Трение в зацеплении и к. п. д передачи

Цепные передачи работают на принципе зацепления, а не трения, как ременные. Это обеспечивает постоянство среднего передаточного отношения. Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи с чем уменьшается нагрузка на валы и опоры, а также повышается к. п. д. передачи (до 0,98). [c.428]

К.п.д. зубчатых передач. Потери мощности в зубчатых передачах складываются из потерь на трение в зацеплении, на трение в подшипниках и гидравлических потерь на взбалтывание и разбрызгивание масла (закрытые передачи). Потери в зацеплении составляют главную часть потерь передачи, они зависят от точности изготовления, способа смазывания, шероховатости рабочих поверхностей, скорости колес, свойств смазочных материалов и числа зубьев колес. С увеличением числа зубьев к.п.д. передачи возрастает. При передаче неполной мощности к.п.д. передачи снижается. Для выполнения расчетов можно использовать табл. 8.3. [c.122]

Фиг. 57. График для определения ориентировочных значений к. п. д. передач ЗК с учетом потерь на трение в зацеплениях и подшипниках качения (ведущим является центральное колесо а) [16].

Величина к. п. д. зубчатой передачи- определяется потерями на трение в зацеплении, учитываемыми коэффициентом т)з (см. табл. 33.3), потерями в опорах (подшипниках), учитываемыми коэффициентом т]п, и потерями на разбрызгивание и перемешивание масла, учитываемыми коэффициентом гь, вводимым при проектировании редукторов. Общий к. п. д. передачи [c.415]

Потери на трение в зубчатом зацеплении учитываются к. п. д. Трение в винтовых передачах, в том числе и чер]вячных, аналогично трению в винтовой паре, что рассмотрено в 3 гл. VI. [c.148]

Для расчета статических моментов в кинематических цепях и отдельных передачах с целью получения расчетного критерия для проверки качества сборки необходимо уметь определять к. п. д. передач при однопрофильном зацеплении. Соответствующие формулы широко представлены в технической литературе. Однако применение их в приборостроении и особенно в точном приборостроении с весьма специфичными для него малыми нагрузками в передачах и более высокими требованиями к точности расчета приводит к необходимости введения некоторых корректировок. В связи с этим рассмотрим кратко некоторые вопросы теории трения. [c.7]

Как показали исследования [53], [55], вследствие значительной величины составляющей суммарной скорости, перпендикулярной контактным линиям в зацеплении глобоидной передачи (см. рис. 273), после приработки создаются условия для возникновения жидкостного трения. При колебаниях нагрузки и перегрузках жидкостное трение уступает место контактно-жидкостному трению, что сразу же сказывается на возрастании износа рабочих поверхностей витков и зубьев и снижении к. п. д. передачи. [c.460]

В планетарных передачах так же, как и в простых зубчатых передачах, потери мощности складываются из потерь на трение в зацеплении, опорах и на разбрызгивание масла. Основными, при правильно выбранной системе смазки, являются потери в зацеплении. Эти потери наиболее изучены и более достоверно могут быть учтены. Потери мощности в опорах и на разбрызгивание масла, а в быстроходных передачах и вентиляционные потери определяются по возможности отдельно, или включаются в потери на трение в зацеплении и учитываются путем некоторого снижения к.п.д. зацепления пары зубчатых колес. Зависимости отдельных видов потерь от разных факторов различны и объединение всех потерь в общем к. п. д. недостаточно верно. [c.60]

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]

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]

Смазка. Для соблюдения нормальных условий работы зацепление должно смазываться. Смазка предназначена для уменьшения трения между зубьями и, следовательно, повышения к. п. д., предупреждения коррозии, отвода тепла, уменьшения ударов при вхождении зубьев в контакт. Сорт масла для силовых передач определяется в зависимости от скорости, материала колес и величины удельной нагрузки. [c.286]

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]

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]

В отличие от передач зацеплением в передачах трением к. п. д., кроме силовых, учитывает и скоростные потери. [c.445]

Методика точного определения к. п. д. и термической мощности передач еще не разработана в связи с недостаточными данными для коэффициента трения в зацеплении глобоидных передач и влияния на его величину точности изготовления, [c.444]

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]

Применение ролика, вращающегося на оси, обеспечивает в системе зацепления с. ним червяка трение качения, повышает к. п. д. и износоустойчивость передачи. [c.119]

