Другое: Фрикционные передачи

Распознанный текст из изображения:

В учебниках и справочниках по деталям машин к достоинствам фрикционных передач обычно относят простоту формы тел качения и равномерность вращения. В качестве недостатков отмечают: большие нагрузки на валы и подшипники, необходимость специальных нажимных устройств, опасность повреждения при буксовании и невозможность получения точных средних передаточных отношений. Из этой характеристики следовало, что применять их можно лышь для неответственных передач при небольших нагрузках. Указание на равномерность вращения хотя и заманчиво для высокоскоростных передач, однако не может быть реализовано по причине указанных недостатков.

Основным недостатком, ограничивавшим до последнего времени область применения и сдерживавшим развитие фрикционных передач, являлась необходимость создания больших сил взаимного прижатия рабочих тел. Во фрикционных передачах полезная нагрузка передается за счет сил трения, развивающихся на площадках соприкасания рабочих тел. При этом сила прижатия рабочих тел в 1 Я раз больше реализуемой силы трения. Коэффициент трения 1 в зависимости от материалов и условий контакта изменяется в пределах от 0,20 до 0,05. Следовательно, сила прижатия превосходит полезную передаваемую силу в 5— 20 раз. С учетом необходимого запаса сцепления, зависящего от характера нагружения передачи, необходимая сила прижатая будет еще больше.

Этот недостаток и ограничивал применение фрикционны;. передач из условия передаваемой нагрузки. При этом ограничение по несущей способности определялась не прочностью рабочих тел (как в зубчатых передачах, где несущая способность определяется прочностью, зубьев), а прочностью подшипников и валов. С целью снижения нагрузок на валы и подшипники, применялись клинчатые рабочие тела, а также конические и цилиндрические тела с поверхностным слоем из неметаллических материалов, обладающих высокими коэффициентами трения скольжения. Эти частичные решения приводили одновременно к увеличению габаритов передачи и поэтому не давали решающих преимуществ.

Распознанный текст из изображения:

Рациональное разрешение задачи о повышении несущей способности фрикционных передач может быть достигнуто лишь путем разработки передач с валами и подшипниками, разгруженными от усилий прижатия рабочих тел. Таким образом преодолевается лимитирующее влияние грузоподъемности подшипников и прочности валов на несущую способность фрикционных передач и появляется возможность применения стальных рабочих тел, допускающих высокие контактные напряжения на площадках контакта.

В разное время был предложен ряд фрикционных передач с разгруженными от сил прижатия валами. Анализ их показал, что все они имели недостатки, в силу которых не могли конкурировать с зубчатыми передачами, и поэтому не получили промышленного применения.

Исследования, проведенные в ВВИА, привели к разработке соосных фрикционных передач с цилиндрическими рабочими телами, в которых усилия прижатия не передавались на подшипники и валы. Разработанные передачи выполнены по схеме планетарного редуктора (рис. 1) и различаются лишь способом прижатия рабочих тел.

При вращении ведущего вала — солнечного колеса 1 прижатые к нему сателлиты 2 обкатываются по внутренней поверхности охватывающего неподвижного коронного колеса — кольца 3. Оси сателлитов, помещенные на подшипниках (на схеме они не показаны) в радиальных прорезях выступающих щек водила 4, увлекают его за собой. Выступающий конец водила является выходным валом планетарного редуктора. Если водило 4 закрепить неподвижно, то получится соосная передача с тремя переборами 2, по которым разветвляется поток мощности. В этих передачах прикатив рабочих тел осуществляется за счет деформирования либо охватывающего кольца 3, либо

Распознанный текст из изображения:

Рис.1. Схема планетарной фрикционной передачи с цилиндрическими поверх-

ностями рабочих тел и замкнутыми силами прижатия

Распознанный текст из изображения:

Рис.2. Графики сравнительной несущей способности

фрикционных и зубчатых передач

Распознанный текст из изображения:

гильзы ведущего вала 1, либо того и другого. При этом одновременно обеспечивается также свобода радиальных перемещений промежуточных тел, что приводит к разгрузке подшипников от усилий прижатия рабочих тел. Такие передачи получили общее название фрикционных передач с замкнутыми нормальными силами прижатая.

Прижатие рабочих тел осуществляется либо путем изготовления рабочих тел с соответствующими допусками и последующей сборкой с натягом, либо путем применения специального нажимного устройства, размещенного на кольце 3 или в гильзе вала 1 (стрелки на рис. 1 указывают усилия, вызывающие деформацию). Деформирование гильзы 1 возможно лишь в случае, когда размеры гильзы позволяют размещать нажимные устройства внутри нее.

