Кпд передач: Механические передачи. Виды передач

Содержание

КПД (коэффициент полезного действия) редуктора.

Какой КПД имеют цилиндрические редукторы? Как изменяется коэффициент полезного действия червячного редуктора в зависимости от передаточного числа или скорости вращения быстроходного вала?

Среди механических редукторов наибольшее КПД имеют приводы с цилиндрической и конической передачей (см. таб. 16.1).

При увеличении количества ступеней коэффициент снижается не значительно.

Пример 1. Сравним значение коэффициента на примере цилиндрических редукторов с разным количеством ступеней. Получаем: не менее 98% — 1ЦУ одноступенчатый, не менее 97% — 1Ц2У двухступенчатый, не менее 96% — 1Ц3У трехступенчатый (см. таб. 16.2).

Червячные редукторы имеют значение коэффициента полезности существенно меньше. Причем КПД зависит от передаточного числа редуктора и скорости вращения червячного вала.

Пример 2. Рассмотрим изменение коэффициента на примере редуктора с межосевым расстоянием 100 мм. Максимальное значение получается при скорости вращения первичного вала 1500 об.

/мин. и передаточном числе 8 – 93%. Минимальное 58% при скорости 750 об./мин. и соотношении 1:80 (см. таб. 16.3).

Вывод: чем больше передаточное число червячного редуктора, тем меньше КПД. Чем меньше межосевое расстояние, тем меньше КПД при прочих одинаковых условиях (см. таб. 16.4).

Значение КПД (не менее) редукторов зубчатых согласно ГОСТ Р 50891 приведены в таблице 16.1

Тип редуктора	КПД
Цилиндрический и конический одноступенчатый	98%
Цилиндрический и коническо-цилиндрический двухступенчатый	97%
Цилиндрический и коническо-цилиндрический трехступенчатый	96%
Цилиндрический и коническо-цилиндрический четырехступенчатый	95%
Планетарный одноступенчатый	97%
Планетарный двухступенчатый	95%

Таблица 16. 1

Значение КПД (не менее) цилиндрических редукторов с количеством ступеней от 1 до 3 приведены

в таблице 16.2

Типоразмер редуктора	КПД	Типоразмер редуктора	КПД	Типоразмер редуктора	КПД
1ЦУ-160	0,98	1Ц2У-160	0,97	1Ц3У-160	0,96
1ЦУ-200		1Ц2У-200		1Ц3У-200
1ЦУ-250		1Ц2У-250		1Ц3У-250

Таблица 16.2

Значение КПД червячного редуктора Ч-100 в зависимости от передаточного числа и частоты вращения

червячного вала приведены в таблице 16. 3

Частота вращения быстроходного вала	Передаточное число червячного редуктора Ч-100
Частота вращения быстроходного вала	8	10	12,5	16	20	25	31,5	40	50	63	80
750	0,91	0,90	0,89	0,85	0,83	0,83	0,63	0,71	0,71	0,60	0,58

1000	0,92	0,91	0,90	0,87	0,85	0,84	0,66	0,74	0,73	0,64	0,61

1500	0,93	0,93	0,92	0,89	0,87	0,87	0,70	0,78	0,77	0,69	0,69

Таблица 16.

КПД (не менее) редукторов червячных, зависимость межосевого расстояния и передаточного числа,

согласно ГОСТ Р 50891 приведены в таблице 16.4

Передаточное число	Межосевое расстояние червячного редуктора
Передаточное число	40	50	63	80	100	125	160	200	250
8	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95	0,96
10	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95
12,5	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94
16	0,82	0,84	0,86	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93
20	0,78	0,81	0,84	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91
25	0,74	0,77	0,80	0,83	0,84	0,85	0,86	0,87	0,89
31,5	0,70	0,73	0,76	0,78	0,81	0,82	0,83	0,84	0,86
40	0,65	0,69	0,73	0,75	0,77	0,78	0,80	0,81	0,83
50	0,60	0,65	0,69	0,72	0,74	0,75	0,76	0,78	0,80
63	0,56	0,60	0,64	0,67	0,70	0,72	0,73	0,75	0,77

Таблица 16.

Потери мощности и КПД передачи

ПОТЕРИ МОЩНОСТИ и кпд ПЕРЕДАЧИ [c.134]

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]

КПД передачи. Потери мощности в цепной передаче складываются из потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и в опорах валов. При смазке погружением цепи в масляную ванну учитывают также потери на перемешивание масла.

[c.273]

При использовании торцовых, клиновых (рис. 7.1, в) рабочих тел и конусных катков с несовпадающими вершинами конусов геометрическое скольжение вносит наибольший вклад в сумму потерь мощности и приводит к снижению КПД передачи. Если движущая сила превышает касательную, то возникает буксование катков и нарушение кинематической связи между ними. Материалы рабочих тел фрикционной передачи должны обладать высокой износоустойчивостью и поверхностной прочностью, большим модулем упругости и коэффициентом трения, малой гигроскопичностью, хорошей теплопроводностью. Применяют ма-

[c.383]

Потери мощности в волновых передачах в общем случае вызваны потерями в зацеплении и генераторе волн при упругой деформации гибких элементов передачи, потерями в подшипниках и потерями, идущими на разбрызгивание смазочного материала. Эти потери трудно поддаются точному расчету, поэтому КПД волновых передач принято определять экспериментально. На стадии проектирования КПД ориентировочно определяют по следующей зависимости [c. 178]

К недостаткам червячных передач относится низкий КПД в связи с большими потерями мощности на трение в зацеплении и в подшипниках и на размешивание и разбрызгивание масла (т) ж [c.317]

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]

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]

Кривые скольжения и КПД показывают, что оптимальная нагрузка ременной передачи лежит в зоне критического коэффициента тяги, где КПД наибольший. При меньших нагрузках возможности передачи используются не полностью. Переход за критическое значение коэффициента тяги допустим только при кратковременных перегрузках. Работа в этой области связана с повышенным износом ремня, потерями энергии в передаче и снижением скорости на ведомом шкиве. Средние значения, полученные из испытаний при типовых режимах, для клиновых ремней составляет примерно 0,7, для плоских синтетических — 0,5, для прорезиненных — 0,6. Оптимальные значения окружной силы и передаваемой мощности находят по формулам [c.382]

Пониженный КПД и склонность червячных передач к заеданию ограничивают их применение областью низких и средних мощностей при периодической кратковременной работе. Мощность червячных передач обычно не превышает 50…60 кВт. При больших мощностях и длительной работе потери в червячной передаче столь существенны, что ее применение становится невыгодным. [c.218]

Кривая изменения КПД передачи показывает, что полезная мощность с увеличением расхода (а следовательно, и частоты вращения гидромотора) вначале возрастает, а затем снижается. При значительном увеличении частоты вращения она может снизиться до нуля и мощность приводного двигателя будет расходоваться на потери в гидропередаче. [c.98]

Достоинства передачи — возможность получения больших передаточных чисел (до 300), плавность и бесшумность работы. Недостатком передачи является низкий КПД (0,6) из-за большой потери мощности на трение. [c.14]

Благодаря большей нагрузочной способности передачи с зацеплением Новикова более компактны, почти в 1,5 раза меньше и в 2 раза легче по сравнению с передачами с эвольвентным зацеплением при одинаковой передаваемой мощности. Передачи с зацеплением Новикова допускают большее передаточное число, а из-за хорошо удерживающейся масляной пленки между соприкасающимися зубьями уменьшается износ зубьев, повышается КПД передачи (потери на трение в зацепление Новикова примерно в 2 раза меньше потерь в эвольвентном зацеплении). Значительно снижается шум во время работы. [c. 132]

КПД оказывает большое влияние на работоспособность зубчатых зацеплений главной передачи. Потери мощности в основном складываются из потерь на трение в зацеплении, трение в подшипниках, размешивание и разбрызгивание масла. Потери на трение в зацеплении уменьшаются при правильном выборе смазки. Потери на трение в подшипниках главным образом зависят от типа и размера подшипников, числа тел качения, величины зазора в подшипнике, частоты вращения вала и условий смазки подшипника. На потери от размешивания и разбрызгивания оказывает влияние глубина погружения зубчатого колеса в масло, его окружная скорость и ширина зубчатого венца, а также вязкость масла. [c.232]

Мощность на дополнительные потери появляется при передаче полезной мощности за счет соответствующего увеличения нагрузок на передачи и опоры. Эта дополнительная потеря возрастает с увеличением полной передаваемой мощности и может быть оценена введением КПД в уравнение (46) [c. 57]

Использование фрикционных и электромагнитных муфт в коробках скоростей дает возможность быстро и плавно переключать передачи на ходу. Недостатками таких коробок являются потери мощности на вращение неработающей пары колес и их износ большие радиальные и осевые размеры при передаче больших крутящих моментов снижение КПД станка вследствие трения в выключенных муфтах нагревание муфт, необходимость их частого регулирования, передача тепла от муфт шпиндельному узлу. [c.25]

Потери мощности в тяговых двигателях и их составляющие, которые определяют КПД, представлены в табл. 3.6. Потери-.в зубчатой передаче и моторно-осевых подшипниках в номинально.м режиме равны 2,5 % подведенной мощности, в других режимах — примерно [c.58]

В каждом редукторе входное звено (колесо 1 или поводок Н) воспринимает мощность U7 = 29,4 кВт при /г = 800 об/мин. Коэффициент потери каждой пары колес в простой передаче (при неподвижном водиле) х = 0,04. Сравнить между собой КПД редукторов и моменты на выходных звеньях. [c.169]

Потеря в передаче. КПД зубчатой передачи ориентировочно равен т) = lip = 0,97 для двухступенчатого переборного редуктора и Tin = «Пр = 0.98 для двухступенчатого планетарного редуктора. Одноступенчатые редукторы вспомогательных паровых турбин при jVe = 10—400 кВт имеют КПД т р = 0,92-f-0,96 (большие значения соответствуют большим значениям мощности). [c.148]

Приливная электростанция имеет водохранилище прямоугольной формы площадью 100 км и высоту прилива и отлива 8 м. Прилив продолжается 12 ч. КПД преобразования энергии приливной волны в электрическую 90%. Напряжение с шин генератора повышается трансформатором со 100 В до 500 кВ с КПД 95 %. Электроэнергия передается в город на расстоянии 30 км по линиям электропередачи, имеющим удельное сопротивление 0,0003 Ом/м. Понижающий трансформатор, имеющий КПД также 95 %, снижает напряжение на нагрузке до 100 В. Определите значение мощности, подведенной к потребителю. Сколько энергии теряется прн производстве, преобразовании и передаче электроэнергии В какой форме проявляются потери (Предположим, что подведенная энергия и потери в сумме равны аккумулирующей способности водохранилища, куда поступает вода во время прилива.) [c.44]

Для оценки насосного агрегата в целом служит КПД агрегата (насосной установки) ri , вычисляемый как отношение полезной мощности насоса к мощности агрегата (в случае электрического привода насоса мощность агрегата — электрическая мощность на выводах двигателя). Коэффициент полезного действия агрегата отражает все потери энергии в насосе, двигателе и передаче, поэтому Ла Л [c.243]

Для обеспечения потребной (эффективной) мощности резания при фрезеровании необходимо, чтобы электродвигатель станка обладал несколько большей мощностью, так как часть ее теряется на трение в передачах, подшипниках, направляющих и др. Потери на трение характеризуются коэффициентом полезного действия (КПД) станка Т)ст, который для большинства фрезерных станков равен 0,75. ..0,85. Для определения потребной мощности электродвигателя пользуются формулой [c.9]

Потери мощности и КПД. Потери в планетарных передачах в основном складываются из потерь в зацеплениях, в подшипниках и потерь на размешивание и разбрызгивание масла. КПД планетарных передач т]пл принято выражать через потери в передаче, полученной из планетарной при остановленнод водиле, т. е. [c.164]

Потеря в передаче и КПД. Потери мощности в ременной передаче складываются из потерь в опорах валов потерь от скольжения ремня по шкивам потерь на внутреннее трение в ре1ьше, связанное с периодическим изменением деформаций, и в основном с деформациями изгиба (см. рис. 12.8) потерь от сопротивления воздуха движению ремня и шкивов. [c.278]

Начальный участок кривой скольжения (от ф=0 до некоторого критического значения фо) близок к прямой, так как здесь возникает только упругое скольжение ремня, пропорциональное нагрузке передачи. При дальнейшем увеличении нагрузки появляется сначала частичное, а затем и полное буксование (при ф>фтах), приводящее к полной потере работоспособности передачи. Наиболее целесообразно использование передачи в режиме Ф Фо, при которой имеет место максимальный КПД. При ф фо возможности передачи недоиспользуются, при этом и КПД ее низок. Работа ремня при режимах,, соответствующих криволинейному участку кривой скольжения, отличается неустойчивостью, сопровождается большими потерями мощности и скорости, повышенным износом ремня. Этот режим допускается [c.165]

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]

Коэффициент полезного действия солнечной ПТУ «Паф определяется как отношение тепловой мощности лучистой энергии, падающей на концентратор, к полезной электрической мощности установки. Этот КПД по сравнению с г эф. птп учитывает КПД собственно концентратора, а также в общем случае затраты мощности на ориентацию последнего и передачу теплоты сконцентрированного солнечного излучения к рабочему телу ПТП. Указанные потери существенно снижают КПД солнечной установки Т1дф по сравнению с КПД ПТП г зф. тп (рис. 9.19) [113]. При расчетах г)эф предполагалось, что температура коллекторов Гкол на 5 % меньше Т- . Наличие максимумов на этих кривых объясняется снижением КПД концентраторов с ростом Ткол- Исходя из рис. 9.19, можно выделить три характерных диапазона верхних температур (К) цикла солнечных ПТУ с различными типами концентраторов 360. .. 380 410. .. 500 и более 580. При выборе конкретного типа солнечной ПТУ необходимо учитывать уровень ее мощности, факт возрастания удельной (на единицу площади) [c.185]

Комплектный теплоэлектрический агрегат содержит двигатель внутреннего сгорания, спаренный на общей раме с электрическим генератором. Энергия от коленчатого вала двигателя передается ротору генератора обычно при помощи муфты, реже зубчатым редуктором или приводным ремнем. Соединение эластичной муфтой конструктивно просто, весьма надежно и имеет кпд, близкий к 100%, но требует, чтобы валы спариваемых двигателя и генератора вращались с одинаковой скоростью. Зубчатые и ременные передачи допускают спаривание двигателя и генератора, отличающихся по числу оборотов вала, но менее удобны в эксплуатации и приводят к излищним потерям мощности (кпд их равен 95—98%). [c. 56]

Коэффициент полезного действия червячной передачи можно определить по формуле (135) для КПД винтовой пары окольжение точки зуба червячного колеса по резьбе червяка можно рассматривать как движение точки резьбы гайки по резьбе винта. Дополнительные потери мощности в опорах, червячном зацеплении, на разбрызгивание и перемешивание смазки в картере учитывают множителем 0,95…0,96. Таким образом, КПД закрытой червячной передачи (редуктора) при ведущем червяке вычисляют по формуле [c.153]

Применяют в машинах, где по условиям компоновки необходимо передать движение между скрещивающимися валами, а также в делительных механизмах для получения большого передаточного числа. Они имеют широкое распространение в грузоподъемных машинах, станкостроении, автомобилестроении, роботостроении и т. п. Передаваемая мощность не превышает 50…60 кВт. Передача большой мощности невыгодна из-за больших потерь (низкий КПД) и ильFюгo нагрева. Червячные передачи во избежание их перегрева предпочтительно использовать в приводах периодического (а не непрерывного) действия. [c.240]

Очевидно, что электрическая мощность, подведенная к потребителю, меньше мощности, производимой гидроэлектростанцией, Л гэс- Сумма всех потерь при передаче электрической мощности от ГЭС до потребителя и при многократных преобразованиях ее в повыщающих и понижающих трансформаторах можно оценить При помощи КПД системы передачи и преобразований Обычно Tipgp составляет 0,92—0,93. - [c.139]

Механические передачи.

Механические передачи

Общие понятия и определения

Передачей, в общем случае, называется устройство, предназначенное для передачи энергии из одной точки пространства в другую, расположенную на некотором расстоянии от первой.

В зависимости от вида передаваемой энергии передачи делятся на механические, электрические, гидравлические, пневматические и т.п.
Курс «Детали машин» изучает механические передачи, предназначенные для передачи механической энергии.

Механической передачей называют устройство (механизм, агрегат), предназначенное для передачи энергии механического движения, как правило, с преобразованием его кинематических и силовых параметров, а иногда и самого вида движения (вращательного в поступательное или сложное и т. п.).
Наибольшее распространение в технике получили передачи вращательного движения, которым в курсе деталей машин уделено основное внимание (далее под термином передача подразумевается, если это не оговорено особо, именно передача вращательного движения).

В общем случае в любой машине можно выделить три составные части: двигатель, передачу и исполнительный элемент.
Механическая энергия, приводящая в движение машину или отдельный ее механизм, представляет собой энергию вращательного движения вала двигателя, которая передается к исполнительному элементу посредством механической передачи или передаточного устройства. Передачу механической энергии от двигателя к исполнительному элементу машины осуществляют с помощью различных передаточных механизмов (в дальнейшем – передач): зубчатых, червячных, ременных, цепных, фрикционных и т. п.

***

Функции механических передач

Передавая механическую энергию от двигателя к исполнительному элементу (элементам), передачи одновременно могут выполнять одну или несколько из следующих функций.

Понижение (или повышение) частоты вращения от вала двигателя к валу исполнительного элемента.
Понижение частоты вращения называют редуцированием, а закрытые передачи, понижающие частоты вращения, — редукторами.
Устройства, повышающие частоты вращения, называют ускорителями или мультипликаторами.
В технике и машиностроении наибольшее применение получили понижающие передачи , поэтому в курсе Детали машин им уделяется преимущественное внимание. Впрочем, принципиальная разница в расчетах редуцирующих передач и ускорителей невелика.

