чем передачи Новикова выполняются только с непрямыми (косыми или шевронными) зубьями и осевым коэффициентом перекрытия, большим единицы. При работе контактная площадка перемещается вдоль зуба, что создает благоприятные условия для возникновения между зубьями устойчивой масляной пленки. Потери на трение в зацеплении Новикова меньше, чем в эвольвентной передаче, стойкость в отношении абразивного изнашивания — меньшая. [c.8]

Передача с малой суммой чисел зубьев имеет следующие недостатки более низкий коэффициент перекрытия, большие потери на трение в зацеплении, большую скорость скольжения, а следовательно, меньшую сопротивляемость поверхностей зубьев заеданию и износу, и боль-пюй вес из-за увеличения диаметра и толщины обода зубчатых колес. Кроме того, в редукторах типа РМ при суммарном числе зубьев ступени == 99, нормальном модуле Шп 0,02Л (Л — межосевое расстояние ступени), коэффициенте ширины зубчатого венца = 0 4 и угле [c.9]

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]

В передачах, работающих в масле, коэффициент трения ниже и действующие усилия больше, чем при работе всухую. Однако это компенсируется тем, что скольжение здесь не так опасно наличие масляной ванны уменьшает износ и способствует лучшему охлаждению колес. Условия работы колес приближаются к работе зубьев зубчатых редукторов. В ряде схем благоприятное направление скорости скольжения, когда оно перпендикулярно контактной линии, способствует образованию жидкостного трения, что, в свою очередь, уменьшает износ пары. Передачи, работающие в масле, могут проектироваться на значительно большие мощности, чем при работе всухую. Лучшие условия работы их позволяют повышать допускаемые контактные напряжения. Поэтому, несмотря на увеличениеусилия нажатия, габариты их получаются не больше, чем передач, работающих без масла. [c.228]

Муфты соедипитеЛьные зубчатые Зубчатые передачи — Зубья — Коэффициенты трения 28 Зубчатые (шлицевые) соединения 181 — 196 [c.431]

Коэффициент трения скольжения между зубьями. Коэффициент трения скольженпя между зубьямп хорошо приработанных зубчатых передач рекомендуется определять по формуле (2,8 +0,38/ ) 10-2ф( / ) [c.134]

Здесь /12 — температура ведущего (/1) или ведомого ( 2) зубчатого колеса в °С — средняя температура в корпусе передачи (температура масла) N — передаваемая мощность в квпг, / — коэффициент трения скольжения — число зубьев ведущего колеса 2-2 — число зубьев ведомого колеса т — модуль в м В — ширина колеса в м к — безразмерный эмпирический коэффициент [c.79]

Окончательная обработка зубьев пластмассового венца производится после его насадки на металлическую ступицу в нагретом состоянии, для чего венец предварительно выдерживают при температуре до 120° С в масляной ванне или в термическом шкафу. Пластмассовые шестерни на валу необходимо крепить с помощью фланцев или шпонок, причем нагрузка на шпонку не должна превышать 75— 100 кгс/см . При более высокой нагрузке и реверсивном характере работы передачи рекомендуется устанавливать не менее двух шпонок. Шпоночный паз располагают под зубом расстояние между пазом и окружностью оснований зубьев дожно быть не менее двух высот зубьев. Для понижения склонности к набуханию, улучшения износостойкости, а также снижения коэффициента трения зубчатые колеса перед окончательной нарезкой или установкой в узел машины целесообразно выдержать в течение суток в масле. Из графиков видно, что темп износа колес, выдержанных в масле, существенно снижается. Для пластмассовых зубчатых передач можно рекомендовать такую же смазку, как и для металлических передач, но в не- [c.86]

Неметаллические зубчатые колеса из пластмасс (текстолит, дре-вопластики, полиамиды и т. п.) работают бесшумно, что имеет особое значение при больших скоростях. Чтобы понизить коэффициент трения между зубьями, одно зубчатое колесо делают из пластмассы, а второе выполняют металлическим. Пластмассы обладают сравнительно небольшим сопротивлением срезу и смятию, поэтому в большинстве случаев для передачи момента применяют стальную втулку — ступицу, прочно соединяемую с телом колеса. В небольшие колеса ступицу устанавливают при формовании. Для лучшего сцепления наружную поверхность ступицы делают рифленой (накатанной) (рис. 10.12). Для предотвраш,ения выкрашивания и откалывания отдельных слоев [c.290]

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]

Неметаллические зубчатые колеса. Зубчатые колеса из пластмасс (текстолит, древопластики, полиамиды и т. п.) работают более бесшумно, чем металлические, что имеет особое значение при больших скоростях. Чтобы понизить коэффициент трения между зубьями, одно зубчатое колесо делают из пластмассы, а второе выполняют металлическим. Пластмассы имеют сравнительно небольшие сопротивления срезу и смятию, поэтому в большинстве случаев для передачи момента применяют стальную втулку-ступицу, прочно соединяемую с телом колеса. В небольшие колеса ступицу устанавливают при формовании. Для лучшего сцепления наружную поверхность ступицы делают рифленой (накатанной) (рис. 13.12). Чтобы предотвратить выкрашивание и откалывание отдельных слоев пластмассы, края зубьев защищают стальными дисками (рис. 13.13). Толщину диска рекомендуется принимать равной половине модуля, но не более 8 мм и не менее 2 мм. Материал дисков —сталь Ст.2, Ст.З. [c.227]

Для передачи вращения между перекрещивающимися под 90" валами часто используется зубчатая червячная передача (рис. 3.6, е). Червячная передача состоит из червяка и червячного колеса. Червяком называют косозубое колесо, линия зубьев которого делает один или более оборотов вокруг своей оси. Число зубьев червяка называют числом его заходов, ниток или витков. Число заходов червяка г чаще всего 1—4. Как правило, в червячной передаче ведущим звеном является червяк. Передаче от колеса к червяку препятствует обычно самоторможение, вызываемое очень большим коэффициентом трения. Передаточное отЕюшение червячной передачи определяется как 1 = =22/г, где 22 — число зубьев колеса, а —число заходов червяка. Величина передаточного отношения [c.70]

Научной основой теории расчета зубчатых и червячных передач и подшипников качения должна служить контактно-гидродинамическая теория смазки, зародившаяся в СССР. Работы в области этой теории позволили объяснить и численно обосновать ряд важнейших явлений контактной проч-ности деталей машин. Показано существенное повышение контактной прочности oпepeн aющиx поверхностей по сравнению с отстающими при качении со скольжением, связанное с резким изменением напряженного состояния в тонких поверхностных слоях от изменения направления сил трения в связи с пикой у эпюры давлений на выходе из контакта. Установлено численное значение (достигающее 1,5—2) коэффициента повышения несущей способности косозубых передач при значительном перепаде твердости шестерен и колес вследствие повышения контактной прочности опережающих поверхностей головок зубьев. [c.68]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...