3.10 Коэффициент полезного действия зубчатых передач

КПД передач определяется по уравнению

 η= η₁ η₂ η₃,

где  η₁ - КПД, учитывающий потери в зацеплении;

η₂ - КПД, учитывающий потери в опорах;

η₃ - КПД, учитывающий потери на разбрызгивание и размешивание масла (для закрытых передач, работающих в масляной ванне и для открытых передач, смазываемых густыми мазями).

Для расчетов можно пользоваться значениями КПД, указанными в таблица 3.10.4.

Таблица 3.10.4 - Средние значения КПД зубчатых передач на подшипниках качения

Потери в зацеплении составляют основную часть потерь в передаче. КПД для косозубых цилиндрических передач без смещения и со смещением, при котором х₁ = - х₂(х₂=0), может быть определен но уравнению, предложенному проф. В. Н. Кудрявцевым:

.

Для обычных условий можно принимать f = 0,08-0,1, для неблагоприятных условий f = 0,12-0,14.

Значения k_ψ передач со смещением, при котором х₁ = - х₂(х_∑=0), определяются по графику (рисунок 3.16).

Рисунок 3.16 - График для определения коэффициента k_ψ

Просмотреть ближе

Для передачи без смещения к_ψ =1.

Потери в зацеплении прямозубых и косозубых колес:

.

Так как z₁+z₂=z_∑ , a , то после подстановки и преобразований получим:

Из уравнения следует, что для уменьшения потерь в зубчатом зацеплении необходимо выбирать возможно большее суммарное число зубьев при большом числе зубьев шестерни. Но с увеличением числа зубьев растут габариты и стоимость передач.

У мелкомодульных колес с большим числом зубьев скольжение и износ уменьшаются, а КПД увеличивается по сравнению с крупномодульными передачами с малым числом зубьев.

Необходимо отметить, что вследствие большого числа зацеплений и опор КПД коробок скоростей и подач может оказаться сравнительно низким, что вызовет отрицательное влияние на постоянство температурного режима, а следовательно, на стабильность точностных характеристик металлорежущих станков. Поэтому при проектировании коробок скоростей металлорежущих станков, находящихся длительное время в эксплуатации, не следует опасаться некоторого увеличения расходов на производство зубчатых колес из лучших материалов и более высокой точности. Эти расходы вполне окупятся при последующей эксплуатации. Величина для зубчатой передачи с наружным зацеплением при погружении колеса в масло не более 3 т ориентировочно определяется по уравнению

,

где v - окружная скорость зубчатого колеса, м/с;

b - ширина колеса, см;

N - передаваемая мощность, л. с;

z_∑ - суммарное число зубьев шестерни и колеса;

Е° - вязкость масла в градусах Энглера при рабочей температуре.

Из уравнения следует, что КПД понижается с увеличением вязкости масла, однако необходимо иметь в виду, что пониженная вязкость масла может явиться причиной повреждения рабочих поверхностей зубьев.

С увеличением суммарного числа зубьев к. п. д. повышается, что при заданных диаметрах колес связано с уменьшением модуля. Величину η₂ принимают 0,99÷0,995 для пары подшипников качения и 0,96÷0,98 для подшипников скольжения.