Изменение направления потока мощности.
Примером может служить зубчатая передача (редуктор) заднего моста автомобиля. Ось вращения вала двигателя у большинства автомобилей составляет с осью вращения колес прямой угол. Для изменения направления потока мощности в данном случае применяют коническую зубчатую передачу.

Регулирование частоты вращения ведомого вала.
С изменением частоты вращения изменяется и вращающий момент: меньшей частоте соответствует больший момент. Для регулирования частоты вращения ведомого вала применяют коробки передач и вариаторы.
Коробки передач обеспечивают ступенчатое изменение частоты вращения ведомого вала в зависимости от числа ступеней и включенной ступени.
Вариаторы обеспечивают бесступенчатое в некотором диапазоне изменение частоты вращения ведомого вала.

Преобразование одного вида движения в другой (вращательного в поступательное, равномерного в прерывистое и т. д.).

Реверсирование движения — изменение направления вращения выходного вала машины в ту или иную сторону в зависимости от функциональной необходимости.

Распределение энергии двигателя между несколькими исполнительными элементами машины.
Так, любой сельскохозяйственный комбайн вмещает несколько механизмов, выполняющих самостоятельные технологические операции по уборке урожая, при этом каждый из этих механизмов приводит в движение собственный исполнительный элемент (ходовую часть, жатку, молотилку, очистку и т. п.). Поскольку комбайн, как правило, оснащен одной силовой установкой (двигателем), при помощи передач его энергия распределяется между каждым из обособленных механизмов.

***

Классификация механических передач

В зависимости от принципа действия механические передачи разделяют на две основные группы:

передачи зацеплением (зубчатые, червячные, цепные);
передачи трением (фрикционные, ременные).

Каждая из указанных групп передач подразделяется на две подгруппы:

передачи с непосредственным контактом передающих звеньев;
передачи с гибкой связью (цепь, ремень) между передающими звеньями.

Кроме этих основных классификационных признаков передачи подразделяют по некоторым другим конструктивным характеристикам: расположению валов, характеру изменения вращающего момента и угловой скорости, по количеству ступеней и т. д.

Классификация механических передач по различным признакам представлена ниже.

1. По способу передачи движения от входного вала к выходному:
       1.1. Передачи зацеплением:
            1.1.1. с непосредственным контактом тел вращения — зубчатые, червячные, винтовые;
            1.1.2. с гибкой связью — цепные, зубчато-ременные.
       1.2. Фрикционные передачи:
            1.2.1. с непосредственным контактом тел вращения – фрикционные;
            1.2.2. с гибкой связью — ременные.

2. По взаимному расположению валов в пространстве:
      2.1. с параллельными осями валов — зубчатые с цилиндрическими колесами, фрикционные с цилиндрическими роликами, цепные;
      2.2. с пересекающимися осями валов — зубчатые и фрикционные конические, фрикционные лобовые;
      2.3. с перекрещивающимися осями — зубчатые — винтовые и гипоидные, червячные, лобовые фрикционные со смещением ролика.

3. По характеру изменения угловой скорости выходного вала по отношению к входному: редуцирующие (понижающие) и мультиплицирующие (повышающие).

4. По характеру изменения передаточного отношения (числа): передачи с постоянным (неизменным) передаточным отношением и передачи с переменным (изменяемым или по величине, или по направлению или и то и другое вместе) передаточным отношением.

5. По подвижности осей и валов: передачи с неподвижными осями валов — рядовые (коробки скоростей, редукторы), передачи с подвижными осями валов (планетарные передачи, вариаторы с поворотными роликами).

6. По количеству ступеней преобразования движения: одно-, двух-, трех- и многоступенчатые.

7. По конструктивному оформлению: закрытые и открытые (безкорпусные).

Наибольшее распространение в технике получили следующие виды механических передач:

Зубчатые (цилиндрические, конические, гипоидные, волновые, планетарные и т. п.);
Ременные (плоскоременные, клиноременные, круглоременные и т. п.);
Червячные;
Фрикционные (постоянной передачи, реверсы и вариаторы);
Винтовые передачи.

Зубчато-ременные передачи можно выделить в отдельную группу передач с промежуточной гибкой связью, поскольку они способны передавать мощность и посредством трения, и посредством зацепления.

***

Основные характеристики механических передач

Главными характеристиками передачи, необходимыми для ее расчета и проектирования, являются передаваемые мощности (по величине и направлению) и скорости вращения валов – входных (ведущих), промежуточных, выходных (ведомых).
В технических расчетах вместо угловых скоростей обычно используются частоты вращения валов — n_вх и n_вых, измеряемые в оборотах за минуту. Соотношение между угловой скоростью ω (рад/сек) и частотой вращения n (об/мин):

ω ≈ πn/30

Еще важный параметр механической передачи – коэффициент полезного действия (КПД), характеризующий потери мощности при передаче от двигателя к исполнительному элементу.

***

Фрикционные передачи

Главная страница

Дистанционное образование

Специальности

Учебные дисциплины

Олимпиады и тесты

Цилиндрические редукторы

26/08/2010

Описание конструкции

Цилиндрические редукторы — большая группа редукторов, характеризующаяся применяемым в них зацеплением — цилиндрическими зубчатыми передачами. Группа классифицируется по следующим признакам:

По количеству ступеней (передач в редукторе) — одноступенчатые, двухступенчатые, трехступенчатые, четырехступенчатые;
По расстоянию между осями входного и выходного валов — соосные и редукторы с параллельными валами. Соосными считаются редукторы с расстоянием между осями входного и выходного валов меньшим, чем межосевое расстояние передач, таким образом, соосными могут быть редукторы с числом ступеней от двух и выше, входной и выходной валы этих редукторов направлены в разные стороны;
По способу установки — на лапах, на фланце или насадное исполнение (редуктор с полым выходным валом)

Преимущества цилиндрических редукторов и построенных на них приводов

1. Высокий КПД редуктора. Цилиндрические зубчатые передачи имеют один из самых высоких КПД. Следствием из этого является энергетическая экономичность этих редукторов. КПД цилиндрической зубчатой передачи, применяемой в редукторах, вне зависимости от передаточного отношения, обычно равняется 98%. Справочник конструктора-машиностроителя В. И. Анурьева, т. 3, стр. 666, издание 2001 г. предоставляет следующую информацию по КПД разных типов редукторов (выраженный в долях единицы):

2. Высокая нагрузочная способность. Цилиндрические редукторы соответствующих габаритов способны передавать почти без потерь большую мощность.

3. Низкий люфт выходного вала, вследствие этого кинематическая точность цилинрических редукторов выше, чем червячных.

4. Низкий нагрев вследствие высокого КПД передач – почти вся энергия не рассеивается, а передаётся от источника к потребителю.

5. Обратимость при любом передаточном числе, иначе говоря, отсутствие самоторможения. У любого цилиндрического редуктора можно провернуть выходной вал.

6. Уверенная работа при неравномерных нагрузках, а так же при частых пусках-остановах. Это свойство диктует целесообразность применения исключительно цилиндрических редукторов в приводах дробилок, измельчителей, шредеров и прочих машин с пульсирующими нагрузками на рабочих органах.

7. Высокая надёжность. По информации из Справочника конструктора-машиностроителя В. И. Анурьева, т. 3, стр. 666, издание 2001 г.:

8. Благодаря большой степени вариативности зубчатых передач, имеется возможность подобрать редуктор с наиболее близким к требуемому передаточным отношением.

Недостатки цилиндрических редукторов

1. Низкое передаточное число на одной ступени. В цилиндрических редукторах применяются зубчатые передачи с u = 1:1…1:6.3. Это обстоятельство влечёт за собой увеличение числа ступеней при увеличении общего передаточного числа редуктора, и, как следствие, увеличение габаритов редуктора. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора u max = 6.3, для двухступенчатого u max = 40, для трехступенчатого u max = 250. Причем, поскольку значение модуля зубчатого зацепления впрямую зависит от передаваемого окружного усилия, а минимальное количество зубьев зубчатого колеса обычно не менее 17, то при передаточном отношении 1:5 нагруженная зубчатая передача имеет внушительные размеры.

2. Уровень шума. Цилиндрические редукторы — более шумные по сравнению с червячными.

3. Обратимость (отсутствие самоторможения). Это является недостатком в том случае, когда необходимо отсутствие возможности поворота выходного вала внешней нагрузкой.

Применение цилиндрических редукторов

Благодаря всем своим достоинствам цилиндрический редуктор – лидер по распространённости среди редукторов. Цилиндрические редукторы устанавливаются в приводах измельчителей, мешалок, экструдеров, металлорежущих станков, валкового оборудования и т. д., и т. п.
Ограничений к применению нет, кроме специальных случаев, в которых целесообразнее применение других типов редукторов – например, когда требуется угловая компоновка привода, когда необходимо большое передаточное число в сочетании с небольшими габаритами или когда нужно достичь особой плавности хода приводимого механизма.
При вводе в эксплуатацию нового цилиндрического редуктора с целью удаления металлической мелкой стружки от приработки зубчатых передач после работы редуктора в течение 1-2 смен рекомендуется заменить масло. Перед первым пуском желательно провернуть редуктор вхолостую и затянуть все болтовые соединения на корпусе. Включение редуктора можно производить только после его закрепления. При установке редуктора необходимо предусматривать свободный доступ к пробкам для залива, контроля и слива масла.
При разборке редуктора необходимо снять действие консольных нагрузок на концы валов и отсоединить муфты.

Статьи — Выбор правильного типа привода

Введение

Если перед инженерами или сервисной службой завода встает вопрос о модернизации существующих приводных систем или же о разработке новых приводов, то существует три распространенных варианта:

Привод с использованием роликовой цепи;
Привод с использованием клиноременной передачи;
Привод с использованием зубчатоременной передачи;

Каждый из этих вариантов имеет свои преимущества и недостатки, а также возможные скрытые затраты, неочевидные на первый взгляд.

Цепная передача
(роликовые цепи)

Распространенность цепных приводов основывается на их способности передавать большие значения крутящего момента при малых размерах и относительно низкой стоимости. Компоненты цепного привода стандартны и их легко приобрести. При достаточно низкой начальной стоимости стандартных приводов с роликовой цепью, стоимость их обслуживания может быть очень существенной. Для должного и оптимального функционирования цепной передачи соответсвующее обслуживание просто необходимо.

Оно включает в себя следующие затраты:

Систему смазки;
Выравнивание;
Натяжение;
Периодическую замену компонентов привода;

Согласно оценкам производителей цепей, износ цепного привода, работающего без смазки, приблизительно в 300 раз выше, чем износ аналогичного привода работающего с соответствующей смазкой. И опять же, согласно оценочным данным производителей цепей, от 90 до 95% всех цепных приводов либо смазываются неправильно, либо не смазываются совсем. А выбор и разработка необходимого типа смазки может повлечь дополнительные расходы. Например стоимость системы циркуляционной смазки может достигать до 75% от общей стоимости всего привода. Помимо системы смазки на ресурс цепной передачи также очень сильно влияет правильное выравнивание звездочек и натяжение цепи.

Другим затратным фактором обслуживания цепной передачи является необходимость замены компонентов привода. Одним из самых слабых мест цепного привода является износ цепи, приводящий к растяжению или вытяжке цепи. Производители рекомендуют заменять роликовую цепь при растяжении порядка 3%. Большинство производителей роликовых цепей также рекомендуют заменять каждый раз звездочки вместе с цепью, так как контакт металл-металл приводит к сильному износу звездочек. Публикуемые таблицы передаваемой мощности основываются на теоретическом расчетном ресурсе, составляющем 15 000 часов, который можно достичь при правильной конструкции привода, правильном натяжении, системе смазки, обслуживании и т. д., но в типичной рабочей среде реальный ресурс привода врядли достигнет идеального. Привод с роликовой цепью, работающей без смазки в жестких условиях, может и не достигнуть 100 часов.

Затраты на обслуживание, упомянутые выше, прибавленные к начальной стоимости, увеличивают реальную стоимость стандартного цепного привода. Однако, помимо затрат на смазку и компоненты привода, есть затраты на рабочую силу, для осуществления частых повторных натяжений. Частые повторные натяжения ведут за собой частые остановы привода, приводящие к простоям производства. Необходимо также учитывать, что цепные передачи имеют максимально возможный КПД не более 91% — 94% (в зависимости от сферы применения), поэтому затраты на электроэнергию также нужно иметь ввиду. Несмотря на дополнительные затраты на обслуживание и электроэнергию, роликовые цепи имеют следующие преимущества над клиноременными и зубчатоременными передачами:

Универсальность (можно прикреплять к звеньям дополнительные толкатели, для транспортировки грузов, упоры переключателей и т. д.)
Возможность изменять длину цепи добавляя/исключая соединительные звенья;
Большой выбор цепей и звездочек в наличии;

Клиноременные передачи

Клиновые ремни передают мощность посредством трения между ремнем и шкивом. КПД клиноременной передачи при установке варьируется от 95% до 98%, что характеризует более эффективное использование энергии, чем у цепных передач и в некоторых случаях менее эффективное, чем у зубчатоременных передач. Клиноременная передача является промышленным стандартом и предлагает большой выбор типоразмеров при относительно низкой стоимости, а также легкость установки и тихую работу привода. Клиновые ремни производятся из различных материалов, имеют различные размеры сечений и различные усиливающие материалы. Могут использоваться в одиночном исполнении, в комплекте или же блоком на единой основе из нескольких ремней. Такие передачи идеально подходят для тяжелонагруженных приводов, там где типичны высокие пиковые нагрузки и большой пусковой момент. Стандартные клиновые ремни показывают себя наилучшим образом в приводах со скоростью валов от 500 об/мин и выше и передаточным отношением до 6:1.

Из-за того, что клиновые ремени проскальзывают при превышении допустимой нагрузки, они могут предохранить более дорогое оборудование от поломки. Привод с использованием клиновых ремней дает большую гибкость в выборе местоположения двигателя и выборе нагрузки. Ресурс правильно установленного и обслуживаемого клиноременного привода может составлять от 20000 до 25000 часов на соответствующем оборудовании. Компоненты простого клиноременного привода относительно недороги, просты в установке, замене и обслуживании.

Будучи правильно установленными и натянутыми в соответствие с рекомендациями производителей ремней, эти приводы требуют достаточно малое время на обслуживание, помимо периодических повторных натяжений в соответствие с обычным графиком технического обслуживания. Вследствие проскальзывания клиноременные передачи теряют до 5% эффективности после установки. Если не проводить периодических повторных натяжений клиновые ремни вытягиваются по мере их износа, увеличивая тем самым проскальзывание и сокращая эффективность на 10%. Ремень с формованным зубом обеспечивает увеличение КПД передачи на 2% по сравнению со стандартными исполнениями.

Зубчатоременные передачи.

Зубчатые ремни работают по принципу зубчатого зацепления. Зуб ремня круглой, трапецеидальной или сложной криволинейной формы входит в зацепление с канавкой шкива, обеспечивая передачу мощности в приводах с высоким крутящим моментом на высоких и низких скоростях. Изначально компоненты зубчатоременных передач стоят обычно дороже, чем компоненты цепной или клиноременной передачи. Однако зубчатоременные передачи не имеют тех скрытых затрат, присущих цепным приводам. Зубчатоременным передачам не требуется смазки, равно как и не нужна система подачи смазки. Необходимо только соответствующее предохранительное заграждение.

Если роликовая цепь требует частых повторных натяжений, а клиновые ремни периодических повторных натяжений, то обычно зубчатый ремень не требует никаких повторных натяжений на протяжении всего срока службы. Для того, чтобы проиллюстрировать величину возможной вытяжки роликовой цепи, сравним рекомендуемые значения допуска натяжения межосевого расстояния ременных приводов и цепного привода. Длина ремней и цепей одинакова и равна 254 см.

Роликовая цепь

Роликовая цепь удлинится на приблизительно 7.6 см за весь срок службы (или 3% длины), т.к. требует величину допуска на межосевое расстояние для натяжения составляющую около 3.8 см.

Клиновой ремень

В зависимости от производителя и сечения ремня клиновой ремень требует величину допуска на межосевое расстояние от 3.8 см до 6.4 см.

Зубчатый ремень

Обычно зубчатый ремень требует только 0.1 см для допуска на межосевое расстояние, который зависит от типа ремня и производителя. Износ цепей и звездочек является серьезной затратной составляющей при использовании цепных передач. Зубчатые ремни и шкивы обладают значительно меньшим износом. Например если взять зубчатоременный привод с ремнем Gates PolyChain® GT Carbon™ ремень превосходит цепь по ресурсу на 3 порядка, а шкивы превосходят звездочки на 10 порядков.

Вследствие использования запатентованных кордовых нитей из углеволокна это новое поколение зубчатых ремней предлагает беспрецедентный уровень прочности и плотности передаваемой мощности, что позволяет использовать шкивы значительно меньшего размера. Это в свою очередь приводит к более компактным приводам и более легким, эффективным и экономичным конструкциям.

Как и цепные передачи, зубчатоременные передачи чувствительны к перекосам шкивов и не должны использоваться в тех системах, где перекос изначально заложен в конструкцию. Перекосы приводят к неравномерному изсносу ремня и преждевременному обрыву кордовых нитей из-за их неравномерной загрузки по ширине ремня. И несмотря на то, что зубчатый ремень, такой, как PolyChain® GT Carbon™ устойчив к абразивным средам, коррозии, средам с повышенной влажностью или агрессивным средам, присущим пищевому производству, он может не подойти для использования в некоторых средах с очень высокой степенью агрессивности, где коррозионностойкая цепь будет наилучшим вариантом.

Существует еще одно заблуждение, связанное с зубчатыми ремнями – это то, что они не подходят для серпентинных приводов. Инженеры-разработчики оборудования зачастую думают, что роликовая цепь – это единственное решение для приводов, где нагрузка должна передаваться обеими сторонами. Однако двусторонние резиновые зубчатые ремни, такие, как Gates PowerGrip® GT®2 Twin Power®, предлагают те же экономичные преимущества, что и их односторонние собратья.

