Потери на трение в зацеплении

При более точных (проверочных) расчетах принимаются во внимание факторы, которые учитываются коэффициентом полезного действия. Последний определяется из следующих предположений. Потеря мощности в планетарной передаче образуется из потерь на трение в зацеплениях, опорах и потерь на размешивание и разбрызгивание масла. Расчетным путем относительно точно можно определить потери в зацеплении и опорах. Аналитическое определение гидравлических потерь сложно и приближенно, поэтому их определяют опытным путем. Обычно они составляют небольшую часть от потерь в зацеплении и в расчетах часто не учитываются. [c.165]

Планетарные передачи, базовым механизмом для которых служит дифференциал с двумя внутренними зацеплениями блока сателлитов (см. рис. 19, б), более рациональны как в отношении габаритов, так и в отношении потерь на трение в зацеплениях. Однако большую величину передаточного отношения можно здесь получить только при минимальной разности чисел зубьев сопряженных центральных колес и сателлитов. В таких передачах может быть установлен всего один блок сателлитов, что ограничивает верхний предел передаваемой мощности величиной 30—35 кВт. [c.338]

Потери на размешивание и разбрызгивание масла растут с увеличением вязкости масла, окружной скорости, ширины колес, глубины погружения, В отличие от потерь на трение в зацеплении они не зависят от нагрузки и поэтому относятся к числу постоянных потерь. [c.199]

Коэффициент полезного действия червячной передачи определяется потерями на трение в зацеплении, потерями на [c.172]

Силовой расчет звена 1 мы также рассматривать не будем, ибо с решением такой задачи мы уже знакомы. Не будем мы определять и величины потерь на трение в подшипниках, но остановимся на особенностях определения потерь на трение в зацеплениях Так кан [c.108]

Потери на трение в зацеплениях можно исследовать для условного зацепления цилиндрических колес, заменяющих соответствующие им конические колеса. Радиусы начальных окружностей условных цилиндрических колес можно вычислить по формуле (3.48) [c.111]

КПД зубчатой передачи. Потери мощности в зубчатых передачах складываются из потерь на трение в зацеплении, на трение в подшипниках и гидравлических потерь на размешивание и разбрызгивание масла (закрытые передачи). Потери в зацеплении составляют главную часть потерь передачи, ОНИ зависят от точности изготовления и способа смазывания. Среднее значение КПД закрытых передач с учетом потерь в подшипниках зубчатая цилиндрическая г] = 0,96...0,98 зубчатая коническая т) ===0,9 5...0,97. Потерянная мощность в передаче [c.163]

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]

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]

Потери на трение между зубьями. Коэфициент, учитывающий потери на трение в зацеплении, определяется по следующей формуле [c.294]

КПД планетарных передач. Потери мощности складываются из потерь на трение в зацеплениях и подшипниках сателлитов, на размешивание масла (гидравлические). При больших скоростях водила учитывают аэродинамические потери [c.301]

Потери на трение в зацеплении ф, планетарных передач могут быть как меньше, так и больше, чем в простых передачах. Значение /г, в значительной степени зависит от схемы и параметров передачи. Это является одной из особенностей планетарных передач. Экспериментальные значения КПД различных типов передач приведены далее. [c.197]

Для уменьшения износа зубьев и потерь на трение в зацеплении выгодно уменьшать использование клинового эффекта. С этой целью параметры зацепления следует выбирать так, чтобы зацепление осуществлялось преимущественно в зоне малых углов <р (в зоне большой оси генератора). [c.239]

Червяк 1 глобоидальной формы, вращающийся вокруг неподвижной оси А — А, зубьями Ь входит в зацепление с цилиндрическими цевками а цевочного колеса 2, вращающегося вокруг неподвижной оси В. Цевки а расположены на внешней цилиндрической поверхности колеса 2 и могут свободно вращаться вокруг собственных осей d, что значительно уменьшает потери на трение в зацеплении. Передаточное отношение [c.417]

Червяк I, вращающийся вокруг неподвижной оси А — А, входит в зацепление с цевками а колеса 2 и цевками Ь колеса 3. Колеса 2 и 5 вращаются вокруг неподвижных осей В и С. Цевки а и Ь могут свободно вращаться вокруг своих осей, что значительно уменьшает потери на трение в зацеплении. Оси В и С колес 2 и 3 параллельны друг другу и перпендикулярны к оси Л — Л червяка I. Передаточные отноше- ия г 12 и j ls равны [c.421]

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]

Число заходов червяка выбирается по табл. 250. С увеличением числа заходов червяка при заданном коэффициен+е диаметра червяка q увеличивается значение делительного угла подъема 7. а следовательно, уменьшаются потери на трение в зацеплении, т. е. повышается КПЛ редуктора. Одновременно увеличивается диаметр червячного колеса и габаритные размеры редуктора. Вследствие увеличения диаметра колеса уменьшаются усилия в зацеплении, что позволяет уменьшить размеры подшипниковых опор или увеличить их долговечность. Если для обеспечения заданного передаточного числа приходится уменьшить число заходов червяка, то КПД передачи снизится. [c.402]

