Механизмы ступенчатого изменения чисел оборотов
Ступенчатое изменение чисел оборотов возможно осуществлено посредством многоскоростного асинхронного электродвигателя, ступенчатых’ шкивов и коробок подач и скоростей с зубчатыми колесами.
Ступенчатошкивные передачи в большинстве случаев с клиновыми ремнями используются относительно редко, по большей части при узком диапазоне трансформации чисел оборотов, малом небольшой мощности и числе ступеней, на маленьких сверлильных станках, некоторых моделях фрезерных станков, настольных токарных.
Асинхронные многоскоростные двигатели используются, в большинстве случаев, совместно с коробками скоростей.
Громаднейшим распространением пользуются коробки подач и скоростей с зубчатыми колесами.
Элементарные механизмы коробок подач и скоростей. В коробках подач и скоростей изменение чисел оборотов достигается поочередным включением разных зубчатых передач между валами коробок подач и скоростей. Для поочередного включения смогут быть использованы или сменные шестеренки, или постоянные шестеренки, для включения которых употребляются те либо иные из рассмотренных выше механизмов включения.
Сменные шестерни устанавливаются на консольных финишах валов на шпонках либо шлицах. Шестерни закрепляются посредством быстросъемных гаек и шайб. В случае если исходить из вышеуказанных предельных передаточных взаимоотношений, то сменные шестерни смогут обеспечить изменение чисел оборотов в диапазоне 10—12.
При проектировании кожуха нужно предусмотреть возможность установки как ведомой, так и ведущей шестерен с наибольшим числом зубьев.
Рис. 1. Однопарная гитара.
При постоянных поочередно включаемых шестернях, установленных на двух параллельных валах, диапазон трансформации чисел оборотов находится в указанных для сменных шестерен пределах. Так как как правило требуется намного больший диапазон, то коробки подач и скоростей выполняются многоваловыми. Для включения разных зубчатых передач между двумя смежными валами употребляются элементарные механизмы, представленные на рис. 2.
Рис. 2. Элементарные зубчатые механизмы коробок подач и скоростей.
При переключении посредством подвижных шестерен последние выполняются в виде блоков. Громаднейшим распространением пользуются механизмы с двойным и тройным блоком. При блоках из четырех шестерен очень сильно возрастает осевая протяженность механизма, исходя из этого таковой вариант употребляется лишь в отдельных случаях,
в то время, когда громадная протяженность механизма предопределяется вторыми конструктивными элементами. В других случаях поочередное включение четырех передач осуществляется посредством двух отдельных двойных подвижных блоков.
Благодаря преимуществам, свойственным механизмам переключения с подвижными шестернями, они находят широкое использование в коробках подач и скоростей,вычисленных как на работу при высоких скоростях, так и на передачу громадных крутящих моментов.
При применении в механизмах трансформации чисел оборотов кулачковых, зубчатых и фрикционных муфт они имеют схему, представленную на рис. 2, г. В большинстве случаев, эти механизмы выполняются с двухсторонней муфтой. Благодаря вышеуказанных недочётов механизмов переключения с муфтами они используются реже.
Исключение составляют электромагнитные фрикционные муфты, каковые находят более либо менее большое распространение при дистанционном и автоматическом управлении.
В ряде конструкций коробок подач и скоростей употребляется механизм, изображенный на рис. 2, д. В этом случае ведущим звеном есть втулка шестерни z1; которая приобретает вращение через зубчатую либо ременную передачу. В продемонстрированном ыа схеме положении вращенш передается от втулки шестерни zx через шестерни zx—г2, z3—г4 валу III.
При перемещении шестерни z4 влево она выходит из зацепления с шестерней z3 и муфта, выполненная заодно с шестерней z4, сцепляется с муфтой, выполненной заодно с шестерней гх. Наряду с этим вращение от шестерни zx конкретно передается валу III. Так как обе пары шестеренок смогут быть выполнены понижающими с передаточным отношением 1/4, то при данной схеме диапазон трансформации чисел оборотов вала III возможно расширен до 16.
Механизмы этого типа именуют передачей со звеном возврата.
Вторая модификация аналогичного механизма, именуемая перебором, изображена на рис. 2, е. В этом случае при ярком сцеплении вала III с шестерней zx посредством муфты шестерни z2 и z3, связанные неспециализированной втулкой, перемещаются в осевом направлении и выводятся из зацепления с шестернями zx и г4, что содействует увеличению к. п. д. и уменьшению утрат холостого хода при включении большого числа оборотов вала III.
