А) Визначення ККД передачі

1. Орієнтовно ККД можна задати наступними:

- одна пара підшипників ковзання _подш=0,96.., 0,98.

- одна пара підшипників ктіння _подш =0,99...0,995.

2. КПД зубчатих циліндричних пар визначається за формулою [37]

, (71)

де _ср — середнє значення коефіцієнта втрат для однієї паризубців;

_в - коефіцієнт перекриття пари зубчатих коліс z₁ і z₂(привизначенні

к.к.д. можна приймати =1,5)

f - коефіцієнт тертя в парі зачіплення.

Знак плюс у формулі (71) відповідає зовнішньому, а знак мінус - внутрішньому зачіпленню.

ККД пapи коліс, визначений за формулою (69 3.28), має величинурівну 0,96...0,98 і залежить від чисел зубів z₁, z₂і коефіцієнту тертя. В машинобудівних редукторах при підрахунку ККД звичайно використовують середні значення, приведені в п.1.

3. Величини ККД в приладових редукторах, навантажених малими моментами опору, зменшується, оскільки більше значення передбачає втрати моменту натертя при холостому ходу, так звані втрати холостого ходу. Ці втрати викликаються затягуванням підшипників, похибками виготовлення і збірки зубчатих коліс і підп'ятників. Врахування названих похибоку забезпечується введенням о поправочного коефіцієнта С

. (72)

Поправочний коефіцієнт С для прямозубих коліс для коліс з евольвентним зачіпленням підраховують за емпіричною формулою, як функцію величини окружної сили Ft (H) в передачі:

. (73)

Так при окружній силі > 30 H приймають коефіцієнт С=1. Таким чином, якщо в будь-якій парі коліс Ft > 30 Н, то для всіх пар коліс к.к.д. визначення однаково. Якщо ж моменти на колесах малі, то спочатку треба визначати к.к.д. останньої пари виходом передачі (n-й), оскільки для неї відомий момент навантаження, а потім визначити окружну силу Fti:

, (74)

де Ftn — окружна сила n-й пари коліс;

Мв — момент навантаження;

т — модуль n-й пари коліс

z_n — число зубців останнього n-го колеса.

ВизначившиККД n-й пари, знаходять момент на передостанньому валу, потім визначають окружнусилу в попередній парі коліс і ККД цієї пари. Так, переходячивід ступені до ступені, знаходять ККД всіх елементів кінематичного ланцюга.

4. ККД циліндричної передачі з косозубими колесами з паралельними осями визначають за формулою (72), але поправочний коефіцієнт С приймають рівним

, (75)

де F_N — нормальна сила на веденому колесі, яка визначається

, (76)

де _2- кут нахилу лінії зубів веденого колеса,

- кут зачіплення в нормальному перетині.

5. ККД конічних коліс з кутом зачіплення =20‘ і міжвісьовим кутом 90‘ дорівнює

., (77)

де ₁ і ₂ — кути ділильних конусів коліс.

Поправочний коефіцієнт С визначається за формулою (73).

6. ККД гвинтових коліс з перпендикулярними осями визначається за формулою

, (78)

де ' — приведений кут тертя ' = arctg (f/cos );

е - поправочний коефіцієнт, залежний від величини нормальної сили F_N (Н):

. (79)

7. Для черв'ячних передач з ведучим черв'яком

, (80)

де — кут підйому лінії витків черв'яка.

Поправочний коефіцієнт е знаходять за формулою (79), в якій F_N до рівнює

, (81)

де F_tK — окружна сила на черв'ячному колесі.

На рис. 9 дані криві к.к.д. черв'ячної передачі для ведучого черв'яка, при окружній силі на черв'ячному колесі F_tK > 30 Н.

Рис. 9. ККД черв'ячної передачі для ведучого черв'яка

8. При черв'ячному колесі ККД ведучої черв'ячної передачі знаходять за формулою

. (82)

При проектувальному розрахунку для визначення величин поправочних коефіцієнтів С, C_N і е зручно користуватися графіком на рис. 10..

Рис. 10. Визначення поправочних коефіцієнтів С, С_N, е

На рис. 11 а приведенj графік, користуючись яким можна визначити ККД однієї пари прямозубих циліндричних коліс залежно від передавального числа пари и₁₂ = z₂/z₁ при різних значеннях поправочного коефіцієнта С. Графік ККД побудований для значення z₁=20 і коефіцієнта тертя f = 0,1 (рис. 11 а) і f = 0,17 (рис. 11 б)

А) б)

Рис. 11. Номограмми для визначення ККД однієї пари прямозубих циліндричних коліс

При збільшенні числа зубців малого колеса z₁і зменшенні коефіцієнта тертя f ККД передачі збільшується і його величину можна визначати за формулою (72).

З приведених формул видно, що ККД залежить від коефіцієнта тертя в кінематичних парах. Значення коефіцієнта тертя у свою чергу залежить від матеріалів пар, шорсткості поверхні, а також кількості і якості мастила. Орієнтовні значення коефіцієнта тертя f для пар зубчатих коліс при легкому мастилі і при роботі в нормальній температурі приведені в табл. 6.

Таблиця 6

Значення коефіцієнта тертя для зубчатих передач з різних матеріалів

Порядковий	Матеріали поверхонь зубців	Коефіцієнт тертя
1.	Сталь по сталі	0,05-0,1
2.	Закалена сталь по загартованій сталі	0,06
3.	Сталь по бронзі	0,07-0,1
4.	Бронза по бронзі	0,07-0,1
5.	Текстоліт по сталі	0,12

В таблиці 6 менші значення вибирають привисокій чистоті обробки поверхні (Rz < 0,63 мкм), а більші значення коефіцієнта тертя - при грубій обробці (Rz > 0,63 мкм). Для відкритихзубчатих передачприведенізначення коефіцієнта тертя необхідно збільшити в двічі. При пониженні температури коефіцієнт тертя збільшується івтрати на тертя зростають.Залежно від типу редуктора температурний коефіцієнт може досягти 0,5....0,9% на 1⁰С. У зв'язку з цимККД редуктора при низьких температурі більш точно можна обчислити за формулою

, (83)

де — ККД редуктора при номінальній температурі;

_t – ККД при зниженій температурі. Температуру t слід брати з своїм знаком.

Після визначення загального коефіцієнту корисної дії механізму можна знайти сумарний момент навантаження Мн приведений до вхідного валу редуктора (формула 68). Уточнене значення мінімально необхідної потужності нa вході редуктора знаходимо за виразом

. (84)

Дата добавления: 2015-07-24