Скольжение и трение в зацеплении

Скольжение и трение в зацеплении. В точке контакта С (рис. 4.15, а) наблюдается перекатывание и скольжение зубьев. Скорость скольжения можно определить из выражения V к = е (о)1 2). из которого видно, что скорость скольжения в произвольной точке касания двух сопряженных профилей пропорциональна расстоянию е этой точки от полюса зацепления. В полюсе она равна нулю, а при переходе через полюс меняется знак. [c.78]

Скольжение и трение Б зацеплении. В точках контакта С (рис. 8.6, а) наблюдается перекатывание и скольжение зубьев. Скорость скольжения и, как относительную скорость можно определить, используя известное правило механики. Сообщим всей системе угловую скорость со, с обратным знаком. При этом шестерня останавливается, а колесо поворачивается вокруг полюса зацепления /7, как мгновенного центра, с угловой скоростью, равной (сох+Ша). Скорость относительного движения (скольжения) в точке С [c.100]

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

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]

Для суждения о величине к.п.д. необходимо сравнивать значения углов подъёма витков червяка или — при данном передаточном числе — значения диаметров делительной окружности червяка, которым пропорциональны скорости скольжения, а следовательно, и потери в зацеплении (если не учитывать изменения d - os X и некоторого снижения коэфициента трения с увеличением скорости скольжения). [c.351]

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]

В этой передаче на внутренней стороне плоского ремня образованы выступы (зубья) трапецеидальной формы (рис. 12.29), а на шкиве — соответствующие впадины. 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 ближе к цепным передачам. Принцип зацепления устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении, что повышает КПД передачи. Здесь уменьшается влияние угла обхвата и межосевого расстояния на тяговую способность, что позволяет значительно снизить габариты передачи и увеличить передаточное отношение. Эластичная связь и упругость зубьев (вместо жестких шарнирных связей цепи) устраняют шум и динамические нагрузки. [c.293]

Малая сумма чисел зубьев имеет следующие недостатки более низкий коэффициент перекрытия, большие потери на трение в зацеплении, большая скорость скольжения, а отсюда меньшая сопротивляемость поверхностей зубьев заеданию и износу, и большой вес [c.9]

Для уменьшения трения в зацеплении червячные передачи часто работают в масляной ванне. Коэффициент трения в зацеплении (А зависит от величины скорости скольжения червячной пары и определяется по формуле [c.398]

Сз щественной кинематической характеристикой, влияющей на трение в зацеплении, является относительная скорость зубьев при их перемещении по виткам червяка. На рис. 9.8 показаны скорости движения — абсолютная скорость зубьев колеса — окружная скорость червяка, которую можно рассматривать как переносную скорость зубьев, и — относительная скорость зубьев, т. е. скорость скольжения. Из параллелограмма скоростей следует, что [c.284]

Величина потерь в зацеплении зависит от формы и числа зубьев и коэффициента трения в зацеплении. Основными являются потери из-за трения скольжения, зависящие от чистоты поверхности зубьев, свойств и количества смазки, скорости колес, величины [c.227]

Потери на трение в зацеплении обычно принимают пропорциональными полезной нагрузке и относят к так называемым нагрузочным потерям. Коэффициент трения скольжения между зубьями в зависимости от указанных факторов обычно колеблется в пределах от 0,025 до 0,1. За расчетные можно принимать следующие его значения в зависимости от суммарной скорости качения Уа = 2г окр зта [c.306]

При малых окружных скоростях и соответственно малых скоростях скольжения V k, несмотря на высокий коэффициент трения в зацеплении, заедание наблюдается очень редко. Это объясняется, по-видимому, тем, что при малых v k мала мощность трения. [c.210]

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]

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]

Скольжение взаимодействующих зубьев. Зацепление двух зубьев происходит по рабочим участкам профилей (рис. 3.80, заштрихованные участки), которые определяют графически путем переноса конечных точек Ki и (см. рис. 3.79) линии зацепления на профили зубьев. При вращении колес вследствие неравенства касательных составляющих v и v i окружных скоростей (см. рис. 3.77) возникает относительное скольжение рабочих участков профилей. Различие значений vi и v l объясняется тем, что эвольвенты профилей взаимодействуют дугами различной длины. Чем дальше от полюса, тем больше разница в соответствующих дугах и больше скольжение. Максимальное скольжение наблюдается в крайних точках зацепления (на ножках и головках зубьев). В полюсе зацепления скольжения нет (vl=v . При переходе через полюс изменяется направление скольжения. Скольжение сопровождается трением, которое является причиной потерь в зацеплении и износа зубьев. [c.333]