Механизмы последних двух типов в большинстве случаев применяются в последних звеньях коробок подач и скоростей.
Механизмы, продемонстрированные на рис. 2, ж—и, используются в коробках подач.
Механизм с подвижной шпонкой отличается малыми размерами на протяжении оси. В тех случаях, в то время, когда недочёты механизмов с подвижной шпонкой, вышеуказанные, не имеют значительного значения, механизм употребляется благодаря собственной компактности. В частности, он используется в коробках подач сверлильных станков, коробках подач, расположенных в фартуках револьверных станков, в коробках подач карусельных станков.
Механизм, изображенный на рис. 2, з, складывается из жестко закрепленных на валу I шестерен zx—z7 и накидной шестерни z8. Накидная шестерня z8 вместе с подвижной шестерней z9 смонтированы в кожухе, что может передвигаться на протяжении вала II и поворачиваться около его оси.
Для включения той либо другой передачи кожух перемещается в осевом направлении до совмещения накидной шестерни с соответствующей шестерней zx—z„ по окончании чего поворотом кожуха около оси вала II накидная шестерня вводится в зацепление с соответствующей шестерней zx—z7.
В требующемся положении кожух удерживается фиксатором. Данному механизму свойственны все рассмотренные выше недочёты, характерные механизмам с накидной шестерней. Его преимуществами являются малые размеры на протяжении оси и возможность свободного выбора передаточных взаимоотношений независимо от межцентрового расстояния.
Данный механизм находит большое использование в коробках подач токарно-винторезных станков, где он дает возможность приобрести при маленьких габаритах много передаточных взаимоотношений, нужных для нарезания резьб с разным шагом. Данный механизм именуется кроме этого коробкой Нортона.
Механизм, представленный на рис. 2, и, кроме этого используется в коробках подач токарно-винторезных станков, где он помогает для уменьшения в 2, 4, 8 раз либо соответствующего повышения шагов нарезаемых резьб, настраиваемых посредством механизмов с накидной шестерней или других механизмов коробки подач. На ведущем валу закреплена лишь одна шестерня гх, на валу III помещается подвижная шестерня zllt которая может занимать три положения, два из которых продемонстрированы пунктиром.
В первом положении вращение передается от шестерни zt шестерне zlx через шестерню z2, которая в этом случае есть паразитной.
Рис. 3. Кинематическая схема направляться коробки.
Многоваловые коробки подач и скоростей являются сочетаниемтех либо иных рассмотренных элементарных механизмов либо их модификаций. Как пример на рис. 3 приведена схема многоваловой передачи. На той же фигуре изображена формула кинематических связей, которая разрешает разобраться в схеме включения разных передач,, не прибегая к описанию.
В будущем мы будем пользоваться подобными формулами кинематических связей.
Коробка, изображенная на рис. 3, дает возможность приобрести 12 разных чисел оборотов. Между валами / и II возможно включено две разные передачи, и соответственно вал II имеет два разных числа оборотов.
При каждом из включенных чисел оборотов вала II возможно включена одна из трех передач от вала II к втулке III, на которой закреплены шестерни ze, z8 и z10. Так, втулка III имеет шесть разных чисел оборотов. При сцеплении втулки III с валом Ус помощью муфты М вал V приобретает шесть разных чисел оборотов.
При сцеплении шестерни z14 с шестерней z13 вал V возьмёт еще шесть чисел оборотов.
Пара передач, связывающих два смежных вала, именуются группой передач. Неспециализированное число скоростей последнего вала равняется произведению числа передач в каждой группе. В разглядываемом случае в первой группе имеется две передачи, во второй — три и в третьей — две.
Неспециализированное число скоростей z =2-3-2 = 12. Приведенная формула для определения числа ступеней чисел оборотов, которая возможно представлена в виде 2 — рI, р2 Рз. именуется структурной формулой коробки.
Рис. 4. Механизмы со связанными колесами.
Для уменьшения числа шестеренок в коробках подач и скоростей используются передачи со связанными колесами. Связанные колеса, обозначенные штриховкой, принимают участие как в передачах между валами /—II, так и в передачах между валами II—III. На рис. 4, б продемонстрирована передача с двумя, а на рис. II.