Достоинством червячной передачи является возможность получения больших передаточных чисел (от нескольких единиц до нескольких сотен) при наличии одной пары сопряженных элементов. Червячная передача компактна, она состоит из червяка и червячного колеса. Червячные передачи работают бесшумно и плавно. К существенным недостаткам их относятся большие потери на трение в зацеплений и, как следствие этого, нагрев и низкий КПД. [c.370]

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 зацеплении определим по формуле [c.475]

Коэффициент полезного действия цилиндрических передач. С учетом потерь на трение в зацеплении xj/j, в подшипниках и на размешивание и разбрызгивание масла /р КПД равен [c.25]

Коэффициент потерь на трение в зацеплении определяется по упрощенной зависимости [c.25]

Примечание. Более точные значения коэффициентов потерь на трение в зацеплении определяются по формулам [c.26]

Потери на трение в зацеплении Новикова примерно в 2 раза меньше потерь в эвольвентном зацеплении. [c.268]

Размеры зубчатых колес в большинстве случаев определяются не условием прочности зубьев на изгиб, а контактными напряжениями. Для уменьшения напряжений изгиба достаточно увеличить размеры зуба, не изменяя размеров зубчатых колес, за счет снижения их чисел зубьев. Однако уменьшение чисел зубьев при соответствующем увеличении модуля приводит к возрастанию потерь на трение в зацеплении и к опасности заедания, к некоторому ухудшению условий зацепления и к увеличению стоимости нарезания зубчатых колес. Поэтому точные быстроходные зубчатые колеса крупных размеров и небольшой твердости при отсутствии значительных перегрузок выполняют обычно с весьма большими числами зубьев шестерни и колеса, какие только допускаются по условию достаточной прочности зубьев на изгиб, причем для избежания чрезмерной концентрации нагрузки на краях зубьев зубья шестерни утоняют с каждого конца (с рабочей стороны) приблизительно на 0,1 мм со сходом на нет на расстоянии приблизительно 10 мм от торца. [c.62]

Если в результате коррекции зацепления полюсная линия будет расположена вблизи вершины зуба, то потери на трение в зацеплении возрастут в 3—4 раза по сравнению с вычисленным по формуле (34). [c.134]

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]

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]

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]

Изучение потерь на трение (см. т. 2, гл. XIII) показывает, что благодаря внутреннему зацеплению потери на трение в зацеплении в описываемом редукторе будут значительно меньшими, но при I = = 10 000 его к. п. д. остается все же весьма малым (т) = 0,04 вместо 0,0015 при внешнем зацеплении), что объясняется наличием той же большой мощности в относительном движении, превышающей в 10 000 раз полезную мощность редуктора. [c.527]

Выбор числа зубьев. При некорригиро-ванном 20-градусном зацеплении число зубьев шестерни должно быть не меньше 17—20, и лишь в тех случаях, когда плавность хода при работе передачи не играет никакой роли, можно брать = 14. При угловой или высотной коррекции зацепления число зубьев может быть снижено до 10—12. Особенно важно выбирать малые числа зубьев при высоких твёрдостях их рабочих поверхностей, когда долговечность зубьев может лимитироваться их сопротивляемостью изгибу, несмотря на применение усиливающей зуб коррекции. Наоборот, при низких твёрдостях рабочих поверхностей зубьев, т. е. в случае применения нормализованных или улучшенных сталей, следует выбирать большие числа зубьев, так как потери на трение в зацеплении обратно пропорциональны числам зубьев. [c.303]

Д. Браун значения вязкости смазки (пересчитанные с секунд Редвуда на градусы Энглера) в зависимости от скорости скольжения, а также способ подачи смазки в зацепление. Для червячных передач особенно важно применять масло с малым удельным весом, при котором потери на трение в зацеплении меньше. При работе с перерывами, когда период работы недостаточен для того чтобы вызвать за иет-ное повышение температуры масляной ванны, а также при невысокой максимальной температуре окружающего воздуха следует применять смазку меньщей вязкости, чем указанная в табл. 70. [c.353]

Значения модулей для цилиндрических зубчатых колес редукторов (ГОСТ 9563-60) приведены в табл. 59. Величину модуля определяют исходя из прочности зубьев по изгибу. По возможности выбирают наименьшие значения модулей, так кйк зубчатые колеса с малыми модулями нарезаются на зуборезных станках с большей точностью и с лучшей чистотой поверхности, имеют меньшую массу и меньшие потери на трение в зацеплении. При потерхностной закалке меньше искажается форма их зубьев и получается хорошая и более быстрая приработка зацепления. [c.91]

В этом случае малые значения zj повлекут за собой увеличение потерь на трение в зацеплении, вследствие чего могут возникнуть затруднения в обеспечении теплового баланса. В подобных случаях при и> 15 рекоменщетдяг = 2, Ч1 рл,о зубьев ZJ Дoл жн,o равняться 50.,.80. [c.402]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...