По способу действия нажимное устройство может быть выполнено с постоянным (статическим) усилием прижатия или с переменным (динамическим), которое автоматически изменяется с изменением передаваемой нагрузки. В передачах с постоянным усилием прижатия расчетное усилие прижатия назначается с учетом возможных толчков и ударов для исключения в этом случае возможного проскальзывания. Кроме того, для этих передач усилие прижатия с износом будет несколько уменьшаться, что потребует подтяжки нажимного устройства в процессе длительной эксплуатации. Этот вариант прижатия рабочих тел, очевидно, целесообразен для передач, работающих при спокойной нагрузке. Для большинства авиационных силовых установок и главных корабельных приводов достаточно постоянного усилия прижатия.

В передачах с постоянным усилием прижатия величина контактных напряжений, соответствующая максимальным нагрузкам, не меняется. Передачи с переменным усилием прижатия более совершенны. Контактные напряжения на площадках касания рабочих тел таких передач в каждый момент времени соответствуют передаваемым нагрузкам. Снижение расчетного уровня кон-

Распознанный текст из изображения:

тактных напряжений в передачах с переменным усилием прижатия повышает их технико-экономические характеристики. Существует достаточное количество нажимных устройств, различающихся как принципом действия, так и конструкцией. Принцип действия и конструкция нажимного устройства зависят от назначения передачи и условий ее эксплуатации.

Усилия прижатия рабочих тел, как видно из схемы рис.1, не воспринимаются подшипниками, а замыкаются на валу 1 и охватывающей кольце 3. Следует отметить, что охватывающее кольцо 3 конструктивно может быть выполнено в виде корпуса редуктора с внутренней цилиндрической рабочей поверхностью или в виде самостоятельной детали, установленной в корпусе. Промежуточные тела 2 представляют собой цилиндрические катки на осях. Их оси устанавливается на подшипниках и водиле 4 таким образом, чтобы обеспечивалась возможность их радиального перемещения относительно оси водила. Свобода радиальных перемещений промежуточных тел 2 необходима для выравнивания нагрузки между ними. Однако, это необходимое условие является недостаточным.

Достаточным условием для выравнивания нагрузки на сателлитах будет обеспечение свободы самостоятельной установки охватывающему кольцу 3 или ведущему валу 1. Конструктивное оформление возможности самоустановки указанных элементов 1 и 3 не представляет затруднений. Для этого можно, например, посадить вал 1 или кольцо 3 на эвольвентные шлицы. С точки зрения, упрощения конструкции фрикционной передачи предпочтительнее установка на шлицы вала 1. В этом случае кольцо 3 может быть выполнено заодно с корпусом или в виде гильзы, закрепленной в корпусе.

При работе передачи промежуточные тела 2 обкатываются по валу 1 и колесу 3 без скольжения. Из этого следует, что потери в рассматриваемых фрикционных передачах будут много меньше, чем в зубчатых передачах. В связи с

Распознанный текст из изображения:

малыми потерями появляется возможность осуществления фрикционных передач без охлаждения маслом. При работе без смазки фрикционные передачи будут обладать наибольшей экономической эффективностью. Их масса и габариты будут наименьшими вследствие большего значения коэффициента трения скольжения и больших допускаемых контактных напряжений.

Как следует из рассмотрения конструкции и кинематики соосных фрикционных передач, вибрации и шум в них могут возникать лишь при относительном качении цилиндрических рабочих тел. Другими словами, природа возникновения шума и вибраций рассматриваемых фрикционных передач аналогична таковым для роликовых подшипников в зоне нагружения. Следовательно, уровень шума и вибраций будет зависеть от величины отклонений рабочих поверхностей от цилиндрической формы и будет соответствовать примерно уровню шума тяжело нагруженных подшипников или быть даже меньше, поскольку рабочие тела фрикционных передач всегда прижаты с усилием друг к другу, а в подшипниках между ними имеется зазор.

Сложилось мнение, что нагрузочная способность фрикционных передач существенно ниже, чем зубчатых. Поэтому их применение возможно якобы лишь в механизмах с малыми нагрузками. Легко показать ошибочность мнения, исходя из прочности рабочих тел фрикционной передачи. Для этого рассмотрим две передачи: зубчатую с размерами зубчатых колес д„1, д ~, Ь и фрикционную с размерами катков о'1, д2 и Ь. Положим, что материалы и размеры зубчатых колес в фрикционных катков одинаковы, т.е.:

~м! = А; ~е2 = А; Ьсо = Ь; Енр.з. = Епр.ф. (1)

где Е„р,, Е„р ф — приведенные модули упругости материалов.