29, в — с тремя связанными колесами. Использование связанных колес разрешает уменьшить не только число колес, но и осевую длину передачи. Но при применении связанных колес появляются трудности в построении последовательности чисел оборотов.
Рис. 5. Кинематическая схема двенадцатискоростной коробки скоростей.
Рис. 6. Картины чисел оборотов и структурные сетки элементарных зубчатых механизмов коробок подач и скоростей.
Разглядим построение структурных сеток для разных вариантов структуры коробки скоростей, имеющей схему, изображенную на рис. 5. Для первого варианта примем, что основной есть первая несколько. Точку числа оборотов первого вала расположим посередине шкалы. Так как главная несколько имеет знаменатель, равный ф, то между финишами лучей, изображающих две передачи, должен быть один промежуток.
Первой переборной есть вторая несколько передач. Знаменатель прогрессии для первой переборной группы равен
На базе структурных сеток выстроим картины чисел оборотов. При построении картины чисел оборотов нужно руководствоваться вышеуказанными ограничениями для минимальных и больших значений передаточных взаимоотношений.
направляться кроме этого учитывать, что промежуточные валы не должны действующий при низких числах оборотов, поскольку наряду с этим возрастают крутящие моменты, передаваемые зубчатыми передачами и валами, а соответственно, их габариты и размеры коробки. Вместе с тем промежуточные валы не должны действующий при больших числах оборотов, поскольку наряду с этим возрастают утраты холостого хода, износ деталей и динамические нагрузки передач.
Исходя из этого при построении картины чисел оборотов стремятся повысить нижние числа оборотов промежуточных валов методом уменьшения передаточных взаимоотношений. Так как в один момент с увеличением нижнего числа оборотов возрастает верхнее число оборотов соответствующего промежуточного вала, то это увеличение ограничивают по верхнему числу оборотов.
Примем знаменатель прогрессии 1,41 и последовательность чисел оборотов, указанный на графике. Первый вал коробки связан конкретно с электродвигателем совершает 1500 об/мин.
Рис. 7. Варианты структурных картин и сеток чисел оборотов двенадцатискоростной коробки скоростей со структурной формулой 2-3-2.
Из точки 1 проводятся линии в точки пг — 33,5 и я7 = 265 об/мин, расположенную, как и на структурной сетке, на расстоянии шести промежутков от точки пх. Из остальных точек пш_2 — “ш-в вала III проводим линии, параллельные совершённым из точки пт_
Из точки пг проводятся линии в точки ип_1 и Пц_2. Так, получается картина чисел оборотов, на базе которой определяются передаточные отношения всех числа и передач оборотов промежуточных валов.
Подобно строим картину чисел оборотов для второго варианта структурной сетки.
При шестом варианте число оборотов второго вала, как и в третьем варианте, достигает 3000 об/мин, т. е. и данный вариант не может быть положен в базу построения коробки скоростей.
При анализе вариантов нет необходимости строить для всех вариантов картины чисел оборотов. К примеру, недочёты вариантов 3—6 смогут быть распознаны на базе структурных сеток.
Как показывает совершённый анализ, предпочтение направляться отдавать тем вариантам структурных сеток, у которых группы передач, ближайшие к первому валу являются главными и младшими переборными, и у которых отсутствуют промежуточные валы с солидным диапазоном трансформации чисел оборотов.
При выборе вариантов нужно проанализировать структурные сетки, выстроенные на базе всех вариантов структурных перестановок и формул главной и переборной групп. К примеру, для двенадцатискорост-ной коробки нужно кроме этого разглядеть варианты, каковые смогут быть взяты при структурных формулах 2-2-3, 3-2-2, 3-4 и 4-3.
При солидном числе ступеней чисел оборотов и при средних значениях знаменателя прогрессии диапазон трансформации чисел оборотов в старших переборных группах так возрастает, что взять таковой диапазон посредством двухваловой передачи делается неосуществимым, и в этом случае в схему приходится вводить те либо иные дополнительные передачи либо механизмы перебора.
Как пример разглядим двадцатичетырехскоростную коробку скоростей. Из структурной сетки видно что знаменатель прогрессии третьей переборной группы, которая есть последней группой передач, равен фроршря2 — ф1з_ В случае если принять ф равным 1,26, то диапазон трансформации чисел оборотов, приобретаемый посредством данной группы, будет равен 16, т. е. подобная двухваловая передача будет фактически неосуществимой. Заменяя двухваловую передачу, как это продемонстрировано на рис.
