Зубчатые Потери

На практике обычно коэффициенты полезного действия зубчатых механизмов определяются экспериментально. В предварительных расчетах принимают коэффициент полезного действия г при учете потерь в зубьях равным для колес с шлифованными зубьями 0,99 для колес с нарезанными и нешлифованными зубьями от 0,975 до 0,985 для косозубых колес от 0,97 до 0,975 и т. д, [c.317]

Картерную еиетему смазывания применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 1 5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура. [c.134]

Раздельное измерение потерь связано с большими трудностями. Поэтому на практике обычно определяют суммарные потери в передаче. Для приближенных расчетов можно использовать следующие ориентировочные значения к. п. д. одной ступени зубчатого редуктора на подшипниках качения при номинальной нагрузке [c.139]

Аналитическое определение сил, действующих на валы, и потерь в зубчатой муфте при наличии несоосности значительно сложней, чем в описанном выше случае. На основе опытов приближенно принимают [c.306]

Определить потребную мощность электродвигателя привода ленточного конвейера (см. рис. 9.5), если полезное натяжение ленты Pj = 5000 н, скорость ее движения v = 0,75 м/сек и все валы установлены на подшипниках качения. К. п. д. пары зубчатых колес T i = 0,98 к. п. д., учитывающий потери в паре подшипников качения, TI2 = 0,99. [c.148]

По данным и результатам решения предыдущей задачи определить величины моментов на ведомом валу при включении каждой из ступеней передачи, если подводимая к ведущему валу мощность N = 50 кет-, к. п. д. зубчатой пары т) = 0,98 к. п. д., учитывающий потери в одной паре подшипников качения, т]2 = 0,99. [c.148]

Уточняем к. п. д., принимая для одной пары литых зубчатых колес с учетом потерь в опорах V i = 0,90 и для барабана Г)2 = 0,95 тогда [c.155]

Зубья некорригированы, нормальной высоты, с углом зацепления а = 20°. Редуктор предназначен для непрерывной работы. Нагрузка реверсивная. Требуется на основании чертежа составить кинематическую схему, а по данным таблицы определить (из расчета зубьев каждой ступени на контактную прочность) допускаемую мош,ность на ведущем валу. Потери в зубчатых передачах и подшипниках не учитывать. Срок службы неограничен. Коэффициент нагрузки К = 1,25. [c.165]

Потерями в подшипниках и в зубчатых передачах пренебречь. Полученные по расчету величины диаметров округлить до ближайших стандартных по ряду Ra 40, ГОСТ 6636—60. [c.205]

Расчетное усилие, действующее на винт приводного домкрата (рис. 16.13) при подъеме груза толчком равно 310 кн. Винт домкрата имеет однозаходную трапецеидальную резьбу с наружным диаметром d = 85 мм и шагом S = 2Q мм (ГОСТ 9484—60). Коэффициент трения в резьбе винта и гайки / = 0,12. Трение в головке домкрата не учитывать. К. п. д. одной пары зубчатых колес с учетом потерь в подшипниках равен 0,95. [c.269]

Моменты на зубчатых колесах Ог и g2 (с учетом потерь на трение) на колесе Яг (см. табл. 7.4, 7.5, рис. 7.3) [c.185]

Виды зубчатых зацеплений приборов. Повышающие передачи приборов весьма чувствительны к потерям момента на преодоление трения в механизме. При использовании в мультипликаторах эвольвентного зацепления, особенно при больших передаточных числах, наблюдается значительное падение передаваемого момента на ведомой оси. Поэтому эвольвентное зацепление редко применяют [c.344]

Потери мощности в зубчатых передачах в основном складываются из потерь а) на трение в зацеплении б) на разбрызгивание масла в) в подшипниках. В особо быстроходных передачах могут быть значительными вентиляционные потери. [c.198]

Таким образом, заданное передаточное отношение можно обеспечить множеством различных схем планетарных передач, которые будут значительно отличаться по размерам, к. п. д., динамическим качествам. Схемы должны выбираться как с учетом качества простых планетарных передач, из которых компонуется зубчатый редуктор, так и назначения механизма, условия и режима его работы, места установки, а также учета типа передачи и вида зацепления, распределения и г ц по ступеням и выбора числа ступеней, оценки потерь на трение, вибрации и упругости звеньев и пр. Поэтому в общем случае выбор схемы с учетом множества факторов может быть выполнен только методами оптимизации с применением ЭВМ. [c.420]

Значительно расширяется диапазон регулирования при широких ремнях, отличающихся большим отношением bp/h. Угол канавки, образованной дисками, при этом снижают до 22—28°. Как правило, широкие ремни изготовляют зубчатыми, что позволяет применять шкивы малых диаметров и уменьшает потери в передаче. [c.542]

При определении КПД зубчатого механизма (рис. 26.8) необходимо учесть потерн мощности в опорах, зубчатом зацеплении и на перемешивание смазочного материала. КПД опор определяется по форму-ла.м для вращательных кинематических пар. Мгновенные потери мощности в кинематической паре В, если пренебречь потерями на трение качения и учесть только потери на трение скольжения, определятся из выражения (26.18) (знак — —для внутреннего зацепления) [c.329]