Благодаря их высокому КПД (99% на постоянной основе для приводов с PolyChain® GT Carbon™ ), зубчатоременные передачи также могут снизить энергозатраты, по сравнению с цепными приводами, которые обычно имеют КПД 91%-94% или клиновыми ремнями, которые имеют КПД 93%-95% при правильном натяжении.

Заключение

Если основываться на стоимости за период эксплуатации, зубчатоременная передача может быть намного экономичней, чем аналогичная цепная или клиноременная передача. Например, начальные вложения в привод с ремнем Gates PolyChain® GT Carbon™ (наиболее технически совершенный зубчатый ремень из существующих, выполнен из полиуретана и запатентованных нитей корда из углеволокна) могут быть выше, чем в аналогичный привод со стандартной роликовой цепью, однако максимум через 6 месяцев эти вложения себя легко окупят благодаря снижению эксплутационных и энергозатрат на привод.

Зубчатые ремни способны значительно снизить ежедневные затраты на обслуживание, а также увеличить производительность вследствие снижения потерь из-за простоев, вызванных частым обслуживанием и частыми заменами роликовых цепей и клиновых ремней. Инженеры-разработчики, выбирающие зубчатоременный привод, такой, как привод с ремнем Gates PolyChain® GT Carbon™, обеспечивают своим изделиям конкурентное преимущество, так как предоставляют конечным потребителям не требующие обслуживания изделия с большим ресурсом работы, которые работают тише и чище при наивысшей производительности, способные работать при наименьших общих затратах.

ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА судовая — Словарь морских терминов на Корабел.ру

совокупность взаимосвязанных механизмов и обслуживающих их систем, передающих мощность от главного двигателя к движителю. Главная Передача, обычно располагаемая между главным двигателем и валопроводом, предназначена для преобразования или сохранения крутящего момента и частоты вращения главного двигателя, подводимых к движителю. По принципу действия и взаимодействию элементов Главные Передачи разделяют на механическую, гидравлическую, электрическую и комбинированную. Главные Передачи различаются способностью передавать крутящий момент и частоту вращения без изменения или изменяя их, а также выполнять эти преобразования одновременно. Для Главной Передач характерны 2 показателя: коэффициент трансформации крутящего момента k = M2/M1, где MI и М2—крутящие моменты на входном и выходном валах передачи, и передаточное отношение I = П2/П1, где П1 и П2 — частота вращения входного и выходного валов. Эти показатели определяют КПД Главной Передачи: г| = М2П2/М1П1 = ki. По изменению их во время работы Главные Передачи можно разделить на 3 группы: 1) обеспечивающие при всех условиях работы постоянство коэффициентов К и i (k = const; i = const), осуществляется в Главных Передачах, элементами которых являются односкоростные зубчатые редукторы, кулачковые, фрикционные и шинно-пневматические муфты, наиболее простой вариант — передача с k= 1 и i=1, которая называется непосредственной, или прямой; 2) сохраняющие постоянство коэффициенты трансформации момента (k = const) при переменном передаточном отношении (i = var), эти свойства передачи обеспечиваются гидродинаммческими и электромагнитными муфтами скольжения; 3) допускающие одновременное изменение k и i (k = var, i = var) — такие изменения могут осуществляться при помощи гидродинамических преобразователей крутящего момента, электропередач, а также в многоскоростных зубчатых редукторах. В Главную Передачу могут входить следующие элементы: насосы, гидравлические и электрические двигатели, гидравлические преобразователи крутящего момента, редукторы, муфты и т. д. Количество и типы элементов, объединенных в одной передаче, определяются требованиями, предъявляемыми к главной энергетической установке. Главная Передача может быть представлена и одним элементом, например соединительной муфтой. Исполнение Главной Передачи возможно в едином корпусе (например, гидродинамическая муфта) или с раздельным размещением элементов (гидростатическая передача). В современных главных энергетических установках Главные Передачи могут обеспечивать повышение тяговых характеристик судна, предохранение главных двигателей от перегрузок, управление скоростью и направлением движения судна (реверсивные передачи), наиболее рациональное размещение ГЭУ путем суммирования мощностей нескольких двигателей на одном движителе (суммирующие передачи) и раздвоения мощности 1 двигателя на 2 движителя (передачи с раздвоением мощности), повышать пропульсивный коэффициент и т. д. Основные направления совершенствования Главной Передачи — повышение КПД, уменьшение массы и габаритов, создание универсальных рядов, удовлетворяющих потребности судостроения.

По данным
«МОРСКОЙ ЭНЦИКЛОПЕДИЧЕСКИЙ СЛОВАРЬ» в двух томах, том 1. Под редакцией академика Н.Н.Исанина

Коэффициент полезного действия (КПД), что это такое

Коэффициент полезного действия (КПД) — характеристика эффективности системы (устройства, машины) в отношении преобразования или передачи энергии. Определяется отношением полезно использованной энергии к суммарному количеству энергии, полученному системой; обозначается обычно η. КПД является безразмерной величиной и часто измеряется в процентах.

Коэффициент полезного действия (сокращенно — КПД) электрической установки показывает, какая доля активной электрической энергии Q, безвозвратно расходуемой данной установкой, приходится на полезную работу A, совершаемую этой установкой по назначению (если речь идет о преобразователе или о потребителе), либо какая доля подводимой к установке механической энергии (или энергии иной формы, например химической или световой) преобразуется в ней в полезную энергию (работу).

Таким образом КПД является безразмерной величиной, значение которой всегда меньше единицы, и может быть записано в виде десятичной дроби, или в виде числа (количества процентов) — от 0% до 100%.

Нагревательные приборы

Наибольшим КПД (близким к 100%) обладают электрические нагревательные приборы, в которых энергия электрического тока преобразуется непосредственно в тепло. Практически это — так называемое джоулево тепло, которое выделяется по закону Джоуля-Ленца на нагревательном элементе (например на нихромовой спирали) при прохождении через него электрического тока, и является в данном случае полезной работой.

Пример такого прибора — масляный радиатор. Если, скажем, в электродвигателе или в трансформаторе нагрев обмоток является чистыми потерями, то в масляном радиаторе нагрев — это и есть полезная работа, других (неполезных) потерь здесь нет.

Асинхронные двигатели

У асинхронных электродвигателей КПД обычно не превышает 80-90%. Полезной работой здесь является механическая работа, выполняемая валом двигателя.

К двигателю подводится переменный ток из сети, этот ток, проходя по обмотке статора, порождает в магнитопроводе (статора) переменное магнитное поле, которое, действуя на ротор, вращает его. При этом неизбежно возникают активные потери мощности в проводе обмотки (джоулево тепло) и в магнитопроводе (вихревые токи, нагревающие металл статора и ротора).

По этой причине корпус работающего под нагрузкой двигателя всегда разогревается. Для отвода тепла, на роторе двигателя устанавливается крыльчатка вентилятора, а снаружи на корпусе делаются радиаторные ребра для лучшего охлаждения — для отвода тепловых потерь и сохранения рабочих характеристик двигателя на приемлемом уровне.

КПД электродвигателя можно узнать из шильдика (паспортной таблички).

Светодиод

В осветительном светодиоде полезной работой является производство видимого света. КПД таких светодиодов достигает сегодня 35%, это значит, что 65% подводимой к нему электрической энергии все же теряется в форме тепла. Поэтому данные светодиоды всегда имеют металлическую подложку как часть корпуса, при помощи которой они плотно крепятся к радиатору, либо просто массивные выводы, чтобы обеспечить необходимый отвод тепла.

Солнечная батарея

Рассмотрим случай генерации электроэнергии из солнечного света при помощи солнечной батареи на основе кремния. КПД обычной монокристаллической солнечной батареи находится в районе от 9 до 24%. Это значит, что в зависимости от количества падающих на солнечный элемент фотонов, ее КПД будет больше или меньше.

Так или иначе, не все фотоны, попадающие на элемент приводят к генерации электрического тока, а только те, что имеют наиболее адекватную для данного элемента длину волны. Другие фотоны просто отражаются, приводят к нагреву, или даже мешают генерации тока. Ученые многих стран мира непрерывно ведут исследования в поиске технологии создания более эффективных солнечных элементов.

Ранее ЭлектроВести писали, что китайскими учеными был разработан полимер, который значительно повышает производительность органических фотоэлементов — технологии, которая до тепершнего открытия проигрывала по КПД другим перспективным разработкам для получения энергии солнца.

По материалам: electrik.info.

Потери трансмиссии (эффективность) — x-engineer.org

Трансмиссия (также называемая трансмиссией ) представляет собой сумму компонентов, которые передают мощность двигателя на колеса. Например, на автомобиле с задним приводом (RWD) трансмиссия состоит из: сцепления (или преобразователя крутящего момента), коробки передач (ручной или автоматической), карданного вала, дифференциала и приводных валов.

Эффективность трансмиссии существенно влияет на общую эффективность транспортного средства.Чем выше эффективность трансмиссии, тем ниже расход топлива транспортного средства (также меньше CO ₂).

Изображение: Архитектура трансмиссии (Audi A6 quattro) и основные компоненты
Кредит: Audi

В статье Что такое эффективность? подробно объясняется, как вычисляется механический КПД .

Данная статья разделена на две основные части. В первой части, чтобы понять концепцию эффективности, мы рассчитаем эффективность простой передачи , функцию входной / выходной мощности и крутящего момента, а во второй части мы рассчитаем эффективность каждого компонента трансмиссии. и общая эффективность трансмиссии .

Эффективность зацепления шестерен

Простой зубчатый механизм имеет входную шестерню и выходную шестерню, сцепленные вместе. Входной крутящий момент и угловая скорость преобразуются через передаточное число в выходной крутящий момент и угловую скорость.

Изображение: Простая шестерня входной выход

где:

T _дюймов [Нм] — входной крутящий момент
ω _дюймов [рад / с] — входная скорость
i [-] — передаточное число
T _out [Нм] — выходной крутящий момент
ω _{на выходе} [рад / с] — выходная скорость

Мы можем рассчитать входную мощность P _в [Вт] и выходную мощность P _{на выходе} [Вт] как:

\ [ P_ {in} = \ omega_ {in} \ cdot T_ {in} \ tag {1} \]
\ [P_ {out} = \ omega_ {out} \ cdot T_ {out} \ tag {2} \]

Эффективность определяется как отношение выходной мощности к входной:

\ [\ bbox [# FFFF9D] {\ eta = \ frac {P_ {out}} {P_ {in}}} \ tag {3 } \]

Любой механический компонент / система, в которой есть движущиеся части, имеет трение.Трение преобразует часть энергии в тепло, которое рассеивается в окружающей среде и, следовательно, теряется. Общее трение можно определить как потерю мощности компонентов / системы. Выходная мощность — это разница между входной мощностью и потерями мощности P _потеря [Вт]:

\ [P_ {out} = P_ {in} — P_ {loss} \ tag {4} \]

Замена (4 ) в (3):

\ [\ eta = \ frac {P_ {out}} {P_ {in}} = \ frac {P_ {in} — P_ {loss}} {P_ {in}} = \ frac { P_ {in}} {P_ {in}} — \ frac {P_ {loss}} {P_ {in}} = 1 — \ frac {P_ {loss}} {P_ {in}} \]

дает выражение эффективность функция входной мощности и потерь мощности:

\ [\ bbox [# FFFF9D] {\ eta = 1 — \ frac {P_ {loss}} {P_ {in}}} \ tag {5} \]

Механический КПД простой передачи можно также рассчитать как функцию входного и выходного крутящего момента.

Выходная скорость равна входной скорости, деленной на передаточное число:

\ [\ omega_ {out} = \ frac {\ omega_ {in}} {i} \ tag {6} \]

Замена (1) и (2) в (3) дает выражение функции эффективности входного и выходного крутящего момента и скорости:

\ [\ eta = \ frac {P_ {out}} {P_ {in}} = \ frac {\ omega_ { out} \ cdot T_ {out}} {\ omega_ {in} \ cdot T_ {in}} \ tag {7} \]

Замена (6) в (7) дает:

\ [\ eta = \ frac {\ frac {\ omega_ {in}} {i} \ cdot T_ {out}} {\ omega_ {in} \ cdot T_ {in}} \]

, из которого мы можем записать окончательное выражение функции эффективности ввода / выходной крутящий момент и передаточное число :

\ [\ bbox [# FFFF9D] {\ eta = \ frac {T_ {out}} {i \ cdot T_ {in}}} \ tag {8} \]

КПД коробки передач

Подвижные части коробки передач состоят из шестерен (простых или планетарных), синхронизаторов, валов и подшипников. {N_ {grm}} \ tag {9} \]

где:

η _gbx [-] — КПД редуктора
η _brg [-] — КПД подшипника
η _grm [-] — КПД зубчатого зацепления
N _brg [-] — количество подшипников
N _grm [-] — количество зубчатых зацеплений

КПД шарикового подшипника составляет около 0.{1} = 0,941 \]

На самом деле КПД редуктора не постоянный, а зависит от температуры и частоты вращения вала. Минимальный КПД обычно достигается при низкой температуре (высокая вязкость масла) и высокой частоте вращения вала. Максимальный КПД достигается при высокой температуре (низкая вязкость масла) и низкой частоте вращения вала.

`КПД карданного вала`

Карданный вал передает крутящий момент от коробки передач на заднюю ось. Поскольку коробка передач и задний мост должны перемещаться относительно друг друга при передаче крутящего момента, для карданного вала требуется не менее 2 универсальных («U») шарниров , по одному на каждом конце.{N_ {uj}} \ tag {10} \]

где:

η _prs [-] - КПД карданного вала η _brg [-] - КПД подшипника η _uj [-] - универсальный КПД шарнира N _brg [-] - количество подшипников N _uj [-] - количество карданных шарниров

Для нашего примера мы будем считать, что карданный вал является неразъемным, имеет 2 универсальные шарниры и без центрального подшипника. КПД универсального шарнира составляет около 0.{2} = 0,98 \]

В действительности КПД карданного шарнира не является постоянным, а зависит в основном от смещения (угла) между передней и задней осью. Чем меньше смещение, тем выше эффективность.

`Эффективность дифференциала`

Дифференциал выполняет окончательное понижение передачи и распределяет крутящий момент между правым и левым колесами. Если автомобиль движется по прямой, потери мощности добавляют только главная передача и подшипники. Подшипники 3 (один на ведущей шестерне, один на левом выходном валу и один на правом выходном валу) и спирально-коническая шестерня 1 .{N_ {brg}} \ cdot \ eta_ {grm} \ tag {11} \]

где:

η _diff [-] - дифференциальный КПД η _brg [-] - КПД подшипника η _грм [-] - КПД зацепления шестерни Н _brg [-] - количество подшипников

КПД шарикоподшипника составляет около 0,99 , а зацепления спирально-конической зубчатой передачи - около 0,96 . С этими числами мы можем рассчитать общую эффективность дифференциала .