8, в, механизмом перебора, мы возьмём фактически осуществимое ответ.
Второй вариант ответа аналогичной задачи будет продемонстрирован ниже при рассмотрении конструкций коробок скоростей.
Как указывалось выше, недочётом геометрического последовательности есть его чрезмерная насыщенность ступенями чисел оборотов в области высоких скоростей. С целью уменьшения чрезмерной насыщенности последовательности в области высоких скоростей используют геометрический последовательность с разным значением Ф в области высоких и низких скоростей.. Таковой последовательность возможно взят при исключении одной из передач в соответствующей группе. На рис. II. 36 приведен пример структурной сетки для аналогичного последовательности.
Знаменатель прогрессии для больших чисел оборотов равен фг.
Переходя к вопросу об применении многоскоростных электродвигателей совместно с коробками скоростей, необходимо заметить, что многоскоростной двигатель играет роль первой группы передач. Верный геометрический последовательность чисел оборотов возможно взят при применении многоскоростных электродвигателей, у которых скорости воображают геометрический последовательность со знаменателем 2, к примеру двухскоростные электродвигатели с числом оборотов 750 и 1500 и трехскоростные — с числом оборотов 750, 1500 и 3000 в 60 секунд.
Рис. 8. Кинематическая схема двадцатичетырехскоростной структурные сетки и коробки скоростей.
Определение чисел зубьев зубчатых передач коробок подач и скоростей. Для сокращения номенклатуры применяемого инструмента и зуборезного инструмента для контроля размеров зубьев стремятся уменьшить число используемых модулей. У не легко нагруженных’ шестерен увеличивают ширину делают их из более качественных материалов.
Исходя из этого самый характерным случаем есть определение чисел зубьев при одном модуле шестеренок, входящих в данную группу.
Иначе, число 220 должно быть не меньше суммы чисел зубьев или понижающей передачи с мельчайшим передаточным отношением, или повышающей передачи с громаднейшим передаточным
Определение чисел зубьев при разных модулях шестеренок в одной группе передач. В этом случае в выражения вместо 2z0 направляться под-2 А
ставить — и соответственно 2А должно быть неспециализированным мельчайшим кратным выражений т {br + a±). Так как модули смогут быть не целыми числами, то вместо них нужно подставить кратные им целые числа. К примеру, в случае если т1 = 2,5 мм, а тг = 3,5 мм, то при определении величины 2А нужно подставить 5 и 7. Но наряду с этим в большинстве случаев получаются большие межцентровые расстояния, каковые фактически неприемлемы и подбор приходится создавать методом последовательности последовательных попыток, прибегая при необходимости к корригированию.
Определение чисел зубьев косозубых колес одной группы передач. В случае если все передачи имеют однообразный одинаковый угол и нормальный модуль наклона зубьев, то расчет ведется так же, как при прямозубых колесах.
С разным углом наклона передачи выполняются для компенсации отклонений в сумме зубьев 2z0, появляющихся благодаря необходимости правильного подбора передаточных взаимоотношений либо применения передач с разным модулем. В этом случае, установив межцентровое расстояние для одной пары шестеренок, определяют угол наклона, нужный для обеспечения зацепления второй пары.
Определение чисел зубьев при связанных колесах. Так как использование двух связанных колес в одной передаче приводит в большинстве случаев к большому повышению габаритов передач и чисел зубьев, а при трех связанных колесах исключается возможность получения верного геометрического последовательности, то такие передачи используются очень редко, и исходя из этого нами не рассматриваются.
Рис. 9. Варианты оформления трехскоростных групповых передач
Конструктивное оформление коробок подач и скоростей. Главными задачами при конструктивном оформлении коробок подач и скоростей есть такое размещение их элементов, которое обеспечило бы минимальные габариты всего механизма в целом, и сокращение числа соосных групп отверстий. Способы ответа этих задач иллюстрируют кинематические схемы четырехскоростной коробки, представленные на рис.
10.
Рис. 10. Схемы размещения элементов зубчатых передач коробок подач и скоростей.
Вариант а, в котором не принято мер к сокращению числа и габаритов соосных групп отверстий, имеет большие размеры в обоих направлениях и три группы соосных отверстий для опор трех валов. При варианте б достигается сокращение осевых габаритов, при варианте в — сокращение числа соосных групп отверстий до двух и уменьшение габаритов в поперечном направлении. Габариты в продольном направ’лении при варианте в пара возрастают.