Потери энергии в зубчатых передачах зависят от типа передачи, точности ее изготовления, смазки и складываются из потерь па трение в зацеплении, в опорах валов и (для закрытых передач) потерь на перемешивание и разбрызгивание масла. Потерянная механическая энергия переходит в тепловую, что в некоторых случаях делает необходимым тепловой расчет передачи. [c.107]

В результате прогиба и поворота сечений вала изменяется взаимное положение зубчатых венцов передач (рис. 12.7) и элементов подшипников, что вызывает неравномерность распределения нагрузок по ширине венцов зубчатых колес и длине подшипников скольжения, перекос колец подшипников качения. Деформация кручения валов вызывает неравномерность распределения нагрузки по длине шлицев в шлицевых соединениях, по длине венцов валов — шестерен, может быть причиной потери точности ходовых винтов токарно-винторезных станков и причиной возникновения крутильных колебаний валов. [c.218]

Наименьший удельный расход и наибольший адиабатный к. п. д. имеют шестеренные пневмодвигатели с шевронными зубчатыми роторами. Адиабатный к. п. д., которым учитываются все потери в пневмодвигателе, зависит от типа и размера пневмодвигателя, а также от частоты вращения. Последнее хорошо видно на характеристике пневмодвигателя (рис. 15.4), представляющей собой графическую зависимость между его основными техниче- [c.256]

Определить диаметр вала d по III гипотезе прочности при допускаемом напряжении [а] = 100 МПа. Собственным весом вала,, весом шкива и зубчатого колеса и потерями на трение на опорах пренебречь. [c.86]

Трение в зубчатом зацеплении и расчет коэффициента потерь. Коэффициент полезного действия планетарного зубчатого редуктора [c.161]

Для зубчатого механизма с цилиндрическими колесами и эвольвентным профилем зубьев, учитывая потерн на трение от относительного скольжения профилей зубьев, коэффициент потерь [c.161]

Общий КПД червячного редуктора т) = По Пз Пр Пв. где ir)o =i = 0,94-ь0,98 —КПД учитывает потери на трение в опорах Т1з = 1-V-0,21/ — КПД учитывает потери на трение при относительном скольжении профилей зубьев (как в обычном зубчатом зацеплении) т]р — учитывает потери мощности на размешивание н разбрызгивание масла червяком, погруженным в масляную ванну т]в —КПД учитывает потери на трение при скольжении вдоль винтовой линии резьбы червяка / —приведенный коэффициент трения между зубьями червяка и червячного колеса. [c.162]

В этой схеме наружный кожух неподвижный мощность подводится и отводится с помощью зубчатых передач. Зонды выводятся через полый вал направляющего аппарата. Во ВНИИтрансмаше были разработаны оригинальные угловые приспособления для замера потока в зазорах между турбиной и направляющим аппаратом, направляющим аппаратом и насосом. Недостатком этой схемы является наличие промежуточных зубчатых передач на ведущем и ведомом валах. В этом случае возникают дополнительные погрешности при замере крутящих моментов из-за потерь в них. [c.315]

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]

К. п. д. каждой зубчатой передачи г)зубч = 0,99 к. п. д., учитывающий потери в опорах одного вала, т)оп = 0,98 полезная мощность на первом валу Ni = 12 квт частота вращения первого вала /ij = 200 об/мин передаточные числа Ui2 = 2,4 и з = 3. [c.282]

Силовой анализ зубчатых механизмов с параллельными осями аналогичен рассмотренному нами в предыдущем параграфе расчету фрикционной передачи. Однако в данном случае требуется, в дополнение к потерям на трение в подшипниках, учитывать еще [c.97]

Силовой анализ зубчатых механизмов мы будем производить сначала, пренебрегая трением в зацеплениях и подшипниках. После определения реакций в кинематических парах мы определим потери в них на трение, что позволит вычислить величину к. п. д. механизма. Если необходимы более точные результаты, надо повторить силовой расчет, воспользовавшись результатами первого, но уже приняв во внимание и трение. [c.100]

Сначала займемся подбором электродвигателя. Мощность на выходе (1.1) Рвых = С, С= 6000 1/1000 = 6,0 кВт. Потери энергии происходят в опорах приводного вала, в цепной передаче, в зацеплении зубчатых колес с учетом потерь в подшипниках, в соединительной муфте. По табл. 1.1 соответственно находим Г оп = 0,99 г ц = 0,92...0,95 [c.41]

Картерное смазьгеание применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазьшании. Кроме того, заметно возрастают потери мошцости на перемешивание масла, повышается его температура. [c.172]

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]