При передаче вращающего момента в зацеплении действуют нормальная сила и сила трения Rf, связанная со скольжением (рис. 3.101). Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии. Решающее влияние на его работоспособность оказывают контактные напряжения а и напряжения изгиба а , изменяющиеся по некоторому прерывистому циклу. Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев излома и выкрашивания рабочих поверхностей. Сила трения вызывает износ и заедание зубьев. [c.348]

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]

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]

Недостатки червячных передач значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи [c.163]

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 червячных передачах из-за повышенного трения скольжения в зацеплении происходит выделение большого количества теплоты, которая нагревает масло, а оно через стенки корпуса передает эту теплоту окружающей среде. Если отвод теплоты недостаточен, передача перегревается. При перегреве смазочные свойства масла резко ухудшаются (уменьшается вязкость), увеличиваются изнашивание червячного колеса и опасность заедания, что может привести к выходу передачи из строя. [c.257]

В процессе зацепления профили зубьев одновременно совершают процесс качения и скольжения. При этом на боковых поверхностях зубьев возникают силы сопротивления качения и силы трения скольжения. Трение качения мало по сравнению с трением скольжения и в расчетах им пренебрегают. [c.233]

Из рис. 224 видно, что касательные составляющие и у,2 окружных скоростей профилей зубьев в точке зацепления различны. И хотя это не нарушает правильности зацепления, но создает относительное скольжение профилей. Скорость скольжения = = V2 — Vi по мере приближения к полюсу уменьшается и в полюсе равна нулю. Скольжение сопровождается трением. Трение является причиной потерь мощности в зацеплении и износа зубьев. С уменьшением высоты зуба, уменьшением модуля уменьшается скольжение, уменьшается износ и увеличивается КПД. Зубчатые колеса с эвольвентным профилем зубьев изготовляют на специальных станках методом копирования или обкатки. [c.250]

При передаче вращающего момента в зацеплении действуют сила Р (рис. 235) и сила трения, связанная со скольжением. Под действием этих сил зуб находится в сложно-напряженном состоянии. Решающее влияние на его работоспособность оказывают контактные напряжения Од и напряжения изгиба Of, изменяющиеся по некоторому прерывистому циклу. [c.257]

В зубчато-ременной передаче на внутренней стороне плоского ремня образованы выступы (зубья) трапецеидальной формы (рис. 260, а), а на шкиве - соответствующие впадины. Таким образом, передача работает по принципу зацепления, а не трения. Принцип зацепления устраняет скольжение, необходимость в большом предварительном натяжении, обеспечивает синхронное вращение валов. Эта передача по фавнению с ременной компактнее, а по сравнению с цепной работает плавнее с меньшим шумом, не требует ухода и смазки. [c.288]

Основные закономерности сухого трения. Поверхности звеньев, даже весьма тщательно отполированные, имеют мало заметные для невооруженного глаза выступы и углубления, которые образуют так называемую шероховатость (рис. 7.1, б). При скольжении шероховатых поверхностей происходит механическое зацепление и деформирование отдельных выступов, на что затрачивается некоторая часть энергии движущих сил. Кроме того, в местах весьма плотного соприкасания выступов шероховатых поверхностей возникают силы молекулярного взаимодействия, на преодоление которых также затрачивается энергия движущих сил. Таким образом, сухое трение скольжения и возникающее при этом сопротивление относительному движению звеньев являются, в основном, результатом механического зацепления мельчайших выступов поверхностей и молекулярного взаимодействия их по площадкам контакта. [c.153]

Потери на трение в зацеплении обычно принимают пропорциональными полезной нагрузке и относят к так называемым нагрузочным но1ерям. Коэф( )Ициент трения скольжения между зубьями j п зани-симости от указанных факторов обычно колеблется и пределах 0,025... 0,08, За расчетные можно принимать следуюш,ие его значения в зависимости от сумм,1рной скорости качения г , = sin Хл [c.199]