 \ [\ eta_ {dif} = 0.{3} \ cdot 0.96 = 0.931 \] На самом деле КПД  дифференциала  непостоянен, но зависит от температуры и скорости вала. Минимальный КПД обычно достигается при низкой температуре (высокая вязкость масла) и высокой частоте вращения вала. Максимальный КПД достигается при высокой температуре (низкая вязкость масла) и низкой частоте вращения вала.
 КПД карданного вала 
 Карданный вал передает крутящий момент от дифференциала на колесо. Каждое колесо имеет собственный приводной вал.На каждом конце приводного вала есть шарниры равных угловых скоростей (CVJ), которые необходимы из-за относительного движения между дифференциалом и колесом.
 Изображение: Компоненты приводного вала (шарниры равных угловых скоростей)
 Общий КПД приводного вала   можно рассчитать как:
 \ [\ eta_ {drs} = \ eta_ {trp} \ cdot \ eta_ {rzp} \ tag {12} \] где:
 η _drs [-] - КПД карданного вала 
 η _trp [-] - КПД трипода 
 η _rzp [-] - КПД rzeppa
 Внутренний CVJ ( на стороне дифференциала) обычно представляет собой шарнир типа  Tripod , а внешний CVJ представляет собой шарнир типа  Rzeppa .Эффективность этих соединений составляет около  0,99 . С этими числами мы можем рассчитать общий КПД  карданного вала .
 \ [\ eta_ {drs} = 0,99 \ cdot 0,99 = 0,98 \] На самом деле КПД  шарнира равных угловых скоростей  не постоянный, а зависит в основном от смещения (угла) между дифференциалом и колесом. Чем меньше смещение, тем выше эффективность.
 Общий КПД трансмиссии 
 Теперь, когда у нас есть общий КПД каждого компонента, мы можем рассчитать  общий КПД трансмиссии (трансмиссии)  как:
 \ [\ bbox [# FFFF9D] {\ eta_ {drv } = \ eta_ {gbx} \ cdot \ eta_ {prs} \ cdot \ eta_ {dif} \ cdot \ eta_ {drs}} \ tag {13} \] Замена значений, полученных для каждого компонента, дает:
 \ [ \ eta_ {drv} = 0.941 \ cdot 0.98 \ cdot 0.931 \ cdot 0.98 = 0.841 \] Исходя из наших параметров и методологии, мы получили общий КПД трансмиссии 84,1%. Это означает, что около 15,9% мощности двигателя теряется через трансмиссию. Эффективность может быть еще ниже для полноприводных (4WD) автомобилей с центральным дифференциалом.
 Посмотрим, сколько мы получим на колесах P _из и каковы потери мощности трансмиссии P _потери, если мощность двигателя на сцеплении P _в составляет  150  кВт, а КПД трансмиссии -  0 .841 .
 Из (3) мы можем рассчитать мощность на колесах (выходную мощность):
 \ [P_ {out} = \ eta_ {drv} \ cdot P_ {in} = 0.841 \ cdot 150 = 126.15 \ text {кВт} \] Из (4) мы можем рассчитать мощность, потерянную в трансмиссии:
 \ [P_ {loss} = P_ {in} - P_ {out} = 150 - 126,15 = 23,85 \ text {kW} \] Числа показывают, что общая эффективность трансмиссии   оказывает значительное влияние на динамические характеристики транспортного средства, поскольку значительная часть мощности двигателя теряется.Кроме того, чем ниже КПД трансмиссии, тем выше расход топлива двигателем.
  Передний привод (FWD)  автомобилей обычно имеет наивысший КПД трансмиссии  , главным образом потому, что они не содержат карданного вала. На противоположном конце находятся автомобили  с полным приводом (AWD ) и  с полным приводом (4WD) , с самой низкой эффективностью трансмиссии  ( из-за большего количества компонентов).
 Вы также можете проверить свои результаты, используя калькулятор ниже.
 Калькулятор эффективности трансмиссии 
 Не забудьте поставить лайк, поделиться и подписаться!
 КПД редуктора - ключ к снижению стоимости привода 
 Поскольку они широко используются в промышленном оборудовании, редукторы скорости и мотор-редукторы могут значительно повлиять на ваши затраты на привод. Следовательно, вы должны знать, насколько эффективно различные типы редукторов используют входящую мощность двигателя для привода нагрузки.
 Тип редуктора определяет КПД 
 Хотя эффективность редуктора может незначительно отличаться от одного производителя к другому, способ пересечения и зацепления шестерен в основном определяет эффективность редуктора.Эта эффективность колеблется от 49 до 98%, в зависимости от типа редуктора и количества ступеней редукции, которые он содержит, рис. 1. Вот краткое описание некоторых распространенных типов и их относительной эффективности.
  Червячная передача.  В этих широко используемых редукторах червячная передача приводит в движение червячное колесо для обеспечения выходного движения под прямым углом к валу двигателя, рис. 2. Червячная передача и червячное колесо имеют непересекающиеся, перпендикулярные оси, а действие зацепления между ними шестерни происходит на относительно большой площади контакта.Это зацепляющее действие состоит в основном из скользящего движения, которое создает трение между шестернями.
 КПД червячного редуктора частично зависит от его передаточного отношения. Узлы с высоким передаточным числом имеют меньший угол шага (спирали) зубчатого колеса, что приводит к большему поверхностному контакту между ними. Этот более высокий контакт вызывает более высокое трение и более низкий КПД. Типичный КПД червячной передачи составляет от 49% для двойного передаточного числа 300: 1 до 90% для одинарного передаточного числа 5: 1.По этой причине эти устройства обычно больше подходят для низких отношений.
  Винтовой червяк.  Расположение ступеней редуктора в редукторе также влияет на его КПД. В червячных редукторах скорости набор косозубых зубчатых колес, соединенных с валом двигателя, приводит в движение набор червячных зубчатых колес, рис. 3. Набор косозубых зубчатых колес снижает входную скорость (от двигателя) до набора червячных зубчатых колес. Это сохраняет низкое передаточное отношение (и размер) червячной передачи, чтобы максимизировать ее эффективность.
 Комбинированный КПД косозубых и червячных передач находится в диапазоне от 79% для передаточного числа 300: 1 до 90% для передаточного числа 5: 1.
  Спиральная фаска.  Как и в червячных и червячных передачах, выходной вал этого типа редуктора находится под прямым углом к валу двигателя, рис. 4. И, как и в редукторах с червячно-винтовой передачей, набор косозубых зубчатых колес обычно обеспечивает первое понижение скорости.
 Здесь спирально-конические зубчатые колеса установлены с пересекающимися осями, конструкция, которая сводит к минимуму трение между зубчатыми колесами и обеспечивает КПД от 94 до 97%.
 Основным недостатком конических редукторов скорости является их более высокая стоимость, чем у червячных редукторов, особенно для малых передаточных чисел, таких как 5: 1 или 10: 1.Но добавленная стоимость иногда компенсируется установками с высоким передаточным числом, поскольку их высокая эффективность позволяет использовать либо редуктор меньшего размера, либо двигатель, либо и то, и другое.
  Рядный спиральный.  Эти редукторы скорости часто являются лучшим выбором для применений, в которых двигатель и редуктор соединены на одной линии с ведомым валом, рис. 5. Их КПД обычно находится в диапазоне от 95 до 98%, независимо от передаточного числа. Стоимость конкурентоспособна с червячными редукторами скорости, у которых межосевое расстояние составляет 2 дюйма.или больше.
 Цилиндрические зубчатые передачи имеют параллельные оси между зубьями шестерни и небольшие контактные площадки, что снижает трение и нагрев, снижающее мощность.
 Расчет КПД 
 Чтобы сравнить различные типы редукторов скорости, сначала вычислите требуемую нагрузку для вашего приложения и эффективность рассматриваемых редукторов.
  Требуемая нагрузка.  Ключом к правильному выбору редуктора скорости является определение фактического крутящего момента или мощности, необходимых для привода нагрузки.Сначала измерьте крутящий момент (фунт-дюйм) или мощность (л.с.), необходимую для привода нагрузки на входной вал.
 Затем умножьте значение крутящего момента или мощности на соответствующие эксплуатационные коэффициенты, чтобы компенсировать необычные условия эксплуатации, такие как ударные нагрузки, частые остановки и запуски, а также высокая температура. Эти коэффициенты обслуживания обычно указаны в каталогах производителей. Американская ассоциация производителей шестерен (AGMA) также публикует коэффициенты обслуживания для различных классов обслуживания в своих стандартах.
 Например, если валу ведомого оборудования требуется 2 л.с., и он подвержен умеренным ударным нагрузкам, примените коэффициент обслуживания 1,4. Если температура окружающей среды составляет от 100 до 115 F, используйте коэффициент обслуживания 1,15. Таким образом:
 После того, как вы применили рекомендуемые эксплуатационные коэффициенты для компенсации нагрузки и температуры, сравните эффективность рассматриваемых редукторов скорости на основе фактических требований к нагрузке.
  Эффективность.  К сожалению, многие производители редукторов не публикуют рейтинги эффективности.Если в их каталоге указана входная мощность, крутящий момент или мощность
, а также сопоставимые выходные значения, вы можете рассчитать эффективность по:
 Если вам необходимо преобразовать значения мощности, крутящего момента или мощности для сравнения, используйте следующие формулы:
 Потребляемая мощность 
 После того, как станут известны мощность с учетом сервисного фактора и КПД редуктора, определите требуемую мощность двигателя по:
 Как правило, выбирайте следующий двигатель большей мощности, в нашем примере - двигатель мощностью 3 л.с.
 Энергопотребление 
 Чтобы оценить стоимость мощности, потребляемой редуктором, переведите требуемую мощность двигателя в кВт. Затем умножьте это значение на годовое количество часов работы и местные затраты на кВт-ч:
 Поскольку этот расчет не учитывает КПД двигателя и коэффициент мощности, используйте его только для сравнения энергопотребления различных редукторов скорости, а не комбинации двигатель-редуктор.
 Стоимость 
 КПД редуктора влияет как на стоимость компонентов привода (редуктор и двигатель), так и на эксплуатационные расходы, что демонстрируется рассмотрением двух распространенных типов редукторов: концентрического или линейного цилиндрического редуктора и прямоугольного червячного редуктора.Оба агрегата обеспечивают соотношение 60: 1 и рассчитаны на коэффициент использования 1,0 для равномерной нагрузки и нормальной температуры окружающей среды. Они приводятся в движение трехфазным двигателем TEFC с частотой вращения 1750 об / мин, 230/460 В.
 Как показано в таблице 1, более высокий КПД рядного винтового редуктора позволяет использовать двигатель меньшей мощности на ½ л.с.
 Стоимость компонентов показана в таблице 2. Хотя КПД редуктора может снизить затраты за счет использования меньшего редуктора и двигателя, он также минимизирует затраты на электроэнергию. В таблице 3 сравнивается стоимость энергии блоков в нашем примере, исходя из 4 160 часов работы в год при стоимости 0 долларов.08 / кВт-ч.
 Более высокая эффективность линейного блока дает ежегодную экономию энергии в размере 143 долларов по сравнению с угловым червячным блоком. В сочетании с более низкой стоимостью встроенного блока (139 долларов) общая экономия за первый год составляет 282 доллара.
 Не каждое приложение дает одинаковые результаты. Например, редукторы с червячной передачей с передаточным числом до 30: 1 или с 2-дюймовым. межосевые расстояния или меньше часто являются лучшим значением, чем винтовые редукторы. Такие червячные передачи обеспечивают КПД около 78% по сравнению с 62% в нашем примере, потому что червячная передача и колесо меньше и имеют меньшие потери на трение.
 Экологичность 
 Эффективные редукторы скорости позволяют добиться значительной экономии как затрат на компоненты привода, так и затрат на электроэнергию. Но есть еще одна веская причина использовать их: снизить риски для здоровья от парниковых газов в окружающей среде. По данным Министерства энергетики США, на промышленные электродвигатели приходится 1/12 всех выбросов парниковых газов от электростанций, работающих на ископаемом топливе. Следовательно, снижение энергопотребления двигателя с помощью эффективных редукторов скорости поможет решить эту глобальную проблему.
   Бернд Штобер -  дипл. Ing. и президент Stoeber Antriebstechnik, GmbH + Co., Пфорцхайм, Германия, и Stober Drives Inc., Мэйсвилл, штат Кентукки.  Джим Шумахер  - вице-президент, генеральный директор Stober Drives Inc. 
 Сравнение эффективности зубчатых передач - Spur, Винтовая, коническая, червячная, гипоидная, циклоидная 
 Сравнение КПД разных типов шестерен при различных передаточных числах поможет нам сделать правильный выбор коробки передач для наших приложений.Обратите внимание, что эти значения эффективности являются общими рекомендациями, а более точные значения см. В каталоге производителя.
 Сравнительная таблица КПД 
 1 904 15 3: 2 до 10: 1  №   Тип   Диапазон нормального передаточного числа   Диапазон КПД 
 1
 1  94-98%
 2  Прямой скос  3: 2 до 5: 1  93-97%
 3  Спиральный скос  3: 2 до 4: 1  -99%
 4  Червь  от 5: 1 до 75: 1  50-90%
 5  Гипоидный  10: 1 до 200: 1  80-95%
 6  Винтовой  94-98%
 7  Циклоида  от 10: 1 до 100: 1  от 75% до 85%
 1.Коэффициент полезного действия цилиндрической шестерни 
 Цилиндрическая шестерня представляет собой параллельный вал, и эти шестерни могут обеспечить гораздо более высокий КПД по сравнению с другими типами шестерен. Его КПД варьируется от 94% до 98% при более низких передаточных числах.
 2. КПД прямой конической передачи 
 Прямая коническая зубчатая передача аналогична прямозубой цилиндрической зубчатой передаче с перпендикулярным расположением вала. Как и прямозубые шестерни, эти шестерни могут работать только с более низкими передаточными числами с более высоким КПД (от 93% до 97%).
 3.Эффективность спиральной конической шестерни 
 Из-за формы зуба и контакта спиральная коническая шестерня имеет меньше шума и вибраций по сравнению с прямыми коническими зубчатыми колесами и, следовательно, имеет более высокий КПД (от 95% до 99%).
 4. КПД червячной передачи 
 КПД червячной передачи значительно меняется при изменении угла опережения, коэффициента трения и передаточного числа.
  Расчет КПД червячной передачи  
 Используйте следующее уравнение КПД     для расчета КПД червячной передачи.
 Где f - коэффициент трения для червячных передач, обычно составляет от 0,06 до 0,02, p - шаг резьбы червяка, а r - средний радиус червяка.
 5. КПД гипоидной передачи 
 КПД гипоидной передачи составляет около 80-95% и позволяет достичь очень высоких передаточных чисел до 200: 1.
 6. КПД косозубой передачи 
 Винтовые зубчатые колеса могут работать с очень высокой линейной скоростью шага и могут достигать гораздо более высокого КПД (94% -98%) с максимальным передаточным числом до 10: 1.
 7. КПД циклоидной передачи 
 Эти зубчатые передачи могут работать с очень высоким КПД при относительно высоких передаточных числах, превышающих 30: 1, а в нормальных рабочих условиях КПД циклоидной передачи составляет от 75% до 85%.
 Ссылки 
 Этикетки: база инженерных знаний, характеристики, шестерни, конструкция машин, элементы машин
 Типы и характеристики шестерен | KHK Gears 
 1. Типы и характеристики шестерен 
 На следующих страницах мы представляем три основные категории снастей, соответствующие Классификациям стандартных передач KHK.
 Категории зубчатых колес - зубчатые колеса с параллельными осями 
 
 Типы зубчатых колес: цилиндрические зубчатые колеса 
 
 КПД (%) - 98,0-99,5 
 Зубчатые колеса KHK - MSGA, SSG, SS, SUS, PS
 Типы зубчатых колес: косозубые 
 
 КПД (%) - 98,0-99,5 
 Шестерни KHK - KHG, SH
 Типы шестерен: зубчатая рейка и косозубая рейка 
 
 КПД (%) - 98,0-99,5 
 Зубчатые колеса KHK - KRG (F) (D), SRFD, SUR (F) (D), PR (F), KRHG (F) )
 Типы шестерен: внутренняя шестерня 
 
 КПД (%) - 98.0-99,5 
 Зубчатые колеса ХК - SI, SIR
 Категории зубчатых колес - зубчатые колеса с пересекающимися осями 
 
 Типы зубчатых колес: угловые зубчатые колеса 
 
 КПД (%) - 98,0-99,0 
 Стандартные зубчатые колеса KHK - MMSG, SMSG, MM, SUM, PM
 Типы зубчатых колес: прямая коническая зубчатая передача 
 
 КПД (%) - 98,0-99,0 
 Зубчатые колеса KHK - SB и SBY, SB, SUB, PB, DB
 Типы зубчатых колес: спирально-коническая зубчатая передача 
 
 КПД (%) - 98,0-99,0 
 Зубчатые колеса KHK - MBSG, SBSG, MBSA (B), SBS
 Категории зубчатых колес - непараллельные и непересекающиеся оси 
 
 Типы зубчатых колес: винтовые (перекрестно-косозубые) 
 
 КПД (%) - 70.0−95.0 
 Шестерни стоковые ХК - SN, SUN, AN, PN
 Типы шестерен: червячное и червячное колесо 
 
 КПД (%) - 30,0−90,0 
 Стандартные шестерни KHK - KWGDL (S) и AGDL, KWG и AGF, SWG & AG, SW & BG и CG, SW и PG
 Типы зубчатых колес подразделяются на 3 категории, как правило, по направлению монтажных валов. Здесь, в этом разделе, мы представляем характеристики шестерен, способы их использования и технические советы (подсказки).
 1-1 Шестерни с параллельными осями 
 Шестерни, включающие две оси, которые параллельны друг другу, называются шестернями с параллельными осями.Для передачи вращения / мощности по параллельной оси обычно используются цилиндрические, косозубые и внутренние шестерни. Это наиболее часто используемые шестерни с широким спектром применения в различных отраслях промышленности.
 Цилиндрическая зубчатая передача
 Цилиндрическая шестерня - это шестерня цилиндрической формы, зубья которой параллельны оси. Это
это наиболее часто используемая передача с широким спектром применения, и ее легче всего
производство.
 Характеристики / Технические советы: 
 - Самая простая в изготовлении передача.
 - Шестерня, которая проста в использовании и не создает осевых осевых сил. 
 - Нет ограничения на количество зубьев шестерни парных шестерен.
 Передаточное число: 
 На рисунке 1.1 пара зубчатых колес в одноступенчатой зубчатой передаче. Как видите, направление вращения парных шестерен противоположно друг другу. Если шестерня 1 вращается по часовой стрелке, то шестерня 2 вращается против часовой стрелки. Также, если у парных шестерен другое количество зубьев, скорость будет увеличиваться / уменьшаться; Если шестерня 1 является ведущей, скорость снижается.Если Gear 2 является ведущей, скорость увеличивается. 
 Передаточное число 
 = Число зубьев ведомой шестерни (z2) / Число зубцов ведущей шестерни (z = 1) 
 = Вращение ведущей шестерни (n1) / Вращение ведомой шестерни (n2)
 (1,1)
 
 Рис.1.1 Цилиндрическая шестерня
 Пример расчета: 
 Число зубьев ведущей шестерни 1: 20 
 Вращение шестерни: 400 об / мин 
 Число зубьев ведомой шестерни 2: 80, одноступенчатая зубчатая передача. 
 Передаточное число этой зубчатой передачи: 80 ÷ 20 = 4 
 Вращение Gear2: 400 ÷ 4 = 100 об / мин 
 Винтовая передача
 Прямозубая цилиндрическая шестерня со спиральными зубьями (геликоидными зубьями) называется косозубой шестерней.Цилиндрические шестерни могут выдерживать больше нагрузки, чем прямозубые шестерни, и работают более тихо. Они также широко используются в различных отраслях промышленности, таких как автомобилестроение и промышленное оборудование.
 Характеристики и технические советы: 
 - Больше прочности, чем у прямозубой шестерни того же размера; бесшумно передает вращательную силу / мощность. 
 - Подходит для использования при высоких скоростях вращения. 
 - Создает осевую осевую силу, необходимо справляться с этими дополнительными усилиями. 
 - Нет ограничений на комбинацию количества зубьев шестерни парных шестерен.
 Направление вращения и сила тяги в цилиндрических зубчатых передачах с зацеплением показаны на рисунке 1.2. Упорный подшипник воспринимает силу тяги. Направление вращения такое же, как у прямозубых цилиндрических зубчатых колес.
 