При сравнении нагрузочной способности передач будем исходить из контактной прочности их рабочих тел. Рассматриваем, естественно, передачи с

Распознанный текст из изображения:

высокой твердостью рабочих поверхностей, обладающих наибольшей нагрузочной способностью. Примем, что для зубчатых передач с высокой твердостью рабочих поверхностей, как и для фрикционных передач, именно контактная прочность будет лимитирующей. Полагая в основу уравнения прочности формулу Герца для стальных материалов:

< ~ст„~ (2)

О = 0,418

— для зубчатой передачи

.Е~Кз Ал~ яш ~

;р.,= Ф=~,.;е„, =е., Ф~,Ъ=Гс~4" (3) соя и соя,О (и+1) соя,В

— для фрикционной передачи

Б.~К~ И~и

е =;р'ю= ~=ь е» =е: ~4о ~=~о ]ж (4) 2(и+1)

где

Р.,",Р.ф — соответственно окружные усилия для зубчатой и фрикционной

передачи;

а„0 — угол зацепления и угол наклона зубьев зубчатой передачи;

— коэффициент нагрузки зубчатой передачи, учитывающий кон-

центрацию нагрузки по длине зуба и дополнительные динамические нагрузки;

Ц вЂ” коэффициент запаса сцепления фрикционной передачи;

Определим окружное усилие, которое может быть реализовано в сравниваемых передачах. Выразим входящие в условие прочности (2.1) величины через параметры рассматриваемых передач. Будем иметь:

Распознанный текст из изображения:

— коэффициент трения скольжения;

диии д2

и = = — — передаточное число.

див д1

Подставим найденные значения из (3), (4) и (2) и, учитывая соотношение

(1), найдем отношение окружных усилий фрикционной и зубчатой передач

Г~ [о]~К' 2~

Г,- [<т ]'. Кр яп2и сок,В

Где [О- ],,[О- ], — соответственно допускаемые контактные напряжения

для фрикционных и зубчатых передач.

Допускаемые контактные напряжения для зубчатой и фрикционной передач будут неодинаковы вследствие разных условий на площадках соприкасания рабочих тел. Для зубчатой передачи характерно скольжение зубьев в процессе работы. Допускаемые напряжения в зубчатых передачах зависят от материала и химико-термических видов обработки. Фрикционные передачи по условиям напряженного состояния на площадках контакта ближе к роликовым подшипникам; рабочие тела катятся без скольжения относительно друг друга, на площадках контакта имеются нормальные и касательные силы. Вообще при одновременном действии нормальных и касательных сил напряженное состояние материала будет подсчитываться по зависимостям, отличающимся от решения Герца. Однако, если отношение касательных сих к нормальным не превышает 0,2, то уровень нормальных напряжений не превышает уровня нормальных напряжений при отсутствии касательных сил. С ростом касательных сил до указанного отношения 0,2 возрастают лишь глубинные напряжения, достигал при 0,2 значения поверхностных напряжений. На основании этого при расчете фрикционных передач можно до появления экспериментальных данных принимать допускаемые напряжения равными допускаемым напряжениям для роликовых подшипников. Как известно, для роликовых подшипни-

Распознанный текст из изображения:

ков допускаемые напряжения доходят до 3000...350ОМПа.

Согласно методике расчета на прочность цилиндрических, эвольвентных зубчатых передач ГОСТ 21354-75 коэффициент нагрузки зубчатой передачи К., зависит от расположения и относительной ширины зубчатых колес, их точности изготовления и окружной скорости. С ростом окружной скорости коэффициент К,, растет. Коэффициент запаса сцепления для фрикционных передач Кф зависит от характера передаваемой нагрузки. При спокойной нагрузке величина его не превышает 1,25...1,35. Для правильно спроектированной фрикционной передачи, у которой оси сателлитов имеют свободу радиальных перемещений, концентрация нагрузки практически не возникает, так как рабочие тела будут занимать такое положение, которое соответствует равномерному распределению усилий по их длине.

Величина коэффициента трения скольжения зависит от условий в контакте рабочих тел. При смазке обычными маслами допускают Г = 0,0б ... 0,08, для сухих катков — Г = 0,13...0,20. Для фрикционных передач в настоящее время разработаны специальные фрикционные смазки, при которых коэффициент трения скольжения равен Г = 0,08... 0,15.