К. п. д. конических зубчатых передач несколько ниже, чем передач цилиндрическими колесами вследствие больших потерь в зацеплении и трения в упорных подшипниках. Обычно в расчетах для конических зубчатых передач потери принимают примерно в 2 раза большими, чем для цилиндрических зубчатых передач. [c.349]

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]

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]

С целью облегчения расчетов в табл. 3—6 приводятся к. п. д. цилиндрических прямозубых передач, вычисленные по формуле (3.1) при = 22 180 и окружных усилиях до 3000 Г для четырех значений коэффициента трения в зубчатых зацеплениях ц. При г> 180 полагают т) 1. С помощью таблиц легко определить к. п. д. и тех передач, где [c.14]

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]

С целью облегчения расчетов в табл. 16—19 приводятся к. п. д. конических передач, вычисленные по формуле (3.28) при 21 = 2з < 120 и нормальных усилиях до 3000 Г для четырех значений коэффициента трения в зубчатых зацеплениях (х. [c.33]

Передача крутящего момента к движителям трактора сопровождается механическими потерями, происходящими вследствие трения в подшипниках и в зацеплении шестерен коробки передач, центральной и конечной передач. Эти потери зависят также от вязкости, количества и уровня заливаемого масла и ряда других факторов и характеризуются механич ким к. п. д. трансмиссии 1]м, равным произведению к. п. д. ее отдельных агрегатов [c.437]

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]

Из обширного многообразия различных типов планетарных передач в справочнике наряду с волновыми наиболее полно представлены передачи, проектируемые на базе механизмов А и 3 1, получившие наибольшее распространение вследствие малых массы, габаритов, потерь на трение и сравнительной простоты изготовления. В справочнике даны также расчеты передаточных отношений, к. п. д., /геометрии и прочности зацепления передач с механизмами В, С ж О. [c.3]

Вместе с тем, распространение зоны контакта па участки, удаленные от оси симметрии наибольшей деформации, связано с увеличением скорости скольжения зубьев, а следовательно, с увеличением мощности трения в зацеплении. Это приводит к снижению к. п. д. и к усилению износа зубьев, по крайней мере, в первый период работы передачи. [c.283]

В погрузчиках 4004 использован рулевой механизм автомобиля ГАЗ-51 с укороченным валом и рулевой колонкой. Этот механизм (рис. 131, в) состоит из передаточной пары—глобоидального червяка 2 и двухгребневого ролика 4. Червяк жестко закреплен на рулевом валу 1. Ролик 4 установлен на оси 3 на двух радиально упорных подшипниках. Опорой для оси ролика является утолщение 5 на горизонтальном валу, вращающемся в подшипниках картера. На выходной конец этого вала посажена рулевая сошка. Применение вращающегося на оси ролика обеспечивает в зацеплении червяка с роликом трение качения, что повышает износоустойчивость и к. п. д. передачи. В погрузчиках ПТШ-3 использована рулевая колонка с рулевым колесом и рулевым механизмом автомобиля ЗИЛ-130, принципиально повторяющим рулевой механизм автомобиля ГАЗ-51. [c.243]

Балансирный редуктор представляет собой шестеренчатый редуктор, к корпусу которого приложен момент М , равный разности между моментами на входном и выходном валах (рис. 131). При измерении с помощью балансирного редуктора (мультипликатора) следует учитывать энергию, расходуемую на преодоление сил трения в зубчатых зацеплениях в этом случае зависит от механического к. п. д. передачи т) . Если выразить А1вых через М р и передаточное отношение зубчатой передачи /, то получим [c.323]

В этой передаче на внутренней стороне плоского ремня образованы выступы (зубья) трапецендзльной формы (рнс. 8.28), а на шкиве — соответствуюш,ие впадпны. Таким образом, передача работает по принципу зацепления, а не трения. К ременным передачам она относится условно только по названию и конструкции тягового органа. По принципу работы она относится к цепным передачам. Принцип зацепления устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении, что повышает к. п. д. передачи. Здесь уменьшается влияние угла обхвата и межосевого рас-стояния на тяговую способность, что позволяет значительно снизить габариты передачи и увеличить пере- Рис. 8.28 [c.145]