 Рис 1.2 Направление вращения и сила тяги
 (важная терминология зубчатых колес и номенклатура зубчатых колес на рис. 1.2)
 Парная шестерня вращается в противоположных направлениях. Передаточное число такое же, как и для прямозубых шестерен.
 Передаточное число двухступенчатой зубчатой передачи: 
 Если шестерня 1 является ведущей шестерней, передаточное отношение (i) для этой двухступенчатой зубчатой передачи рассчитывается, как показано ниже.
 Передаточное число (i) 
 = z2 / z1 x z4 / z3 
 = n1 / n2 x n3 / n4
 (1,3)
 
 Рис. 1.3 Двухступенчатая зубчатая передача
 Gear 1 и Gear 4 вращаются в одном направлении. Количество зубьев шестерни 1/2/3/4 составляет 10/24/12/30 соответственно, тогда передаточное число для этой зубчатой передачи составляет 6.
 Внутренняя шестерня
 Это шестерня цилиндрической формы, но с зубьями внутри кругового кольца и может зацепляться с цилиндрической шестерней. Внутренние шестерни часто используются в планетарных зубчатых передачах или зубчатых муфтах.
 Характеристики / Технические советы: 
 - Более сложное производство по сравнению с цилиндрическими зубчатыми колесами. 
 - Использование планетарных зубчатых передач позволяет создать компактную зубчатую передачу, подходящую для высокого передаточного числа. 
 - Для пары зацепленных внутренних и внешних зубчатых колес могут возникнуть следующие 3 помехи: 
 (a) Эвольвентная помеха (b) Трохоидная помеха (c) Помеха при обрезке 
 - Нет ограничений на комбинацию количества зубьев шестерни, парные шестерни.
 Передаточное число: 
 В простейшем примере зацепления внешней шестерни 1 (шестерни) с внутренней шестерней 2 как внешняя шестерня 1, так и внутренняя шестерня 2 вращаются в одном направлении, как показано на рис. 1.4. 
 
 Рис. 1.4. Прямозубая и внутренняя шестерня
 Передаточное число 
 = Число зубьев ведомой шестерни / Число зубьев ведущей шестерни 
 (1,3)
 Планетарные редукторы: 
 Планетарные редукторы состоят из 4 основных элементов; 
 Солнечная шестерня (A), планетарная шестерня (B), внутренняя шестерня (C) и носитель (D) 
 В системе, показанной на рис.1.5, используются 4 планетарные шестерни. 
 Разделение нагрузки, разделяемое многими передачами, позволяет создать компактную систему. Передаточное число или направление вращения в системе планетарной передачи различаются в зависимости от фиксированного коэффициента.
 (a) Планетарный тип 
 Если солнечная шестерня является входной, а несущая шестерня - выходной, а внутренняя шестерня является фиксированной; 
 Передаточное число 
 = Zc / Za + 1 
 (1,4)
 (b) Солнечная шестерня типа 
 - фиксированная.
 (c) Несущая шестерня Star Type 
 исправлена.
 
 Рис.1.5 Пример планетарной системы
 (важная терминология зубчатых колес и номенклатура зубчатых колес на рис. 1.5)
 A Солнечная шестерня
 B Планетарная передача
 C Внутренняя шестерня
 D Carrier
 
 Рис. 1.6 Механизм планетарной передачи 
 Левая - планетарная передача / Центральная - Солнечная / Правая - Звездообразная
 1-2 шестерни с линейным перемещением 
 Зубчатые колеса с линейным перемещением классифицируются как зубчатые колеса с параллельной осью, но существуют особые типы «линейного перемещения», которые не связаны с сопряженными валами.Чтобы преобразовать вращательное движение в линейное или наоборот, стойки и шестерни используются в комбинации. Шестерни цилиндрической формы с бесконечным радиусом, называемые стеллажами, обычно используются на конвейерах.
 Стойка шпоры
 Это зубчатое колесо линейной формы с прямолинейным профилем зуба и может зацепляться с цилиндрическим зубчатым колесом. Цилиндрическую зубчатую рейку можно рассматривать как часть прямозубой шестерни с бесконечным радиусом, при этом несколько зубчатых колес могут быть объединены в линию.
 Характеристики / Технические советы: 
 - Легче в производстве и использовании, чем спиральные стойки.
– Может зацепляться с цилиндрической шестерней с любым количеством зубьев.
 Что касается зубчатой рейки и шестерни, расстояние перемещения при однократном повороте шестерни рассчитывается из числа зубьев, умноженного на шаг. Шаг обозначает расстояние между соответствующими точками на соседних зубах. Стойки CP предназначены для удобного размещения. (Рисунок 1.7)
 
 Рис. 1.7 Разница между CP10 и м3 
 Перемещение за один цикл шестерни CP10-30 на стойке CP по сравнению с SS3-30 (м3) на стойке м3.
 Винтовая стойка
 Это шестерня линейной формы, которая входит в зацепление с косозубой шестерней. Винтовую рейку можно рассматривать как часть косозубой шестерни с бесконечным радиусом.
 Характеристики / Технические подсказки: 
 - Создает силу тяги; необходимо учитывать копирующий механизм 
 - Вращается и передает мощность более тихо, чем винтовая рейка того же размера 
 - Подходит для использования при высокоскоростном вращении 
 - Может зацепляться с косозубой шестерней с любым количеством зубьев
 Создает осевое усилие за счет спирали зубчатого колеса.На рисунке 1.8 показано направление вращения и сила тяги.
 
 Рис.1.8 Направление вращения и сила тяги
 (важная терминология зубчатых колес и номенклатура зубчатых колес на рис. 1.8)
 Реечная тяга
 Тяга шестерни
 1-3 пересекающиеся осевые шестерни 
 Шестерни, в которых две оси пересекаются в одной точке, называются шестернями с пересекающимися осями; общие применения включают вращение / передачу мощности конических шестерен.Конические шестерни с передаточным числом 1 называются угловыми шестернями. Конические шестерни классифицируются как прямо-конические или спирально-конические, в зависимости от формы зуба.
 Прямая коническая шестерня
 Это шестерня, у которой зубья имеют конические конические элементы, которые имеют то же направление, что и базовая линия делительного конуса (образующая). Прямая коническая передача является самой простой в изготовлении и наиболее широко применяемой в семействе конических зубчатых колес.
 Характеристики / Технические советы: 
 - Легче в производстве, чем спиральные конические шестерни.
 - Простота использования, не создает силы тяги в отрицательном направлении. 
 - Комбинация количества зубьев парных шестерен важна. Эти шестерни, произведенные в комбинации, не входят в зацепление с другими коническими шестернями.
 Спирально-коническая шестерня
 Коническая шестерня со спиральными зубьями с косым углом, более сложная.
для производства, но предлагает преимущества более высокой прочности и меньшего шума.
 Характеристики / Технические советы: 
 - Подходит для использования при высокой нагрузке / вращении.Лучше, чем прямые конические шестерни 
 - Следует тщательно учитывать осевую осевую силу 
 - Передает вращательное усилие / мощность более тихо, чем прямые конические шестерни. 
 - Поскольку эти шестерни производятся парными, в соответствии с количеством зубьев они не входят в зацепление с другими шестернями, даже если они имеют такие же модули или углы давления.
 
 Рис. 1.10 Контактная поверхность спирально-конических шестерен
 (важная терминология зубчатых колес и номенклатура зубчатых колес на рис. 1.10)
 Вогнутая поверхность
 Выпуклая поверхность
 Передаточное число: 
 Передаточное число 
 = Число зубьев ведомой шестерни / Число зубьев ведущей шестерни 
 (1.5)
 Сила тяги на спирально-конической передаче: 
 На рисунке справа показано направление вращения и сила тяги для зацепления спирально-конической зубчатой передачи с передаточным числом более 1,57. Если шестерня входит в зацепление с выпуклой поверхностью зуба, она создает силу тяги в отрицательном направлении.
 
 Рис.1.11 Направление вращения и сила тяги 
 Зеленый ： правый / желтый ： левый / синий ： положительная сила тяги / красный ： отрицательная сила тяги
 Прямая и спиральная угловая шестерня
 Шестерни, которые используются в паре с одинаковым числом зубьев, называются угловыми шестернями.Есть два типа угловых шестерен; одно угловое зубчатое колесо прямолинейных конических зубчатых колес, а другое - угловое зубчатое колесо спирально-конических зубчатых колес. Как правило, они имеют угол вала 90 градусов, однако KHK предлагает стандартизированные угловые косозубые шестерни с углом вала 45, 60 и 120 градусов.
 Характеристики / Технические советы: 
 - Коническая шестерня с передаточным отношением 1 считается Miter Gear 
 - Используется для изменения направления вращения или оси
 Усилие осевого усилия на спиральной угловой передаче: 
 Рисунок 1.12 показано направление вращения и сила тяги спиральных угловых шестерен. Если они создают осевое усилие как в отрицательном, так и в положительном направлении, подшипники необходимо устанавливать осторожно, чтобы они могли равномерно воспринимать силы.
 
 Рис. 1.12 Направление вращения и сила тяги 
 Зеленый ： правый / желтый ： левый / синий ： положительная сила тяги / красный ： отрицательная сила тяги
 Угловые угловые и угловые зубчатые колеса: 
 
 Рис. 1.13 Углы вала стандартных шестерен KHK 
 Слева направо: угол вала 45 ° / угол вала 60 ° / угол вала 90 ° / угол вала 120 °
 1-4 Непараллельные и непересекающиеся шестерни 
 Шестерни с двумя осями, которые не пересекаются и не параллельны, называются шестернями с непараллельными и непересекающимися осями.Обычно они используются как червячные или винтовые передачи. Эти шестерни передают вращательную силу / мощность за счет относительного проскальзывания между поверхностями зубьев шестерни.
 Винтовая шестерня (косозубая шестерня)
 Это косозубая шестерня с углом наклона спирали 45 градусов. Пара шестерен, непараллельных и непересекающихся с одинаковыми винтами, называется винтовой шестерней. Они работают очень тихо, но могут использоваться только для легких нагрузок.
 Характеристики / Технические подсказки: 
 - При смазке следует соблюдать осторожность.Скольжение сетчатых граней передает вращательную силу / мощность. Отсутствие надлежащей смазки может вызвать быстрый износ. 
 - КПД низкий по сравнению с шестернями с параллельными / пересекающимися осями. 
 - Используется в трансмиссии малой мощности 
 - Нет ограничений на количество зубьев парных шестерен. (в отличие от конических шестерен)
 Направление вращения и сила тяги для правосторонней (R) / левосторонней (L) комбинаций показаны на рисунке 1.14. 
 
 Рис. 1.14 Направление вращения и сила тяги
 (важная терминология передач и номенклатура передач на рис.14)
 Передаточное число: 
 Эта формула для передаточного числа такая же, как и для прямозубых шестерен. 
 Передаточное число 
 = Число зубьев ведомой шестерни / Число зубьев ведущей шестерни 
 (1,6)
 Пара червячных шестерен
 Пара червячных шестерен - это набор шестерен, в которых одна шестерня представляет собой червяк с резьбой, а другая - червячное колесо с зацеплением. Червячные зубчатые пары часто используются в передачах мощности с высоким редукционным или большим крутящим моментом.
 Передаточное число: 
 Передаточное число 
 = количество зубьев червячного колеса / резьбы червяка 
 (1.7)
 Направление вращения и осевые силы на правосторонней (R) / левосторонней (L) червячной сетке показаны на рисунке 1.15. 
 
 Рис. 1.15 Направление сил вращения и тяги
 (важная терминология зубчатых колес и номенклатура зубчатых колес на рис. 1.15)
 Характеристики / Технические советы: 
 - Большое передаточное число может быть получено с помощью одноступенчатой передачи 
 - КПД низок по сравнению с шестернями с параллельными осями или шестернями с перекрестными осями 
 - Пары червячных шестерен должны проектироваться и производиться как пара .Зубообрабатывающее нарезание производится станком селективной резки в соответствии с диаметром основания зацепляющего червяка. 
 - Как и в случае с винтовыми шестернями, проскальзывание происходит на поверхности зубьев шестерен в зацеплении. Следует соблюдать осторожность при смазке. Отсутствие надлежащей смазки может вызвать быстрый износ.
 Пример расчета: 
 Резьба червяка z1 = 2, Количество зубьев червячного колеса z2 = 40 
 Передаточное число 
 = 40/2 
 = 20
 Ссылки по теме: 
 Знать о направлениях вращения и числе оборотов шестерен 
 Знать о типах шестерен и соотношениях между двумя валами 
 Знать о крутящем моменте передачи 
 Типы шестерен 
 Характеристики шестерен 
 Типы шестерен и терминология 
 Типы и механизмы Редукторы 
 齿轮 的 种类 及 特长 - 中文 页
 Аналитические выражения эффективности цилиндрических цилиндрических зубчатых колес со стандартной и высокой степенью контакта 
 Простые традиционные методы расчета эффективности прямозубых цилиндрических зубчатых колес основаны на гипотезах постоянного коэффициента трения и равномерного распределения нагрузки по пути контакта.Однако ни один из них не является точным. Коэффициент трения варьируется по пути контакта, хотя для предварительных расчетов часто можно учитывать средние значения. Тем не менее, неравномерное распределение нагрузки, вызванное изменяющейся жесткостью пары зубьев, оказывает значительное влияние на потери на трение из-за различного относительного скольжения в любой точке контакта. В предыдущих работах авторы получили неоднородную модель распределения нагрузки на основе критерия минимального упругого потенциала, который применялся для расчета КПД стандартных передач.В этой работе эта модель распределения нагрузки применяется для исследования эффективности как стандартных, так и эвольвентных прямозубых цилиндрических зубчатых колес с высоким коэффициентом контакта (с коэффициентом контакта от 1 до 2 и более 2 соответственно). Приведены приближенные выражения для потерь мощности на трение и КПД в предположении, что коэффициент трения постоянен на всем пути контакта. Также представлено исследование влияния некоторых параметров трансмиссии (например, передаточного числа, угла давления и т. Д.) На КПД.
 1. Введение 
 Эффективность зубчатых передач может иметь значительное влияние не только на прямые эксплуатационные расходы и срок службы, но и на воздействие на окружающую среду, связанное с потерей мощности. Эффективность эвольвентных зубчатых колес обычно высока, но неконтролируемые явления трения могут привести к поверхностным дефектам, возникающим после периодов эксплуатации, меньших ожидаемых. Эти дефекты вызовут более высокие потери, шум, вибрацию и тепловыделение во время работы, что может привести даже к полному отказу трансмиссии.
 Классические, простые модели эффективности цилиндрических зубчатых колес, имеющиеся в технической литературе [1–5], основаны на гипотезах постоянного коэффициента трения и равномерного распределения нагрузки по пути контакта. Ни один из них не является точным, но эффективность прямозубых шестерен высока, и в прошлом очень точные расчеты не требовались. Однако стремительный рост отношения передаваемой мощности к размеру может сделать более точные модели подходящими. В этом смысле вариациями коэффициента трения по пути контакта можно пренебречь, если рассматривать средние значения [2, 3, 5].Тем не менее, ошибки, вызванные рассмотрением равномерного распределения нагрузки между парами зубьев в одновременном контакте, могут быть высокими, особенно если ошибки выражены в терминах потерь мощности.
 Эмпирические модели распределения нагрузки и постоянного коэффициента трения использовались в некоторых исследованиях, таких как модели Michlin и Myunster [6] и Höhn et al. [7]. Предварительное исследование авторов с использованием модели неравномерного распределения нагрузки можно найти в [8]. Другие модели, использующие модели с неоднородным коэффициентом трения, были описаны Андерсоном и др.[9–11], Вайшья и Хаузер [12], Лехтоваара [13] и Диаб и др. [14]. Мартин [15], Ву и Ченг [16] разработали более сложные модели, использующие теорию эластогидродинамической смазки для формулировки изменения коэффициента трения, избегая необходимости экспериментальных результатов. Похожая модель в сочетании с моделями распределения нагрузки, включая экспериментальную проверку, была представлена Сюй [17]. Многие другие исследования по вычислению потерь мощности на основе экспериментальных данных можно найти в технической литературе [18–22].С теоретической точки зрения Велекс и Вилле [23] формулируют проблему, используя обобщенные перемещения и учитывают влияние модификаций профиля, чтобы предложить аналитические формулы потерь мощности на трение зубьев в прямозубых и косозубых передачах.
 Авторы разработали модель распределения нагрузки вдоль линии контакта на основе критерия минимального упругого потенциала (МЭП) [24–26] и применили ее к определению КПД прямозубых шестерен с учетом средних, постоянных значений коэффициент трения [27–30].Полученные результаты дают значения КПД несколько большие, чем полученные из традиционных моделей [1–5]. Предварительная модель эффективности, основанная на распределении нагрузки MEP и очень простая модель непостоянного коэффициента трения, также были разработаны и могут быть найдены в [31].
 В этой работе была разработана аналогичная модель эффективности цилиндрических зубчатых колес, учитывающая как стандартные прямозубые цилиндрические зубчатые колеса с передаточным отношением между 1 и 2, так и прямозубые цилиндрические зубчатые колеса с высоким передаточным отношением, с отношением контакта до 2.7. Модель основана на применении неоднородной модели распределения нагрузки МЭП вдоль линии контакта и в предположении, что коэффициент трения постоянен вдоль пути контакта. Приведены аналитические приближенные выражения для потерь мощности на трение, передаваемой мощности и КПД. Эффективность выражается простым аналитическим уравнением как функция всего трех параметров: количества зубьев шестерни и колеса и отношения поперечного контакта.На основе этого уравнения также представлено полное исследование влияния некоторых конструктивных параметров (например, количества зубьев, передаточного числа, угла давления, коэффициента модификации дополнения и т. Д.) На эффективность.
 2. Модель распределения нагрузки 
 Ссылки [24, 25] подробно представляют модель распределения нагрузки с минимальной упругой потенциальной энергией. Он основан на предположении, что распределение нагрузки между парами зубьев в одновременном контакте обеспечивает минимальную упругую потенциальную энергию.Он был получен путем вычисления полной упругой потенциальной энергии с учетом всех пар зубьев, находящихся в одновременном контакте, с неизвестной долей нагрузки, действующей на каждую из них, и минимизации ее значения с помощью вариационных методов. В этом разделе будет кратко описана модель.
 Упругая потенциальная энергия прямозубого зуба может быть выражена как сумма составляющей изгиба, составляющей сжатия и составляющей сдвига:  Все компоненты могут быть вычислены из уравнений теории упругости и некоторых геометрических параметров зуба, которые представлены на рисунке 1.Применение этих уравнений к геометрии эвольвентных зубьев приводит к:  где - нормальная нагрузка между обоими зубьями, угол нагрузки, ширина поверхности, модуль упругости материала, поперечный модуль упругости и толщина хорды зуба в сечении, описываемом как координата вдоль центральной линии зуба от центр вращения шестерни. и - значения координат, соответствующие вложенному участку (определяемому точками обеих сторон профиля в корневой окружности) и участку нагрузки (определяемому пересечением линии действия нагрузки - i.е., нормаль к профилю в точке контакта - и осевая линия зуба) соответственно. Наконец, это поправочный коэффициент для потенциала сдвига, который учитывает неоднородное распределение касательных напряжений в сечении согласно теореме Колиньона. Для прямоугольного сечения этот коэффициент принимает значение.
 