На рис.2 дано графическое представление уравнения (5). При этом принято К., = 1,5 Кф, что соответствует передачам окружной скоростью, большей 30 м/с, и средней относительной шириной зубчатых колес. Также принято, что зубчатая передача имеет стандартный угол зацепления и = 20' и угол наклона зубьев р = 20'.

Отношения допускаемых контактных напряжений " " = 1,0; 1,5; 2, что

~о „]„

1 Л.- соответствует принимаемым уровням допускаемых напряжений рассматриваемых передач. Так, согласно ГОСТ 21354-75, для зубчатых передач из легированных цементируемых и закаленных сталей по опыту эксплуатации

можно принять [г„~, = 1000...1200МПа. А для фрикционных передач по опыту

Распознанный текст из изображения:

принять ~ст ~ = 1000...12ООМПа. А для фрикционных передач по опыту эксплуатации роликовых подшипников допускаемые напряжения будут ~о-,], 2000...2500МПа. Таким образом, допускаемые напряжения для фрикционных передач могут быть назначены в 2 — 2,5 раза выше, чем для зубчатых передач.

Из графика рис.2 следует, что при отношении допускаемых напряжений

1 Л~

" '~ =1,5 несущая способность фрикционных передач при Г > 0,09 становится

1 Л,

больше, чем зубчатых. С повышением этого отношения значительное преимущество фрикционных передач имеет место на всем диапазоне возможного существования как для передач с низкими, так и с высокими коэффициентами трения скольжения. Таким образом, фрикционные передачи при определенных условиях имеют преимущества по несущей способности. Следовательно, рациональные конструкции фрикционных передач при прочих равных условиях будут иметь меньшие габариты м массу по сравнению с зубчатыми передача-

ми.

Анализ результатов теоретических и экспериментальных наследований,

выполненных в ВВИА и в других организациях, позволяет сделать следующие

выводы, характеризующие фрикционные передачи.

1) В качестве мощных силовых приводов могут найти промышленное применение лишь фрикционные передачи с замкнутыми нормальными сипами, в которых силы прижатия рабочих тел не воспринимаются валами и подшипниками. Только в этом случае могут быть применены фрикционные тела из стали с высокой твердостью рабочих поверхностей, обеспечивающие фрикционным передачам наибольшую несущую способность.

2) Фрикционные передачи по условиям в контакте, характеризуемом чистым качением рабочих тел, практически не имеют ограничений по скорости. С применением стальных рабочих тел, допускающих высокие контактные на-

Распознанный текст из изображения:

лряжения, фрикционные передачи не имеют ограничений и по передаваемой

нагрузке.

3) Фрикционные передачи по нагрузочной способности не уступают зубчатым передачам. Наоборот, их нагрузочная способность при определенных выполнимых условиях может быть существенно выше, чем у зубчатых передач. Кроме того, фрикционные передачи имеют большие резервы дальнейшего повышения нагрузочной способности, чем зубчатые, за счет повышения "сцепления" в контакте рабочих тел с применением фрикционных смазок или фрикционных материалов при работе без смазки.

4) Потери во фрикционных передачах со стальными рабочими телами, складывающиеся из потерь от качения в контакте и потерь в подшипниках, существенно меньше, чем в зубчатых передачах. Незначительные потери при качении рабочих тел обусловливают их ничтожный износ и малый нагрев, большую долговечность и высокий к.п.д. Более высокий к.п д. позволяет в ряде случаев отказаться от масляной системы охлаждения для фрикционных пере-

дач.

5) Наличие качения рабочих тел и отсутствие взаимодействия элементов переменной жесткости — зубьев, являющихся источником динамических нагрузок, вибраций и шума, делают фрикционные передачи вибронеактивными. По равномерности движения, уровню вибраций и шума характеристики фрикционных передач стоят на порядок выше зубчатых передач. При постоянном прижатии и чистом качении рабочих, тел источники вибрации ничтожно малы по сравнению с таковыми в зубчатых передачах. Поскольку рабочие тела во фрикционных передачах всегда прижаты с большим усилием, то их виброактивность в принципе должна быть даже меньшей, чем в подшипниках качения.

6) Фрикционные передачи более надежны в эксплуатации, так как их ра6очие тела не содержат элементов (зубьев), поломка которых выводит передачу

Распознанный текст из изображения:

-: из строя. При перегрузках может быть лишь повреждение рабочей поверхности фрикционных катков, при котором передача остается работоспособной. В этом случае лишь несколько повышается уровень шума и падает к.п.д.