Способы натяжения рем ней. Выше показано, что значение натяжения fo ремня оказывает существенное влияние на долговечность, тяговую способность II к. п. д. передачи. Наиболее экономичными и долговечными являются передачи с малым запасом трепня (с малым запасом F ). На практике большинство передач работает с переменным режимом нагрузки, а расчет передачи выполняют по максимальной из-возможных нагрузок. При этом в передачах с постоянным предварительным натяжением в периоды недогрузок излишнее натяжение снижает долговечность и к. п. д. С этих позиций целесообразна конструкция передачи, у которой натяжение ремня автоматически изменяется с изменением нагрузки, т. е. отношение f(// onst. Пример такой передачи показан на рис. 12.12. Здесь ременная передача сочетается с зубчатой. Шкив / установлен на качающемся рычаге 2, который является одновременно осью ведомого колеса 3 зубчатой передачи. Натяжение 2Г ремпя равно окружной силе в зацеплении зубчатой передачи, т. е. пропорционально моменту нагрузки. Преимуществом передачи является также то, что центробежные силы не влияют на тяговую способность (передача может работать при больишх скоростях). Недостатки передачи сложность конструкции и потеря свойств само-предохранения от перегрузки. [c.231]

Известные зубчатые цени различают в основном по конструкции шарниров. Совершенствование шарниров направлено на уменьшение нзноса н потерь на трение. Применяют шарниры скольжения (рис. 13.5, а) н шарниры качения (pi[ . 13.5, б). В шарнирах скольжения виладыши 1 и 2 пронизывают пластины по всей ширине цепи. При [c.246]

Для уменьшения потерь на трение в за. еплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждения зубчатых олес, удаления продуктов износа и предохранения от коррозии п имеияются два способа смазки картерная (окунанием) и циркуля ионная. Выбор способа смазки зависит от конструкции передач (pf дукторы, коробки передач), передаваемой мощности, окружной с орости колес, материалов зубчатых колес и критериев их работос особности. [c.141]

Достоинством планетарных передач являются широкие кинематические возможности, позволяющие использовать передачу как понижающую с большими передаточными отношениями и как повышающую. Кроме того, планетарные передачи имеют малые габариты и массу по сравнению со ступенчатой зубчатой передачей с тем же передаточным отношением. Это объясняется тем, что а) мощность передается по нескольким потокам и нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается б) при симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются и нагрузки на опоры входных и выходных валов невелики, что упрощает конструкцию опор и снижает потери в) внутреннее зацепление, имею1цееся в передаче, обладает повышенной нагрузочной способностью по сравнению с внешним зацеплением. Недостатком планетарных передач являются повышенные требования к точности изготовления и большой мертвый ход. [c.230]

При одинаковых передаточных отношениях потери в червячных передачах существенно больше, чем в зубчатых. Это огряничивает [c.642]

Кроме этого, в планетарных многосателлитных перадачах на числа зубьев зубчатых колес накладываются ограничения по условиям соседства и сборки. Условие соседства заключается в обеспечении зазора А между окружностями выступов сателлитов (рис. 14.1), определяемого потерями на вентиляцию и перемешивание смазочного материала [c.164]

Причины, вызывающие необходимость затраты дополнительной энергии, отличаются большим разнообразием. Наиболее существенны потери на преодоление сопротивления относительному движению контактирующих твердых звеньев. Затраты мощности необходимы также для преодоления сопротивления движению звеньев окру.жающей среды — воздуха (особенно при больших скоростях), жидкостей, в частности смазочных материалов, для звеньев, полностью или частично погруженных в них (например, зубчатых колес, шарнирных соединений я т. п.). В процессе работы звенья исш.атывают деформации под воздействием передаваемых нагрузок, в результате чего потенциальная энергия упругих деформаций переходит в тепловую. Такие потери имеют место в упругом контакте колес фрикционных механизмов, в гибких звеньях, соответствующих механизмов (например, ременных). Относительные [c.321]

Так как расстояние от точки контакта К ДО полюса зацепления W изменяется от biW до Wb , то потери на трение в зацеплении переменны. Поэтому при определении среднего значения КПД зубчатого зацепления следует учитывать средние потерн мощности за время нахождения в зацеплении пары зубьев, используя среднее значение расстояния точки контакта зубьев от полюса зацепления W, выраженное через основной шаг Р и торцовый коэ4тфициент перекрытия ва (см. гл. 10) [c.329]

Расчеты на сопротивление усталости (или упрощенно — расчеты на усталость) имеют в технике очень большое значение. На усталость при изгибе рассчитывают валы и вращаюшиеся оси, на контактную усталость и изгиб рассчитывают зубья зубчатых передач, катки фрикционных передач и многие другие детали. Потеря работоспособности и поломки деталей конструкций нередко происходят из-за усталости материала. [c.283]

К. п. д. каждой зубчатой передачи 11зуб = 0,98 к. п. д., учитывающий потери в опорах одного вала, т]оп = 0,99 полезная мощность на первом валу = = 10 кВт частота вращения первого [c.199]

Кол бинировапный волновой редуктор с неподвижным гибким колесо1Л 7 и зубчатой передачей имеет цилиндрический корпус, прикрепленный винтами к панели 11. Вращение валика двигателя Дв чер з зубчатые колеса 4, 3 и 6 передается на генератор волн, который имеет форму кулачка и осуществляет принудительную деформацию гибкого колеса 7. Для уменьшения потерь на трений между кулачком и стальным закаленным кольцом, запрессованным в, ибкое колесо 7, расположены два ряда шариков. Жесткое [c.431]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...