  Для описания точки контакта параметр профиля определяется как [24, 25]  где - угол эвольвентного вращения, количество зубьев, радиус точки контакта и радиус основания.Обратите внимание, что разность параметров, соответствующих контакту во внешней точке контакта и во внутренней точке контакта, равна коэффициенту поперечного контакта. Аналогично, разность параметров, соответствующих двум смежным зубьям в одновременном контакте, равна 1.
 В соответствии с этим, упругая потенциальная энергия зуба может быть выражена как функция параметра профиля его точки нагрузки (или точки контакта ),. Конечно, это справедливо как для зуба шестерни, так и для зуба колеса, так что  где нижние индексы 1 и 2 обозначают шестерню и колесо соответственно (для простоты параметр профиля шестерни будет обозначен без нижнего индекса).Сумма радиусов кривизны обоих поперечных профилей в соответствующих точках контакта постоянна вдоль линии воздействия и равна расстоянию между точками касания линии рабочего давления и обеими базовыми окружностями шестерни и колеса, что обеспечивает связь между Параметры профиля шестерни и колеса:  где - рабочий угол поперечного давления (угол давления в цилиндре деления) и расстояние между обеими точками касания, деленное на радиус основания и угловой шаг шестерни.Потенциальная энергия пары контактирующих зубьев будет суммой энергии зубьев шестерни и колеса, которая, согласно (5), может быть выражена как функция параметра профиля шестерни:  Наконец, определены еще два параметра [24, 25]: унитарный потенциал, который представляет собой упругий потенциал для единичной нагрузки и ширины грани, и обратный унитарный потенциал, который является обратным:  это нагрузка, которую несет пара зубов. Как унитарный потенциал, так и обратный унитарный потенциал определенной пары зубцов можно вычислить из приведенных выше уравнений с помощью численных методов интегрирования.Результат для стандартных зубьев всегда является функцией, аналогичной показанной на рисунке 2.
 
  Для цилиндрических зубчатых колес потенциальная энергия упругости вычисляется с учетом всех пар зубьев, находящихся в одновременном контакте, с неизвестной долей нагрузки, действующей на каждое, минимизируя его ценность с помощью вариационных методов (метод Лагранжа). Нагрузка на каждую пару приводит к [24, 25]  где и - нагрузка и обратный унитарный потенциал зуба, когда контакт происходит в точке, соответствующей, - полная передаваемая нагрузка, и принимается = 0 вне интервала контакта, где - параметр профиля, соответствующий внутренней точке контакта шестерни.В соответствии с этим коэффициент распределения нагрузки (или доля нагрузки, воспринимаемой рассматриваемой парой зубьев) определяется выражением  в то время как нагрузка на единицу длины для цилиндрических зубчатых колес может быть выражена как  Модель распределения нагрузки, представленная в (9), может быть рассчитана только с использованием вычислительных методов и методов численного интегрирования для вычисления упругой потенциальной энергии, области которой определяются геометрией эвольвенты и трохоиды шестерни и колеса.Уравнения для активного и корневого профилей можно найти в [25]. Для выполнения этих вычислений требуется мощная автоматизированная система числовых и символьных вычислений, и все вышеперечисленные уравнения были реализованы в MATHEMATICA [32]. Это позволяет численно рассчитать распределение нагрузки для любой прямозубой зубчатой пары. Однако для разработки аналитической модели эффективности требуется аналитическая функция для обратного унитарного потенциала [27].
 Если мы определим новый параметр точек профиля как, интервал между контактом во внутренней точке контакта и следующим контактом зуба во внутренней точке контакта будет равен, а полный интервал зацепления зуба будет равен .
 Обратный унитарный потенциал может быть выражен как функция этого нового параметра. Это выражение можно точно аппроксимировать уравнением [25]:  Функция имеет максимум в середине интервала контакта (обозначается =). Мы сделаем это вне интервала контакта.
 На рис. 3 показан типичный вид работы стандартных зубов. Обратите внимание, что, согласно (9), амплитуда не влияет на распределение нагрузки, поэтому для расчетов может быть принята нормализованная функция с максимальным значением, равным 1, как определено формулой (11) и представлено на рисунке 3.В соответствии с этим коэффициент распределения нагрузки для прямозубых шестерен можно получить, заменив (11) в (9), что дает следующий результат для отношения поперечного контакта между 1 и 2:  который был представлен на рисунке 4 (а). Точно так же коэффициент распределения нагрузки для прямозубых цилиндрических шестерен с высоким коэффициентом контакта определяется выражением  который был представлен на рисунке 4 (b).
 
  Как видно на рисунке 4, коэффициент распределения нагрузки представляет собой линейное изменение с параметром профиля с различным наклоном в любом интервале в соответствии с количеством зубьев, находящихся в одновременном контакте.Пределы каждого интервала можно узнать из дробной части коэффициента поперечного контакта. Значения в пределах этих интервалов зависят от соотношения контактов; однако эта зависимость очень мала для стандартной высоты зуба и межосевого расстояния, и мы можем считать постоянные значения, которые будут использоваться для любого цилиндрического зубчатого колеса, поскольку наведенные ошибки очень малы [24, 26]. Для шестерен со стандартным передаточным отношением эти постоянные значения равны  а для шестерен с большим передаточным отношением,  Первый индекс обозначает точку контакта; второй - количество пар в одновременном контакте.Поскольку общая нагрузка постоянна, она проверяется на:  и для ,  В соответствии с этим коэффициент распределения нагрузки для стандартных цилиндрических зубчатых колес, определяемый формулой (12), также может быть вычислен из  Точно так же коэффициент распределения нагрузки для прямозубых цилиндрических зубчатых колес с большим передаточным отношением, определяемый формулой (13), также может быть вычислен из  Исследование точности представленной выше модели распределения нагрузки для обычных цилиндрических зубчатых колес можно найти в [25, 26]. Более широкое исследование, включающее обычные зубчатые передачи и зубчатые колеса с высоким передаточным отношением, было описано в [33].Во всех рассмотренных случаях точность (12) и (13) для коэффициента распределения нагрузки достаточно высока для расчетов прочности и несущей способности.
 3. Модель эффективности 
 Передаваемая энергия от контакта во внутренней точке контакта зуба цилиндрической шестерни до контакта в той же точке следующего зуба (т. Е. = = 1) определяется выражением  Точно так же полная механическая (зависящая от нагрузки) энергия, теряемая при небольшом вращении шестерни, может быть выражена как средний коэффициент трения, умноженный на нормальную нагрузку, действующую на зуб, и на относительное скольжение.Все эти параметры зависят от точки контакта и, следовательно, могут быть выражены как функция от. В литературе [27–29] представлена разработка модели прямозубых и косозубых колес. Следуя той же процедуре, для потерь энергии получаем [8]  Интегрируя по всему циклу зацепления и принимая во внимание, что коэффициент трения предполагается постоянным на пути контакта, получаем  а из (20) и (22) получается следующее выражение для эффективности:  которое можно записать как функцию передаточного числа как  Уравнение (24) можно упростить, если выразить его как функцию от.Кроме того, если - вклад в коэффициент контакта интервала подхода (от контакта во внутренней точке контакта до рабочей точки шага) и отношения между и
эффективность будет дана  Уравнение (26) было получено из среднего коэффициента трения, постоянного на пути контакта. Для простоты обозначим функцию под интегралом как:  Функция зависит от трех безразмерных переменных и имеет типичную форму, показанную на рисунке 5.Интеграл будем обозначать и он будет зависеть от двух безразмерных переменных:  Согласно этому, эффективность прямозубых шестерен окончательно описывается выражением
- это область под кривой на рисунке 5 (серая область), и ее можно вычислить только с помощью методов численного интегрирования. Из (23) и рисунка 5 интервал интегрирования должен быть разделен для численного интегрирования с учетом различных возможных местоположений точки, принадлежащих интервалу контакта двух пар зубьев или интервалу контакта одиночной пары зубцов. (для зубчатых колес с большим передаточным отношением поперечного контакта, принадлежащих интервалу трех пар зубчатого контакта или принадлежащих интервалу двух пар зубчатого контакта).
 Основная проблема - это расчет. После расчета эффективность может быть сразу же известна с помощью (29), но математическая проблема не проста. К счастью, функция зависит только от двух параметров, что дает возможность найти приближенное, достаточно точное уравнение, пригодное для расчетов. Следующий раздел посвящен поиску такого приближенного уравнения.
 4. Приближенное уравнение для функции 
 4.1. Стандартные цилиндрические цилиндрические зубчатые колеса, 
 Для численного расчета интеграла интервал должен быть разделен на три подинтервала в соответствии с тремя сегментами, и один из них должен быть разделен на два из-за расположения.Следует принять во внимание, находится ли эта точка внутри интервала контакта однопарных зубьев, как в случае, представленного на Рисунке 5 (а), или внутри любого из двух интервалов контакта двух пар зубцов, или. Однако, поскольку функция симметрична относительно, последние два случая дают одинаковые результаты. На рисунке 6 представлены области существования трех упомянутых выше случаев для теоретических диапазонов значений и.
 
  На рис. 6 также представлены значения и примерно для тысячи различных случаев прямозубых цилиндрических зубчатых колес с коэффициентом поперечного контакта между 1 и 2, учитывая значения конструктивных параметров в достаточно широких диапазонах.Можно заметить, что все полученные значения всегда содержатся в тонком интервале вокруг, что означает, что большинство случаев соответствует центральному интервалу контакта однопарных зубцов, то есть. Только для значений, очень близких к 2, возможен переход к интервалам контакта двух пар зубьев, но это менее обычное явление. В соответствии с этим разработка модели будет упрощена за счет рассмотрения только корпуса.
 Пределы четырех интервалов функции известны, как показано на рисунке 5 (a), а также уравнение для каждого интервала, как показано в (18) и (27).Вычисляя четыре интеграла и их сумму, получается относительно простое аналитическое выражение для, которое представлено на рисунке 7 (а):  Для необычных случаев прямозубых зубчатых колес с или (всегда с) аналитическое выражение функции, аналогичное выражению (30) для другого случая, может быть получено с помощью следующей идентичной процедуры.
 Значения коэффициента распределения нагрузки в особых точках, представленные формулой (14), не точны, но на них немного влияет дробная часть коэффициента контакта.Это влияние невелико и, однако, может вызвать небольшую ошибку в определении. Очевидно, что (16) всегда проверяется.
 Тем не менее, можно проверить, что значения, представленные на рисунке 6, которые были вычислены с помощью численных методов, точно соответствуют функции, представленной на рисунке 7 (a), которая была получена из аналитического выражения, данного (30), для рассматриваемого диапазона значений. -Фактор для случаев, рассмотренных в вышеупомянутом исследовании, больше 0.9999.
 Как сказано выше, все значения расположены в очень тонком интервале, и достаточно точные приближения могут быть получены, если рассматривать только влияние и пренебрегая влиянием. Это можно наблюдать на рисунках 6 и 7, на которых для данного значения интервал значений - соответствующий изменению - очень тонкий. В соответствии с этим путем линейной корреляции тысячи упомянутых точек была получена следующая линейная аппроксимация:  Конечно, лучшая точность достигается при использовании параболической корреляции:  На рис. 7 (b) показано сравнение численных значений функции, вычисленных путем численного интегрирования, и значений, полученных с помощью линейной аппроксимации (31).Относительные ошибки приближенных значений (31) всегда входят в интервал 2%, как показано на рисунке 8 (а).
 
  (а)  : относительная ошибка  
  (б)  : относительная ошибка  
  (а)  : относительная ошибка  
  (б)  : относительная ошибка  Ошибки еще меньше, если их вычислить с точки зрения эффективности. На рисунке 8 (b) показана относительная ошибка эффективности, вычисленная с помощью линейной аппроксимации, заданной формулой (31). Все они находятся внутри интервала 3 · 10 ⁻⁴ (0.03%).
 Параболическая аппроксимация (32) дает еще более точные результаты. Относительные погрешности значений менее 1%, как показано на рисунке 9 (а). Относительные ошибки в оценке эффективности уменьшаются до 2 · 10 ^-4 (0,02%), как показано на рисунке 9 (b).
 
  (а)  : относительная ошибка  
  (б)  : относительная ошибка  
  (а)  : относительная ошибка  
  (б)  : относительная ошибка  4.2. Цилиндрические зубчатые колеса с высоким коэффициентом контакта, 
 В этом случае для численного расчета интеграла интервал должен быть разделен на пять подинтервалов из-за пяти сегментов, а один из них должен быть разделен на два из-за расположения.Следует учитывать, находится ли эта точка внутри одного из трех интервалов контакта трех пар зубьев (или) или внутри одного из двух интервалов контакта двух пар зубцов (или). Функция симметрична относительно, поэтому последние два случая дают те же результаты, что и первый и третий вышеупомянутые случаи.
 На рисунке 6 представлены области существования пяти упомянутых выше случаев для теоретических диапазонов значений и. На рисунке 6 также представлены значения как функции и примерно для тысячи различных случаев прямозубых цилиндрических зубчатых колес с поперечным отношением контакта больше 2, учитывая достаточно широкий диапазон значений конструктивных параметров.Полученные значения остаются в интервале, что означает, что в большинстве случаев соответствует центральному интервалу контакта трех пар зубцов, то есть. Как и в предыдущем случае, только в некоторых случаях, всегда при значениях, очень близких к 2, может сместиться интервал контакта двух пар зубьев, поэтому разработка модели будет упрощена за счет рассмотрения только случая.
 Пределы шести интервалов функции известны так же, как и уравнение для каждого интервала.Вычисляя шесть интегралов и их сумму, получается относительно простое аналитическое выражение для:  В этом случае значения коэффициента распределения нагрузки в особых точках, заданные формулой (15), несколько больше зависят от дробной части коэффициента контакта, чем в приведенном выше случае; однако наведенная ошибка определения также очень мала. Очевидно, что (16) всегда проверяется.
 Также для цилиндрических зубчатых колес с высоким коэффициентом контакта тысячи случаев, представленные на рис. 6, включены в небольшой интервал, поэтому можно найти приблизительное выражение для как функцию, не учитывая влияние.Кроме того, это изменение практически линейно, как показано на рисунке 10 (а). Очень точное приближение может быть получено, если предположить линейное изменение с, со значением функции 0,45 для и значением 0,95 для. Соответственно,  который был представлен на рисунке 10 (b). На рисунке 10 (а) показано, как это выражение согласуется с числовыми значениями. Относительная погрешность оценки всегда меньше 3%, как показано на Рисунке 11 (а). Относительная погрешность оценки эффективности всегда меньше 0.03%, как показано на рисунке 11 (b).
 
  (а)  : относительная ошибка  
  (б)  : относительная ошибка  
  (а)  : относительная ошибка  
  (б)  : относительная ошибка  5. Результаты 
 5.1. Стандартные цилиндрические зубчатые колеса, 
 На рисунке 12 представлены расчетные значения эффективности для набора из тысячи прямозубых цилиндрических зубчатых колес, использованных в предыдущих исследованиях (рисунки 6–9). Рассматриваемые данные включали стандартный угол давления от 19 до 27 градусов, шестерню от 18 до 30 зубьев и передаточное число от 1 до 10.Addendum и dedendum приняли значения пропорций стандарта ISO и AGMA [34, 35].
 
  Значения эффективности, вычисленные с помощью предлагаемого аналитического метода, очень близки к значениям, вычисленным численными методами, что дает ошибку порядка 10 ⁻⁴, как показано на рисунках 8 (b) и 9 (b). Как сказано выше, эта небольшая ошибка вызвана функцией коэффициента распределения нагрузки, значения которой в особых точках зависят от коэффициента контакта. Тем не менее, ошибка в оценке эффективности порядка 10 ⁻⁴ незначительна.Уровни погрешности в оценке немного увеличиваются, но никогда не превышают 2%.
 Также изучалось влияние на потери на трение и эффективность числа зубьев шестерни и колеса, а также угла нормального давления. Результаты представлены на рисунке 13.
 Результаты, полученные с помощью предлагаемого аналитического метода, также сравнивались с результатами, полученными в предположении, что нагрузка равномерно распределена вдоль линии контакта, то есть с учетом 50% нагрузки, действующей на каждую из них. пара зубьев по интервалам двойного контакта зуба и 100% нагрузки по интервалу одиночного контакта.Предлагаемая модель дает несколько большие значения КПД. Фактически, относительное скольжение больше в точках, удаленных от делительной окружности, и нагрузка в этих точках значительно меньше, поэтому расчетные потери на трение ниже. Хотя различия не важны при вычислении с точки зрения эффективности (около 0,2% –0,4%), они гораздо более значительны, когда выражаются с точки зрения потерь (до 11%), как показано на рисунке 14.
 
  5.2. Цилиндрические зубчатые колеса с высоким коэффициентом контакта, 
 На рис. 15 представлены расчетные значения КПД для значительного диапазона прямозубых цилиндрических колес с высоким коэффициентом поперечного контакта.Чтобы получить коэффициент поперечного контакта больше 2, рассматривались прямозубые цилиндрические шестерни со стандартным углом давления от 14 до 17 градусов, шестерней с 50 зубьями и передаточным числом от 1 до 4. В дополнении и дендуме взяты значения стандартных пропорций ISO и AGMA [ 34, 35].
 