Выбор того либо иного варианта обусловливается конкретными условиями размещения механизма на станке.
Разглядим пара примеров конструктивного оформления. На рис. 11 приведен чертеж, картина чисел и кинематическая схема оборотов коробки скоростей горизонтальнофрезерного станка 6Н82, имеющей структурную формулу 3-3-2. Знаменатель прогрессии последовательности чисел оборотов равен 1,26. Между валом электродвигателя и первым валом коробки скоростей введена промежуточная зубчатая передача, что разрешает избежать малых передаточных высоких чисел и отношений оборотов промежуточных валов.
G целью сокращения числа шестеренок, а вместе с тем и осевых размеров коробки введено связанное колесо. Для предстоящего сокращения осевых размеров вместо цельного тройного блока во второй группе передач применен двойной блок шестеренок и одиночная подвижная шестерня, что разрешило разместить шестерни в промежутке между шестернями, относящимися к первой группе передач. В следствии осевые размеры уменьшены с 146 + 2Д до 8b + 2Л если сравнивать с последовательным размещением тройных блоков на протяжении оси.
В базу кинематической схемы коробки скоростей горизонтальнорасточного станка 2620, которая снабжает получение двадцати трех чисел оборотов при диапазоне 160 и знаменателе прогрессии 1,26, положена структурная сетка со структурной формулой 2-3-3-2, которая дает возможность приобрести 36 скоростей. Диапазон трансформации передаточных взаимоотношений второй переборной группы для данной сетки ср12 = 16.
Таковой диапазон, как это указывалось выше, не может быть взят при двухваловой передаче; исходя из этого при разработке картины чисел оборотов вместо второй переборной группы использована трехваловая передача. Вместо первой переборной группы использован двухскоростной электродвигатель.
Потому, что по характеру работы станка достаточно двадцати трех ступеней чисел оборотов, то передаточные отношения третьей переборной группы выбраны так, что 13 скоростей из 36 оказываются повторяющимися.
Для увеличения плавности хода при высоких скоростях шестерня z17 изготовлена из текстолита.
Вторая переборная несколько заменена механизмом, складывающимся из тройного подвижного блока шестеренок z8 — z10 и zn, шестеренок 2, и z9, сидящих на валу II, и шестеренок z12 и zls, сидящих на валу IV. Благодаря таковой схеме малое передаточное отношение, нужное для получения требующегося диапазона трансформации передаточных взаимоотношений, получается при включении двух последовательно расположенных зубчатых передач z7 — za и zn — z12.
Положение шестеренок, соответствующих данному включению, продемонстрировано на схеме. При среднем положении тройного блока зубчатое колесо z8 связывают колеса z7 и z13 и играется наряду с этим роль паразитного колеса. При третьем положении зубчатого блока включается передача z9 — z10 и z8 — z13.
Как уже указывалось выше, при автоматизации переключения чисел оборотов большое использование находят электромагнитные муфты. Как пример конструкции коробки скоростей с электромагнитными муфтами на рис. 14 приведена коробка скоростей револьверного станка 1П326.
Коробка скоростей приобретает вращение от электродвигателя, расположенного соосно с первым валом и связанного с ним упругой муфтой. Коробка имеет структурную формулу 2-3 и соответственно дает возможность приобрести шесть скоростей. Все передачи посредством пяти электромагнитных муфт обрисованной выше конструкции.
Все вольно вращающиеся шестерни, за исключением шестерни 2 = 31, для биения и уменьшения потерь смонтированы на подшипниках качения. Не тяжело обнаружить, что конструкция коробки существенно усложнилась, а габариты быстро возросли. Но удобство автоматического переключения скоростей по заданной программе оправдывает и увеличение габаритов и усложнение конструкции.
Рис. 11. Восемнадцатискоростная коробка скоростей горизонтальнофрезерного станка 6Н82:
а — чертеж, б — картина и схема чисел оборотов.
Рис. 12. Кинематическая схема коробки скоростей расточного станка 2620, картина чисел и структурная сетка оборотов.
Рис. 13. Развертка коробки скоростей расточного станка 2620.
Рис. 14. Коробка скоростей с электромагиитиыми муфтами револьверного станка 1П326.