К. п.д. планетарного механизма. Обеспечение заданного передаточмого отношения есть основное условие синтеза планетарных механизмов. Из дополнительных условий одним из важнейших является коэффициент полезного действия (к. п. д.) К. п. д. планетарного механизма можно определять двумя методами. Первый метод основан на силовом расчете с учетом трения. Второй метод основан на предположении, что при обращенном движении силы, действующие па звенья механизма, не изменяются, и потому их отношения могут быть выражены через к. п. д. обращенного механизма. Второй метод является приближенным, так как при обращении движения несколько меняются силы гидравлического сопротивления (в передачах с колесами, погруженными в масляную ванну), не учитываются центробежные силы инерции сателлитов и т. п. Однако он применяется чаще, так как при расчетах по первому методу надо иметь значения коэффициентов тренпя в зубчатых зацеплениях, которые, как правило, не известны. При расчетах по второму методу требуется лишь знать к. п. д. зубчатого механизма с неподвижными осями (к. п. д. обращенного механизма), экспериментальные значения которого определены с достаточной точностью. [c.462]

Смазывание. В пропессе зацепления зубьев вследствие трения качения и скольжения (см. 8.9) происходит нагрев передачи, изнашивание зубьев, снижение к.п.д. [c.121]

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]

К. п. д. планетарной передачи можно также находить с помощью потенциальной мощности (Бэкингем). Потенциальной мощностью (мощностью в зацеплении) называют мощность обыкновенной зубчатой передачи, имеющей такие же потери (при этом не учитываются влияние числа аубьев на потери и влияние трения на окружные усилия). Потенциальная мощность косвенно характеризует к. п. д. механизма. [c.264]

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]

Цепные вариаторы (схемы 7, табл. 21.2) сложнее и дороже клиноременных вариаторов, но компактнее, долговечнее и более надежны. Различают вариаторы, передающие движение зацеплением и трением. В звеньях цепи вариаторов второго типа установлены закаленные ролики. Диапазон регулирования в первых до Д = 6, во вторых — достигает Д = 7 10. Цепные передачи зацеплением обеспечивают i = onst и могут передавать большие нагрузки, благодаря чему получили большое распространение. Они применяются для мощностей до 30 кет, имеют к. п. д. ц = 0,8 н- 0,9. [c.329]

Передача мощности к движитедям трактора сопровождается механическими потерями, происходящими вследствие трения в подшипниках и в зацеплении шестерен коробки передач, центральной и конечной передач, а также взбалтывания картерного масла. Эти потери характеризуются к. п. д. трансмиссии Tij,, равным отношению работы, переданной за определенный промежуток времени движителям трактора, к работе, отданной коленчатым валом двигателя за тот же промежуток времени при установившемся режиме работы трактора. [c.326]

К середине XIX в. в России выросла плеяда талантливых ученых, заложивших основы современной теории механизмов и машин. Основателем русской школы этой науки был великий математик акад. П. Л. Чебышев (1821—1894 гг.), которому принадлежит ряд оригинальных исследований, посвяш,енных синтезу механизмов, теории регуляторов и зубчатых зацеплений, структуре плоских механизмов. Он создал схемы свыше 40 различных механизмов и большое количество их модификаций. Акад. И. А. Вышнеградский явился основателем теории автоматического регулирования его работы в этой области нашли достойного продолжателя в лице выдаюш,егося русского ученого проф. Н. Е. Жуковского, а также словацкого инженера А. Сто-долы и английского физика Д. Максвелла. Н. Е. Жуковскому — отцу русской авиации — принадлежит также ряд работ, посвященных решению задачи динамики машин (теорема о жестком рычаге), исследованию распределения давления между витками резьбы винта и гайки, трения смазочного слоя между шипом и подшипником, выполненных им в соавторстве с акад. С. А. Чаплыгиным и др. Глубокие исследования в области теории смазочного слоя, а также по ременным передачам выполнены почетным академиком Н. П. Петровым. В 1886 г. проф. П. К. Худяков заложил научные основы курса деталей машин. Ученик Н. А. Вышнеградского проф. В. Л. Кирпичев известен как автор графических методов исследований статики и кинематики механизмов. Он первым начал читать (в Петербургском технологическом институте) курс деталей машин как самостоятельную дисциплину и издал в 1898 г. первый учебник под тем же названием, В его популярной до сих пор книге Беседы о механике решены задачи равновесия сил, действующих в стержневых механизмах, динамики машин и др. Выдающийся советский ученый проф. Н. И. Мерцалов дал новые оригинальные решения задач кинематики и динамики механизмов. В 1914 г. он написал труд Динамика механизмов , который явился первым систематическим курсом в этой области. Н. И. Мерцалов первым начал исследовать пространственные механизмы. Акад. В. П. Горячкин провел фундаментальные исследования в области теории сельскохозяйственных машин. [c.7]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...