  Значения эффективности, вычисленные с помощью предложенного аналитического метода, очень близки к значениям, вычисленным численными методами, что дает ошибку порядка 10 ⁻⁴. Как и в предыдущем случае, эта небольшая ошибка вызвана особыми точками функции коэффициента распределения нагрузки.Ошибки в оценке эффективности остаются на аналогичных уровнях порядка 10 ⁻⁴, тогда как ошибки в оценке немного увеличиваются, но никогда не превышают 3%.
 Также для этого случая было изучено влияние количества зубьев на обеих шестернях и нормального угла давления на потери на трение и КПД. Результаты представлены на рисунке 16.
 Результаты, полученные с помощью предложенной аналитической модели, также сравнивались с результатами, полученными в предположении, что нагрузка равномерно распределена вдоль линии контакта, то есть с учетом 1/3 нагрузки, действующей на каждой пары зубцов по интервалам трехпарного контакта зубьев и 1/2 нагрузки по интервалам двухпарного контакта зубьев.Предлагаемая модель дает несколько большие значения КПД. Относительное скольжение больше в точках, удаленных от делительной окружности, и нагрузка в этих точках значительно меньше, поэтому потери на трение ниже. Опять же, различия не важны при вычислении с точки зрения эффективности (около 0,3%), но в этом случае они гораздо более значительны, когда выражаются в терминах потерь (до 50%). Представление этих значительных различий расчетных потерь как функции параметра и коэффициента поперечного контакта может быть интересным.Он показан на рисунке 17 для цилиндрических зубчатых колес со стандартным и высоким передаточным отношением.
 
  (а) Энергетические потери,  (  ,  ) против  (  ,  ): относительная погрешность  
  (б) Потери энергии,  (  ,  ) против  (  ,  ): относительная погрешность  
  (а) Потери энергии,  (  ,  ) против  (  ,  ): относительная погрешность  
  (б) Потери энергии,  (  ,  ) против  (  ,  ): относительная ошибка  6. Выводы 
 Модель эффективности для эвольвентных прямозубых зубчатых колес была разработана на основе модели неравномерного распределения нагрузки, основанной на критерии минимального упругого потенциала и в предположении, что коэффициент трения постоянен на пути контакта.Были рассмотрены как стандартные, так и цилиндрические цилиндрические шестерни с высоким коэффициентом контакта. Согласно полученному коэффициенту распределения нагрузки, КПД был выражен очень простым аналитическим уравнением как функция среднего коэффициента трения, количества зубьев на шестерне и колесе, а также коэффициента поперечного контакта.
 Несмотря на свою простоту, это выражение позволяет вычислить КПД с очень небольшими ошибками, всегда ниже 0,0003 (относительная ошибка 0,03%), по сравнению с численными расчетами, для широкого диапазона геометрических и рабочих параметров.Во всех случаях значения КПД выше, чем полученные из гипотезы равномерного распределения нагрузки из-за меньшей интенсивности нагрузки в точках с большим относительным скольжением.
 Проведены исследования влияния на КПД ряда проектных параметров. Можно проверить, что эффективность увеличивается при увеличении угла давления, для сбалансированного удельного скольжения на шестерне и колесе, а также при уменьшении передаточного числа из-за увеличения числа зубьев шестерни.Эти результаты подходят для цилиндрических зубчатых колес с передаточным отношением от 1 до 2,7.
 Представленная модель создает основу для усовершенствованных моделей с учетом эффектов подрезания зубьев и вакуумной передачи, переменного коэффициента трения по пути контакта и потерь, не зависящих от нагрузки.
 Номенклатура 
  Обозначения  904 ) 9041 5 Потери энергии на трение (Дж)18 904 Отношение 904 между: 90 415 Вспомогательный параметр.:  Ширина лица (м)
:  Дробная часть
:  Модуль упругости (Н / м 909)  :  Толщина хорды зуба (м)
:  Нормальная нагрузка (Н)
:  Нагрузка на единицу длины (Н / м)
:  Поперечный модуль упругости ( Н / м ²)
:  Передаточное число
:  Коэффициент распределения нагрузки
:  Радиус основания (м)
:
:  Упругий потенциал пары зубьев (J)
:  Обратный унитарный потенциал (Н / м ²)
:
:  Передаваемая энергия (Дж)
:  Координата вдоль средней линии зуба от центра вращения шестерни (м)
:  Количество зубьев
:  Угол нагрузки (рад)
:  Стандартный угол давления (рад)
:  Рабочий поперечный угол давления (рад)
:  Поперечное отношение контакта
:  Коэффициент контакта, соответствующий интервалу подхода
:  КПД
:  Эвольвентный угол поворота (рад)
:
 Средний коэффициент трения
:  Параметр профиля
:
  Нижние индексы  1/2:  Шестерня / колесо
:  Внутренняя точка контакта.
 Конфликт интересов 
 Авторы заявляют, что конфликт интересов невозможен, поскольку они не получают никакой финансовой поддержки от компании MATHEMATICA.
 Благодарность 
 Выражаем благодарность Совету Испании по научным и технологическим исследованиям за поддержку проектов DPI2008-05787 «Расчетные модели для специальных цилиндрических зубчатых колес» и DPI2011-27661 «Расширенные модели для расчета прочности и динамического анализа. нетрадиционных цилиндрических шестерен.”
 Расчет КПД и теплового баланса червячных передач 
 Расчет КПД системы требует знания либо потребляемой мощности \ (P _ {\ mathrm {A}} \), либо потерь мощности \ (P _ {\ mathrm {V}} \) или потребляемая мощность \ (P _ {\ mathrm {A}} \) и выходная мощность \ (P _ {\ mathrm {a}} \):
 $$ \ eta = \ frac {P_ {\ mathrm {A}} - P _ {\ mathrm {V}}} {P _ {\ mathrm {A}}} = \ frac {P _ {\ mathrm {a}}} {P _ {\ mathrm {a}} + P _ {\ mathrm {V}}} = \ frac {P _ {\ mathrm {a}}} {P _ {\ mathrm {A}}} $$
 (1)
 Что касается коробок передач, общая потеря мощности \ (P _ {\ mathrm {V}} \) может быть описана как сумма частичных потерь мощности компонентов коробки передач, как показано в уравнении.(2). Обычно они в значительной степени вызываются шестернями (\ (\ mathrm {Z} \)) и подшипниками (\ (\ mathrm {L} \)), а также контактом с уплотнениями (\ (\ mathrm {D} \)). В зависимости от коробки передач могут возникать и другие потери (\ (\ mathrm {X} \)), например, от вспомогательных агрегатов. Потери в зубчатых передачах и потери в подшипниках можно разделить на потери холостого хода (\ (\ mathrm {0} \)) и потери в зависимости от нагрузки (\ (\ mathrm {P} \)) [13].
 $$ P _ {\ mathrm {V}} = \ underset {\ text {Потери передач}} {\ underbrace {P _ {\ mathrm {VZ0}} + P _ {\ mathrm {VZP}}}} + \ underset { \ text {Несущие потери}} {\ underbrace {P _ {\ mathrm {VL0}} + P _ {\ mathrm {VLP}}}} + \ underset {\ text {Уплотнительные потери}} {\ underbrace {P _ {\ mathrm { VD}}}} + \ underset {\ text {Прочие потери}} {\ underbrace {P _ {\ mathrm {VX}}}} $$
 (2)
 Фиг.1 показана диаграмма Сэнки, показывающая соотношение потребляемой мощности, выходной мощности и потерь мощности, которые в конечном итоге преобразуются в тепло.
  Рис. 1  Общий поток мощности коробки передач в виде диаграммы Сэнки, основанной на уравнении. (2)
 Потери в передаче 
 Потери в передаче обычно составляют значительную часть общих потерь мощности. Трение в контакте двух боковых поверхностей зуба связано с приложенной нагрузкой системы зубьев и приводит к потерям в зубчатом колесе, зависящим от нагрузки (\ (P _ {\ mathrm {VZP}} \)).Потери при перемешивании, сжатии, импульсные потери и потери на вентиляцию связаны с потоком масла в редукторе [18]. Их называют потерями в редукторе без нагрузки (\ (P _ {\ mathrm {VZ0}} \)), поскольку они почти не зависят от приложенной нагрузки.
 С точки зрения расчета эффективности, значения для каждой из названных форм потерь мощности необходимы как можно более подробно. Таким образом, множество исследований сосредоточено на формулировании расчетных моделей для количественной оценки потерь в зависимости от нагрузки и без нагрузки.В следующих двух подразделах представлены общие и последние расчетные модели для прогнозирования потерь червячных передач в зависимости от нагрузки и холостого хода.
 Зависимые от нагрузки потери в зубчатой передаче 
 Зависимые от нагрузки потери в зубчатой передаче \ (P _ {\ mathrm {VZP}} \) коррелируют с трением между контактирующими поверхностями зубьев. Согласно DIN 3996: 2019-09 [9] его можно описать как ^{Footnote 1}:
 $$ P _ {\ mathrm {VZP}} = \ underset {\ приблизительно 0,1} {\ underbrace {\ frac {2 \ cdot \ pi} {60}}} \ cdot \ frac {T_ {2} \ cdot n_ {1}} {u} \ cdot \ left (\ frac {1} {\ eta _ {\ mathrm {z}} } -1 \ вправо) $$
 (3)
 Поскольку червячные передачи показывают разные потери в зубчатой передаче в зависимости от направления потока мощности, расчет эффективности зацепления \ (\ eta _ {\ mathrm {z}} \) следует рассматривать отдельно.Когда червячный вал вращается, согласно DIN 3996: 2019-09 [9], ур. (4) используется:
 $$ \ eta _ {\ mathrm {z}} = \ frac {\ tan \ left (\ gamma _ {\ mathrm {m}} \ right)} {\ tan \ left (\ гамма _ {\ mathrm {m}} + \ arctan \ left (\ mu _ {\ mathrm {mz}} \ right) \ right)} $$
 (4)
 При вращении червячного колеса КПД обычно ниже. Более того, в этом режиме работы может возникнуть эффект самоблокировки, если эффективность построения сетки \ (\ eta _ {\ mathrm {z}} \) меньше 0.5. Согласно DIN 3996: 2019-09 [9], уравнение. (5) применяется:
 $$ {\ eta _ {\ mathrm {z}}} '= \ frac {\ tan \ left (\ gamma _ {\ mathrm {m}} - \ arctan \ left (\ mu _ {\ mathrm {mz}} \ right) \ right)} {\ tan \ left (\ gamma _ {\ mathrm {m}} \ right)} $$
 (5)
 Что касается уравнения. (3) - (5), помимо геометрических и эксплуатационных данных, таких как передаточное число \ (u \), крутящий момент червячного колеса \ (T_ {2} \), скорость привода червячного вала \ (n_ {1} \) и угол наклона червяка \ (\ gamma _ {\ mathrm {m}} \), расчет потерь в передаче, зависящих от нагрузки, сводится к среднему коэффициенту трения \ (\ mu _ {\ mathrm {mz}} \).
 Средний коэффициент трения \ (\ mu _ {\ mathrm {mz}} \) представляет комплексную характеристику трения зацепляющихся боковых сторон зуба с помощью одного среднего значения. {*} \ right)} {\ underbrace {Y _ {\ mathrm {G} }}} \ cdot \ underset {f \ left (\ text {material} \ right)} {\ underbrace {Y _ {\ mathrm {W}}}} \ cdot \ underset {f \ left (\ mathrm {Ra} \ справа)} {\ underbrace {Y _ {\ mathrm {R}}}} $$
 (6)
 Базовый коэффициент трения \ (\ mu _ {\ mathrm {0T}} \) - еще одно эмпирическое значение, которое зависит от скорости скольжения \ (v _ {\ mathrm {gm}} \), типа масла и материала. червячного колеса:
 $$ \ mu _ {\ mathrm {0T}} = f (v _ {\ mathrm {gm}}, \ text {oiltype}, \ text {material}) $$
 (7)
 Полуаналитическая модель Oehler et al.[9, 27] рассматривает значительно большее количество расчетных параметров и в целом является более точной моделью с физической точки зрения. Средний коэффициент трения \ (\ mu _ {\ mathrm {mz}} \) основан на концепции распределения нагрузки, разделенной на граничный коэффициент трения \ (\ mu _ {\ mathrm {Gr}} \) и жидкость коэффициент трения \ (\ mu _ {\ mathrm {Fl}} \).
 $$ \ mu _ {\ mathrm {mz}} = \ psi \ cdot \ mu _ {\ mathrm {Gr}} + \ left (1- \ psi \ right) \ cdot \ mu _ {\ mathrm {Fl }} $$
 (8)
 Доля твердой нагрузки \ (\ psi \) зависит от относительной толщины смазочной пленки \ (\ lambda \), которую можно рассчитать, разделив минимальную среднюю толщину смазочного зазора \ (h _ {\ mathrm {min, m}} \) согласно DIN 3996: 2019-09 [9] и квадратичной средней шероховатости \ (\ mathrm {Rq_ {1,2}} \) контактирующего партнера по зацеплению.
 $$ \ psi = f \ left (\ lambda \ right) \ quad \ text {with} \ quad \ lambda = f \ left (h _ {\ mathrm {min, m}}, \ mathrm {Rq} _ { 1,2} \ справа) $$
 (9)
 Граничный коэффициент трения \ (\ mu _ {\ mathrm {Gr}} \) относится к контактам с твердыми неровностями поверхностей зубчатых колес. Oehler et al. [27] экспериментально исследовали поведение граничного трения и вывели упрощенные формулы для конкретного типа масла, которые описывают граничный коэффициент трения \ (\ mu _ {\ mathrm {Gr}} \) как функцию среднего давления на боковой поверхности \ ( \ sigma _ {\ mathrm {Hm}} \) согласно DIN 3996: 2019-09 [9]:
 $$ \ mu _ {\ mathrm {Gr}} = f \ left (\ sigma _ {\ mathrm { Hm}} \ right) $$
 (10)
 Коэффициент трения жидкости \ (\ mu _ {\ mathrm {Fl}} \) относится к сдвигу жидкости.Параметрами влияния являются напряжение сдвига жидкости \ (\ tau _ {\ mathrm {Fl}} \), среднее давление на боковой поверхности \ (\ sigma _ {\ mathrm {Hm}} \), а также часть нагрузки твердого тела. \ (\ psi \). Чтобы рассчитать напряжение сдвига жидкости, Oehler et al. [25] используют модель потока предельного напряжения сдвига модели Бэра и Винера в соответствии с [1].
 $$ \ mu _ {\ mathrm {Fl}} = f \ left (\ tau _ {\ mathrm {Fl}} \ left (\ tau _ {\ lim}, \ eta _ {\ mathrm {m}} , v _ {\ mathrm {gm}}, h _ {\ mathrm {min, m}} \ right), \ sigma _ {\ mathrm {Hm}}, \ psi \ right) $$
 (11)
 Потери холостого хода 
 В настоящее время не существует конкретной проверенной модели расчета потерь холостого хода \ (P _ {\ mathrm {VZ0}} \) червячных передач.Несмотря на то, что DIN 3996: 2012-09 [8] предлагает уравнение для расчета общих потерь холостого хода редукторов с червячными передачами, он не делает различий между различными частями потерь мощности, поскольку есть шестерни, подшипники и уплотнения. Таким образом, с точки зрения конкретных компонентов редуктора, это не отвечает требованиям подробного анализа эффективности и теплового баланса редукторов с червячными передачами. Это соответствует стандарту DIN 3996: 2019-09 [9], где этот подход был удален.
 Расчет потерь холостого хода в подшипниках, а также потерь в уплотнении и вычитание их из расчетных общих потерь холостого хода в соответствии с DIN 3996: 2012-09 [8] теоретически приводит к потерям в передаче без нагрузки. червячных передач, но на практике это бесполезно. Кроме того, расчеты показывают, что в зависимости от рабочей точки это может привести к отрицательным потерям холостого хода из-за высоких расчетных потерь в подшипниках холостого хода, что не имеет смысла.
 Oehler et al. [27] использовали расчетную модель для потерь от сбивания цилиндрических зубчатых колес и перенесли ее на червячные передачи, как показано в уравнениях.{-0.21} $$
 (13)
 Oehler et al. [27] указывает, что использование этой модели может привести к неопределенностям и незначительным просчетам. Из-за отсутствия лучшего решения в настоящее время это может быть наиболее точной моделью расчета потерь холостого хода червячных передач.
 Потери в подшипниках 
 Относительное перемещение внутреннего и внешнего кольца подшипника, а также сепаратора и тел качения вызывает потери мощности в подшипниках. Schleich [33] разделяет потери подшипников на четыре основные причины: трение качения, трение скольжения, внутреннее трение смазочного материала и потери на вентиляцию, которые можно определить с помощью нескольких существующих расчетных моделей.
 Например, производители подшипников SKF [36] (см. Уравнение (14)). и Schaeffler / INA / FAG [32] (ср. уравнение (15)). предоставить простые эмпирические расчетные модели специально для их конструкций подшипников. Обе модели основаны на суммировании потерь холостого хода и зависимых от нагрузки потерь в подшипниках.
 $$ P _ {\ mathrm {VL, SKF}} = \ left (\ underset {T _ {\ mathrm {VLP}}}} {\ underbrace {T _ {\ mathrm {rr}} + T _ {\ mathrm {sl} }}} + \ underset {T _ {\ mathrm {VL0}}} {\ underbrace {T _ {\ mathrm {seal}} + T _ {\ mathrm {drag}}}} \ right) \ cdot 2 \ cdot \ pi \ cdot n $$
 (14)
 $$ P _ {\ mathrm {VL, INA}} = \ left (T _ {\ mathrm {VL0}} + T _ {\ mathrm {VLP}} \ right) \ cdot 2 \ cdot \ pi \ cdot n $$
 (15)
 Более полные подходы, учитывающие жесткость и расчет локального трения, можно найти в методе Ванга [39], реализованном в программе моделирования LAGER2 [17], и в модели локального трения, разработанной Шлейхом [33], которая основан на суммировании потерь крутящего момента отдельных тел качения.{2} \ cdot n $$
 (16)
 Ур. (16) охватывает только радиальные уплотнения вала, что означает, например, невозможность расчета механических уплотнений. Согласно ISO / TR 14179-2: 2001-08 [13], бесконтактные уплотнения почти не приводят к потере мощности.
 Гипоидная передача по сравнению с червячной передачей 
 Введение 
 Червячные редукторы на протяжении многих поколений были идеальным решением для прямоугольной передачи энергии. Червячные редукторы 
, известные своей недорогой и прочной конструкцией, можно найти практически в любой промышленной среде, где требуется этот тип трансмиссии.К сожалению, они неэффективны при более низких скоростях и более высоких редукциях, выделяют много тепла, занимают много места и требуют регулярного обслуживания. 
 К счастью, есть альтернатива червячным передачам: гипоидная передача. Компании-производители мотор-редукторов, которые обычно используются в автомобильной промышленности, начали встраивать гипоидную передачу в угловые мотор-редукторы для решения проблем, возникающих с червячными редукторами. Доступные в меньших габаритных размерах и с более высоким потенциалом редукции, гипоидные мотор-редукторы имеют более широкий диапазон возможных применений, чем их червячные аналоги.Это не только позволяет передавать более тяжелые крутящие нагрузки с более высокой эффективностью, но и открывает возможности для приложений, в которых пространство является ограничивающим фактором. Иногда они могут быть более дорогими, но экономия на эффективности и техническом обслуживании того стоит. 
 Следующий анализ предназначен для инженеров, разрабатывающих червячные мотор-редукторы в диапазоне от 1/50 до 3 лошадиных сил, а также в приложениях, где регулируются скорость и крутящий момент.
 Чем отличаются червячные и гипоидные шестерни? 
 В червячной передаче есть два компонента: входная червячная передача и выходная червячная передача.Червяк - это винтовая передача, которая вращается перпендикулярно соответствующей червячной передаче (рис. 1). Например, в червячной коробке передач с передаточным числом 5: 1 червяк совершит пять оборотов, а выходная червячная передача сделает только один. При более высоком соотношении, например 60: 1, червяк совершит 60 оборотов за один оборот на выходе. Именно это фундаментальное устройство является причиной неэффективности червячных редукторов. 
 Чтобы вращать червячную передачу, червяк испытывает только трение скольжения.В зоне контакта зубьев отсутствует подвижная составляющая (рис. 2).
 В приложениях с высоким редуктором, например 60: 1, будет большое трение скольжения из-за большого числа оборотов на входе, необходимых для однократного вращения выходной шестерни. Приложения с низкой входной скоростью страдают той же проблемой трения, но по другой причине. Так как происходит частый контакт зубьев, начальная энергия для начала вращения выше, чем у сопоставимого гипоидного редуктора.При движении на низких скоростях червяку требуется больше энергии для продолжения своего движения по червячной передаче, и большая часть этой энергии теряется на трение.
 Гипоидная передача по сравнению с червячной передачей: более экономичный прямоугольный редуктор 
 С другой стороны, гипоидные зубчатые передачи состоят из входной гипоидной шестерни и выходной гипоидной конической шестерни (рисунок 3).
 