Коробка скоростей размещается в основании и вращение передается шпинделю ременной передачей; таковой привод именуют поделённым. Так как ременная передача не снабжает передачи громадных крутящих моментов, то совместно с поделённым приводом используют перебор. Вращение от коробки скоростей передается при высоких скоростях ременной передачей конкретно шпинделю 8. В этом случае втулка шкива сцепляется со шпинделем муфтой.
При низких скоростях вращение передается от шкива шпинделю через перебор, складывающийся из шестерен 6—3, 10—9. В этом случае муфта расцепляется, а шестерни перебора вводятся в зацепление.
При больших числах оборотов шпинделя шестерни перебора отключены, а вибрации, каковые смогут появиться з коробке скоростей, поглощаются ременной передачей. Такая совокупность привода снабжает плавность вращения на высоких скоростях и содействует точности и повышению качества обработанной поверхности. При низких скоростях, при которых включается перебор и начинают сказываться недостатки его шестеренок, плавность вращения не имеет столь значительного значения.
Выключение перебора на высоких скоростях приводит кроме этого к увеличению к. п. д. благодаря уменьшению числа звеньев передачи и понижению мощности холостого хода.
При поделённом приводе главный источник тепловыделения — коробка скоростей — отделена от шпиндельного узла, что содействует уменьшению тепловых деформаций. Шпиндель в большинстве случаев разгружается от натяжения ремня, которое воспринимается подшипниками втулки, благодаря чему уменьшаются деформации шпинделя.
В целом использование поделённого привода с разгруженным шпинделем содействует точности обработки и повышению качества. Привод таковой конструкции употребляется на последовательности моделей токарных, револьверных, фрезерных станков.
Для сокращения осевых размеров коробки подач горизонтальнофре-зерного станка 6Н82 использовано одно связанное колесо г22; это разрешило применить продемонстрированное на чертеже размещение шестерен первой и второй групп передач с тройными подвижными блоками, благодаря чему осевые размеры сократились до 9b + БД. Диапазон трансформации передаточных взаимоотношений последней переборной группы при структурной формуле 3 (1П)хЗ (0)х 2 (2П) и знаменателе последовательности 1,26 образовывает 10; в этих условиях самая компактную конструкцию удалось взять при применении механизма перебора, что складывается из шестеренок Zg, Zg и 2ц. Переключение перебора осуществляется передвижением шестерни zu.
Рис. 15. Поделённый привод.
Рис. 16. Коробка подач гори
Привод стремительных ходов встроен в коробку подач. При стремительных ходах вращение передается конкретно от электродвигателя, минуя механизмы коробки подач. Переключение с рабочих ходов на стремительные осуществляется посредством муфт М2 и М3. Кулачковая муфта М2 при выключении своим левым торцом нажимает на диски фрикционной муфты Ms, чем и обеспечивается включение стремительных ходов. В качестве привода муфты М 2 использован тяговый электромагнит, что в начале хода развивает упрочнение в 25 кГ.
При данной совокупности включения стремительных ходов существенно упрощается управление автоматическим циклом перемещений стола.
В последнее звено привода рабочей подачи — шестерню г12 встроена предохранительная шариковая муфта обрисованной выше конструкции.
Подвижные шестеренки коробок подач и скоростей перемещаются или по шлицевым валам, или по ровным валам с закладными шпонками. Ровные валы в большинстве случаев выполняются с допусками по скользящей посадке второго класса точности. Неподвижные шестерни кроме этого монтируются или на шлицевых, или на ровных валах с закладными шпонками на напряженной посадке.
Шестеренки изготовляются из сталей 45, 40Х, 20Х, 12ХНЗ, 18ХГТ.
Шестерни из сталей 45 и 40Х в зависимости от условий работы подвергаются улучшению, закалке по закалке и сечению по профилю, шестерни из сталей 20Х, 12ХНЗ, 18ХГТ — цементации и закалке.
В коробках подач и скоростей используется или смазка разбрызгиванием, или циркуляционная смазка. В первом случае шестеренки, загружённые в масляную ванну, захватывают и разбрызгивают масло, благодаря чему обеспечивается попадание масла во все нужные точки, во втором случае масло подается от насоса по трубкам к подшипникам и зубчатым колёсам.
При смазке разбрызгиванием возрастают, как это указывалось выше, утраты холостого хода.