7) Фрикционные передачи, имеющие цилиндрическую форму тел качения, характеризуются простотой изготовления рабочих тел и в несколько раз меньшей стоимостью их изготовления, для рабочих тел фрикционных передач много проще использовать передовую технологию изготовления путем применения давления (методом пластических деформаций).

Кроме отмеченных достоинств, фрикционный передачи имеют недостаток, ограничивающий область их применения. Этот недостаток заключается в изменении передаточного числа вследствие упругого скольжения при относительном качении рабочих тел вследствие упругого скольжений имеется уменьшение передаточного числа от его среднего значения, которое для стальных рабочих тел не превышает 0„02%. Наличие упругого скольжения не позволяет применить передачи в тех случаях, когда необходимо сохранение передаточного числа. Однако для подавляющего большинства силовых приводов, в том числе авиационных, корабельных и других, не требуется сохранение среднего передаточного числа и поэтому фрикционные передачи могут применяться весьма широко.

Отмеченные выше преимущества фрикционных передач являются достаточно существенными. Реализация их в промышленности позволит значительно поднять технико-экономические характеристики приводов. Все это говорит о необходимости проведения дальнейших исследований в области фрикционных передач и выполнения серьезных опытно-конструкторских работ в этой области.

Распознанный текст из изображения:

Фрикционные передачи с цилиндрическими рабочими телами

В начале пятидесятых годов в ВВИА имени проф. Жуксзского были начаты экспериментальные исследования фрикционных передач. Для этого по схеме рис.1 была сконструирована и экспериментально исследована соосная фрикционная передача, устройство которой показано на рис. 3. Рабочий поясок ведущего валика 2 соприкасается с тремя сателлитами 4, выполненными за одно целое с осью. Оси сателлитов на шариковых подшипниках помещаются в корпусе подшипников 3, имеющем цилиндрическую форму с двумя диаметрально противоположными плоскими параллельным гранями. Корпус подшипников плоскими гранями входит в радиальные окна водила 1, расположенные под углом 180'. Для самих сателлитов в водиле также предусмотрены соответствующие окна. Благодаря такому устройству сателлиты имеют возможность радиальных перемещений относительно водила, что обеспечивает равномерное распределение нагрузки по сателлитам при разгруженных от сил прижатия подшипниках.

Работа фрикционной передачи в значительной степени зависит от точности расположения осей сателлитов, валика 2 и гильзы 5. Если оси указанных элементов будут непараллельны, то в результате переноса может появиться скольжение на площадках соприкасания рабочих тел. Следовательно, возрастут потери и износ рабочих тел, появятся осевые силы на рабочих телах. Как следует из конструкции передачи, перекос осей сателлитов зависит от точности изготовления окон водила, в которых помещаются корпуса подшипников, и от точности самих корпусов подшипников. Окна водила должны быть выполнены так, чтобы их оси были параллельны оси водила. А параллельные плоские грани на корпусах подшипников должны быть параллельны и симметричны оси корпуса. Только при указанных условиях погрешности в положениях осей сателлитов и водила могут быть несущественными, а скольжение

за счет перекоса незначительным.

Распознанный текст из изображения:

Параллельность оси валика 2 относительно водила 1 в данной конструкции обеспечивается тем, что валик 2 центрирован относительно водила 1 на подшипниках, водило 1 установлено в станине редуктора 12 на шарикоподшипниках. Параллельность оси гильзы 5 в данной конструкции обеспечивается ее самоустановкой относительно сателлитов 4. Для этого корпус 11, в котором закреплена гильза 5, зафиксирован относительно станины 12 с помощью трех винтов 8. Фиксирующие концы винтов 8 входят в отверстия корпуса 11 с зазорами. Отверстия больше по диаметру, чем винты 8. Это позволяет корпусу 11 вместе с гильзой 5 автоматически занимать правильное положение относительно рабочих поверхностей сателлитов 4. Свободная подвеска корпуса 11 преследует также цель самоустановки гильзы 5 для компенсации разноразмерности сателлитов.

Создание сил прижатия на площадках касания рабочих тел осуществляется следующим образом. Внешнее охватывающее колесо выполнено в виде гильзы 5, помещенной в разрезном кольце 6 с наружными конусными поверхностями, на которые посажены два сплошных конусных кольца 7. Конусные кольца 7 расположены в корпусе 11 и зафиксированы от проворачивания цилиндрической шпонкой (на чертеже не показана). Для прижатия рабочих тел необходимо затянуть гайку 10, поджимающую кольца 7, которые через разрезное кольцо 6 деформируют гильзу 5 в сторону уменьшения ее диаметра.