При более или менее значительных скоростях скольжения венец червячного колеса необходимо изготовлять из бронзы, предпочтительно оловянистой. Чугунные червячные колёса могут применяться только при небольших скоростях скольжения в зацеплении. Червячные колёса из неоловянистых бронз, особенно из высокопрочных, при скоростях скольжения от 2 до 10 м/сек (при которых обычно ещё не достигается чистого жидкостного трения в зацеплении) обнаруживают склонность к заеданию при повышенных температурах, при перегрузках, при недостаточной приработанности зацепления и т. д. [c.215]

В ИМАШ АН СССР проведены теоретические и экспериментальные исследования, позволившие выявить закономерности изменения информационных свойств виброакустических процессов при наличии дефектов монтажа и развития деградационных явлений при эксплуатации машин. Разработанные методы обнаружения и диагностирования зapoждaюш x я эксплуатационных дефектов основаны на анализе свойств вынужденных и собственных колебаний дефектных узлов. Проведенная при этом >-нифи-кация методов диагностирования дефектов на ранней стадии их развития базируется, в частности, на том, что для узлов трения (подшипники скольжения и качения, зубчатые зацепления и т.п.) основным деградационным эффектом, приводящим к отказу, является развитие локальных повреждений контактируемых поверхностей (выкрашивания, задиры, трещины). Установлено, в частности, что при всех видах дефектов развитие повреждений сопровождается увеличением глубины амплитудно-импульсной модуляции в зоне собственной частоты дефектного узла. [c.27]

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]

Скорость скольжения пропорциональна расстоянию е точки контакта от полюса. В полюсе она равна нулю, а при переходе через полюс меняется знак. Переходя от линии зацепления к поверхности зубьев (рис. 8.6, б), от.метим, что максимальное скольжение наблюдается на ножках и головках зубьев, на начальной окружности оно равно нулю и изменяет направление. Скольжение сопровождается 1рением. Трение является причиной потерь в зацеплении и износа зубьев. У ведущи.ч зубьев силы трения направлены от начальной окружности, а у ведомых — наоборот. При постоянных диаметрах колес расстояние точек начала и конца зацепления от полюса, а следовательно, и скорост , скольжения увеличива отся с увеличением вь[соты зуба и модуля зацепления. У мелкомодульных колес с большим числом зубьев скольжение меньше, а к. и. д. выше, чем у крупномодульных с малым числом зубьев [см. формулу (8.52)1. [c.101]

При работе передачи из-за повышенного трения скольжения в зацеплении происходит выделение большого количества теплоты, что ухудшает условия смазки, при этом увеличиваются износ и опасность заедания, поэтому обязательно произподят тепловой расчет червячной передачи. [c.387]

Рассмотрим силы, действующие в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи (рис, 7.8). При изображенном на этом рисунке контакте пары зубьев в полюсе П скольжение (следовательно, и трение) отсутствз ет, зацепление будет од- [c.116]

КПД. Для червячных передач Л = ЛпЛрЛ, где Лп5 Лр> Лз — КПД, учитывающие соответственно потери мощности в подшипниках, на разбрызгивание, размешивание масла и в зацеплении. Потери в зацеплении составляют главную часть потерь в передаче. Значение Лз определяют по формуле (4.10) при vlf = y для винтовой пары Лз = tgY/tg(Y + фJ. Здесь ф — приведенный угол трения, зависящии от скорости скольжения (табл. 11.2). При увеличении величина ф значительно снижается, так как при этом в зоне зацепления создаются благоприятные условия для обрабатывания непрерывного масляного слоя. Табличные значения ф получены экспериментально с учетом потерь в подшипниках Лп и на разбрызгивание и размешивание масла Лр> поэтому общий КПД червячной передачи определяют по формуле [c.248]

Опотерях в зубчатом зацеплении. При относительном скольжении и обкатывании зубчатых эвольвентных профилей появляются потери на трение. Коэффициент потерь в зубчатом зацеплении приближенно может быть рассчитан по формуле [c.353]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...