 Гипоидная передача представляет собой гибрид конической и червячной передачи. Они испытывают потери на трение из-за зацепления зубьев шестерни с минимальным скольжением.Эти потери сводятся к минимуму за счет гипоидного рисунка зубьев, который позволяет плавно и равномерно передавать крутящий момент по сопрягающим поверхностям. Это то, что дает гипоидному редуктору механическое преимущество перед червячным редуктором.
 Насколько на самом деле отличается эффективность? 
 Одной из самых больших проблем, связанных с червячными передачами, является их недостаточная эффективность, особенно при высоких передачах и низких скоростях. Типичная эффективность может варьироваться от 40% до 85% для соотношений от 60: 1 до 10: 1 соответственно.И наоборот, гипоидные зубчатые передачи обычно имеют эффективность от 95% до 99% (Рисунок 4).
 Период «обкатки» 
 В случае червячных передач они не работают с максимальной эффективностью до тех пор, пока не наступит определенный период «приработки». Червяки обычно изготавливаются из стали, а червячная передача - из бронзы. Поскольку бронза - более мягкий металл, она хорошо поглощает тяжелые ударные нагрузки, но не будет работать эффективно, пока не подвергнется механическому упрочнению. Тепло, выделяемое при трении в обычных условиях эксплуатации, способствует упрочнению поверхности червячной передачи.
 В гипоидных передачах отсутствует период обкатки; они обычно изготавливаются из стали, уже подвергнутой термической обработке карбонитридом. Это позволяет приводу работать с максимальной эффективностью с момента его установки.
 Почему важна эффективность? 
 Эффективность - один из наиболее важных факторов, которые следует учитывать при выборе мотор-редуктора. Так как большинство из них имеют очень длительный срок службы, выбор высокоэффективного редуктора позволит минимизировать затраты, связанные с эксплуатацией и техническим обслуживанием, на долгие годы.Кроме того, более эффективный редуктор обеспечивает лучшую редукционную способность и использование двигателя, который 
 потребляет меньше электроэнергии. Одноступенчатые червячные редукторы обычно ограничиваются передаточным числом от 5: 1 до 60: 1, в то время как гипоидные редукторы имеют понижающий потенциал от 5: 1 до 120: 1. Обычно сами гипоидные шестерни достигают передаточного числа только 10: 1, а дополнительное понижение обеспечивается другим типом зубчатого колеса, например косозубым.
 Минимизация затрат 
 Гипоидные диски могут иметь более высокую первоначальную стоимость, чем червячные диски.Это может быть связано с дополнительными технологиями обработки, необходимыми для изготовления гипоидных зубчатых колес, такими как механическая обработка, термообработка и специальные методы шлифования. Кроме того, в гипоидных редукторах обычно используется консистентная смазка с противозадирными присадками, а не масло, что требует более высоких затрат. Эта разница в цене компенсируется на протяжении всего срока службы мотор-редуктора за счет повышения производительности и сокращения затрат на техническое обслуживание. 
 Гипоидный редуктор с более высоким КПД в конечном итоге будет тратить меньше энергии и максимизировать энергию, передаваемую от двигателя на ведомый вал.Трение - это потеря энергии, которая принимает форму тепла. Поскольку червячные передачи производят большее трение, они намного горячее. Во многих случаях использование гипоидного редуктора устраняет необходимость в охлаждающих ребрах на корпусе двигателя, дополнительно снижая затраты на техническое обслуживание, которые потребовались бы для поддержания чистоты ребер и правильного отвода тепла. Сравнение температуры поверхности двигателя червячных и гипоидных мотор-редукторов показано на Рисунке 5.
 При испытании два мотор-редуктора имели двигатели одинакового размера и несли одинаковую нагрузку; Червячный мотор-редуктор выдавал 133 фунт-дюйма крутящего момента, а гипоидный мотор-редуктор - 204 фунт-дюйма.Эта разница в крутящем моменте связана с неэффективностью червячного редуктора. Температура поверхности двигателя обоих устройств начиналась с 68 ° F, комнатной температуры. После 100 минут работы температура обоих блоков начала выравниваться, завершив тест. Разница в температуре в этот момент была значительной: червячный блок достиг температуры поверхности 151,4 ° F, а гипоидный блок только 125,0 ° F. Разница около 26,4 ° F. Несмотря на то, что червяк приводился в действие тем же двигателем, он не только производил меньше крутящего момента, но и расходовал больше энергии.В итоге, это может привести к гораздо более высоким счетам за электроэнергию для пользователей червя. 
 Как уже было сказано и доказано, червячные редукторы работают намного горячее, чем гипоидные редукторы с аналогичным номиналом. Это сокращает срок службы этих приводов из-за дополнительной термической нагрузки на смазку, подшипники, уплотнения и шестерни. После длительного воздействия высоких температур эти компоненты могут выйти из строя, и неизбежна замена масла из-за ухудшения смазки. 
 Поскольку гипоидные редукторы работают при более низкой температуре, для их работы с максимальной производительностью практически не требуется обслуживания.Смазка маслом не требуется: охлаждающий потенциал консистентной смазки достаточен для обеспечения эффективной работы редуктора. Это устраняет необходимость в сапунах и любых монтажных ограничениях, создаваемых системами с масляной смазкой. Также нет необходимости заменять смазочный материал, потому что смазка предназначена для использования в течение всего срока службы мотор-редуктора, что исключает простои и увеличивает производительность.
 Больше мощности в меньшем корпусе 
 Двигатели меньшего размера могут использоваться в гипоидных мотор-редукторах благодаря более эффективной передаче энергии через коробку передач.В некоторых случаях двигатель мощностью 1 л.с., приводящий в движение червячный редуктор, может производить такую же мощность, что и сопоставимый двигатель мощностью 1/2 л.с., приводящий в движение гипоидный редуктор. В одном исследовании, проведенном Nissei Corporation, и червь, и гипоидный восстановитель сравнивали для использования в эквивалентном приложении. В этом исследовании передаточное число обоих редукторов было установлено равным 60: 1, а мощность двигателя и выходной крутящий момент сравнивались с потребляемой мощностью. В исследовании сделан вывод о том, что гипоидный мотор-редуктор мощностью 1/2 л.с. может быть использован для обеспечения производительности, аналогичной червячному мотор-редуктору мощностью 1 л.с., за небольшую часть стоимости электроэнергии.Был подготовлен окончательный результат, показывающий сравнение крутящего момента и потребляемой мощности (Рисунок 6). 
 Уменьшение размера двигателя дает преимущество использования этих приводов в большем количестве приложений, где пространство ограничено. Из-за того, как оси шестерен пересекаются, червячные передачи занимают больше места, чем гипоидные шестерни (Рисунок 7).
 В сочетании с возможностью использования двигателя меньшего размера общая площадь основания гипоидного мотор-редуктора намного меньше, чем у аналогичного червячного мотора-редуктора.Это также помогает сделать рабочую среду более безопасной, поскольку мотор-редукторы меньшего размера представляют меньший риск столкновения (Рисунок 8).
 Еще одним преимуществом гипоидных мотор-редукторов является то, что они симметричны по своей средней линии (рис. 9). Червячные мотор-редукторы асимметричны, что приводит к тому, что машины не так эстетичны и ограничивают количество возможных монтажных положений.
 
 В двигателях одинаковой мощности гипоидные приводы намного превосходят свои червячные аналоги.Один важный аспект, который следует учитывать, заключается в том, что гипоидные редукторы могут перемещать грузы от упора с большей легкостью, чем червячные редукторы (рисунок 10).
 Кроме того, гипоидные мотор-редукторы могут передавать значительно больший крутящий момент, чем червячные мотор-редукторы с передаточным числом более 30: 1, благодаря своему более высокому КПД (Рисунок 11).
 Оба сравнения по допустимой инерции и создаваемому крутящему моменту были выполнены с использованием двигателей одинакового размера с гипоидными и червячными редукторами.Результаты обоих исследований очевидны: гипоидные редукторы более эффективно передают мощность.
 Преимущество гипоидной передачи 
 Как видно, преимущества гипоидных редукторов говорят сами за себя. Их конструкция позволяет им работать более эффективно, охлаждаться и обеспечивать более высокие передаточные числа по сравнению с червячными редукторами. Как было доказано с помощью представленных исследований, гипоидные мотор-редукторы могут выдерживать более высокие начальные инерционные нагрузки и передавать больший крутящий момент с меньшим двигателем, чем сопоставимый червячный мотор-редуктор.
 Это может привести к первоначальной экономии, позволяя пользователю приобрести двигатель меньшего размера, а также к долгосрочной экономии затрат на электроэнергию и техническое обслуживание. 
 Это также позволяет использовать гипоидные мотор-редукторы в условиях ограниченного пространства. Как показано, общая площадь основания и симметричная конструкция гипоидных мотор-редукторов обеспечивают более эстетичный дизайн и повышают безопасность на рабочем месте; с меньшими, менее громоздкими мотор-редукторами меньше шансов помешать рабочим или машинам.Очевидно, что гипоидные мотор-редукторы - лучший выбор для долгосрочной экономии средств и надежности по сравнению с червячными мотор-редукторами.
 Brother Gearmotors предлагает семейство мотор-редукторов, которые повышают эффективность эксплуатации и сокращают потребность в техническом обслуживании и время простоя. Они предлагают блоки повышенной эффективности для долгосрочной экономии энергии. Помимо высокой эффективности, его гипоидные / косозубые мотор-редукторы компактны и герметичны на весь срок службы. Они легкие, надежные и обеспечивают высокий крутящий момент на низкой скорости, в отличие от своих червячных аналогов.Они надежно герметизированы электростатическим покрытием для получения высококачественной отделки, которая обеспечивает неизменно жесткие, водонепроницаемые, химически стойкие устройства, выдерживающие суровые условия. Эти мотор-редукторы также имеют несколько стандартных спецификаций, опций и монтажных положений для обеспечения совместимости.
No related posts.

№	Тип	Диапазон нормального передаточного числа	Диапазон КПД
1
1	94-98%
2	Прямой скос	3: 2 до 5: 1	93-97%
3	Спиральный скос	3: 2 до 4: 1	-99%
4	Червь	от 5: 1 до 75: 1	50-90%
5	Гипоидный	10: 1 до 200: 1	80-95%
6	Винтовой	94-98%
7	Циклоида	от 10: 1 до 100: 1	от 75% до 85%

:	Ширина лица (м)
:	Дробная часть
:	Модуль упругости (Н / м 909)	:	Толщина хорды зуба (м)
:	Нормальная нагрузка (Н)
:	Нагрузка на единицу длины (Н / м)
:	Поперечный модуль упругости ( Н / м ²)
:	Передаточное число
:	Коэффициент распределения нагрузки
:	Радиус основания (м)
:
:	Упругий потенциал пары зубьев (J)
:	Обратный унитарный потенциал (Н / м ²)
:
:	Передаваемая энергия (Дж)
:	Координата вдоль средней линии зуба от центра вращения шестерни (м)
:	Количество зубьев
:	Угол нагрузки (рад)
:	Стандартный угол давления (рад)
:	Рабочий поперечный угол давления (рад)
:	Поперечное отношение контакта
:	Коэффициент контакта, соответствующий интервалу подхода
:	КПД
:	Эвольвентный угол поворота (рад)
:
Средний коэффициент трения
:	Параметр профиля
:

1/2:	Шестерня / колесо
:	Внутренняя точка контакта.

Кпд передач: Механические передачи. Виды передач

КПД (коэффициент полезного действия) редуктора.

Потери мощности и КПД передачи

Механические передачи.

Механические передачи

Общие понятия и определения

Функции механических передач

Классификация механических передач

Основные характеристики механических передач

Главная страница

Дистанционное образование

Специальности

Учебные дисциплины

Олимпиады и тесты

Цилиндрические редукторы

Описание конструкции

Преимущества цилиндрических редукторов и построенных на них приводов

Недостатки цилиндрических редукторов

Применение цилиндрических редукторов

Статьи — Выбор правильного типа привода

ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА судовая — Словарь морских терминов на Корабел.ру

Коэффициент полезного действия (КПД), что это такое

Потери трансмиссии (эффективность) — x-engineer.org

Эффективность зацепления шестерен

КПД коробки передач

КПД карданного вала

Эффективность дифференциала

КПД карданного вала

Общий КПД трансмиссии

Калькулятор эффективности трансмиссии

КПД редуктора - ключ к снижению стоимости привода

Тип редуктора определяет КПД

Расчет КПД

Потребляемая мощность

Энергопотребление

Стоимость

Экологичность

Сравнение эффективности зубчатых передач - Spur, Винтовая, коническая, червячная, гипоидная, циклоидная

Сравнительная таблица КПД

1.Коэффициент полезного действия цилиндрической шестерни

2. КПД прямой конической передачи

3.Эффективность спиральной конической шестерни

4. КПД червячной передачи

Расчет КПД червячной передачи

5. КПД гипоидной передачи

6. КПД косозубой передачи

7. КПД циклоидной передачи

Ссылки

Типы и характеристики шестерен | KHK Gears

1. Типы и характеристики шестерен

Категории зубчатых колес - зубчатые колеса с параллельными осями

Категории зубчатых колес - зубчатые колеса с пересекающимися осями

Категории зубчатых колес - непараллельные и непересекающиеся оси

1-1 Шестерни с параллельными осями

1-2 шестерни с линейным перемещением

1-3 пересекающиеся осевые шестерни

1-4 Непараллельные и непересекающиеся шестерни

Аналитические выражения эффективности цилиндрических цилиндрических зубчатых колес со стандартной и высокой степенью контакта

1. Введение

2. Модель распределения нагрузки

3. Модель эффективности

4. Приближенное уравнение для функции

4.1. Стандартные цилиндрические цилиндрические зубчатые колеса,

4.2. Цилиндрические зубчатые колеса с высоким коэффициентом контакта,

5. Результаты

5.1. Стандартные цилиндрические зубчатые колеса,

5.2. Цилиндрические зубчатые колеса с высоким коэффициентом контакта,

6. Выводы

Номенклатура

Конфликт интересов

Благодарность

Расчет КПД и теплового баланса червячных передач

Потери в передаче

Зависимые от нагрузки потери в зубчатой ​​передаче

Потери холостого хода

Потери в подшипниках

Гипоидная передача по сравнению с червячной передачей

Введение

Чем отличаются червячные и гипоидные шестерни?

Гипоидная передача по сравнению с червячной передачей: более экономичный прямоугольный редуктор

`КПД карданного вала`

`Эффективность дифференциала`

Зависимые от нагрузки потери в зубчатой передаче

`Добавить комментарий Отменить ответ`