Передаточное число фрикционного редуктора ц = 6, при этом диаметр рабочих поверхностей ведущего валика 2 равен 15 мм, сателлитов 4-30 мм, гильзы 5-75 мм. Все рабочие тела выполнены из стали ШХ-15 с объемной закалкой до твердости НКС 58...62.

На изготовленном в академии фрикционном редукторе указанной конструкции были проведены экспериментальные исследования. Экспериментальная установка включала электродвигатель постоянного тока, описанную выше фрикци-

Распознанный текст из изображения:

онную передачу и тормоз электромагнитного типа. Для определения реактивных моментов на двигателе и тормозе использовались рычажные весы. Дня определения упругого скольжения производилась запись действительных чисел оборотов двигателя и тормоза с помощью шлейфового осциллографа.

С целью проведения испытаний при возможно большей частоте вращения, фрикционная передача была включена в силовую цепь как мультипликатор. Это решение было вызвано отсутствием высокооборотного двигателя и выбором электромагнитного тормоза. Испытания проводились при частоте вращения на выходе из передачи 6000...9000 об/мин. Кратковременно передача испытывалась при частоте вращения на выходе 12000...15000 об/мин. Кратковременность испытаний на этих режимах объясняется отсутствием высокооборотных подшипников.

Испытания проводились как при смазке поверхностей рабочих тел, так и без смазки их. При работе без смазки рабочих тел подшипники смазывались пластичной смазкой, для удержания которой в конструкции предусмотрены лабиринтные уплотнения.

Испытания дали положительные результаты. Нагрузочная способность такой фрикционной передачи, согласно стендовым испытаниям, оказалась в 1,52 раза выше, чем аналогичных по размерам, материалам и термообработке планетарных эвольвентных зубчатых передач. Шум фрикционной передачи субъективно был того же порядка, что и шум электродвигателя, и электромагнитного тормоза. Поэтому специальных измерений шума не проводилось. К.п.д. фрикционной передачи, замеренный с высокой точностью, при расчетной нагрузке был не менее 0,39 при работе без смазки рабочих тел и 0,97...0,98 — при жидкой смазке рабочих тел. Уменьшение к.п.д. при жидкой смазке объясняется дополнительными потерями на деформирование масляной прослойки. При работе без смазки нагрева фрикционного редуктора не наблюдалось. Во всех случаях

Распознанный текст из изображения:

к.п.д. передачи повышался с увеличением передаваемой нагрузки, что объяс-

няется уменьшением относительной величины потерь.

Величина упругого скольжения определялась на основании записи частот вращения валов на входе и выходе фрикционной передачи. Зная, таким образом, действительное передаточное число и расчетное, соответствующее геометрическим размерам рабочих тел, была определена величина упругого скольжения. С увеличением нагрузки упругое скольжение медленно возрастало. Для стальных тел величина упругого скольжения при максимальной нагрузке не превосходила 0,04"о. Полученный результат не является неожиданным, так как модули упругости стальных тел весьма высоки, а размеры площадки касания весьма малы по сравнению с размерами рабочих тел. Таким образом, изменение передаточного числа для фрикционной передачи со стальными рабочими телами не имеет практического значения.

В заключение было проварено поведение передачи в случае, если при чрезмерных перегрузках возникает буксование. Для этого на холостом ходу при частоте вращения на выхода 10000 об/мин резко включалась нагрузка. Однако заметного проскальзывания с повреждением рабочих поверхностей не было получено. Достичь больших перегрузок, вызывающих буксование, не смогли. С целью проверки работы редуктора с поврежденными при буксовании рабочими телами на сателлитах была сняты лыски глубиной 0,02 - 0,03 мм. После оборки с лысками на сателлитах передача подверглась испытанию, в результате которого обнаружено следующее. Во-первых, передача способна и в случае повреждения рабочих тел, передавать нагрузку без увеличенного скольжения, во-вторых, к.п.д. передачи при этом несколько падает, в-третьих, шум в передаче с поврежденными рабочими телами заметно возрастает.

Таким образом, повреждение рабочих тел при пробуксовках вследствие

перегрузок не выводит полностью из строя фрикционную передачу.

Файл скачан с сайта StudIzba.com

При публикации файла на другом ресурсе, активная гиперссылка на studizba.com обязательна