Дослідження втрат потужності внаслідок тертя ковзання і кочення в зубчастому зачепленні. Огляд.

Abstract

Проведено аналіз досліджень щодо втрат потужності внаслідок тертя в зубчастих парах. Встановлено, що визначення ККД зубчастих передач застосовують три різних підходи: безпосереднє вимірювання втрат потужності реальної зубчастої передачі;контактно-динамічне моделювання на основі реальних фізичних процесів;аналітичне моделювання процесів тертя в зубчастій передачі на підставі емпіричної інформації про тертя, отриманої на спеціальних машинах тертя. Встановлено, що величини сил тертя між сполученими зубцями значною мірою визначаються гідродинамічними (еластогідродінамічними) явищами в зоні контакту. Аналіз робіт показав, що контакт між поверхнями сполучених зубців характеризується великими деформаціями, високими контактними напруженнями і наявністю плівки мастильного матеріалу, яка в свою чергу характеризується його в'язкісними якостями. На сьогоднішній день вплив ковзання в напрямку лінії контакту зубців на коефіцієнт тертя і умови змазування недостатньо вивчені. В опублікованих роботах наявні дві групи напіваналітичних моделей. Перша група авторів досліджувала ефективність прямозубих передач, припускаючи, що коефіцієнт тертя постійний уздовж всієї поверхні контакту поверхонь тертя в будь-яких положеннях зубчастих коліс при їх обертанні. Проте вони мають ряд суттєвих недоліків. Прийнято, що коефіцієнт тертя постійний і заздалегідь відомий для кожної точки дотику пари зубців. Однак експериментальні дані для двох фрикційних дисків показують, що в умовах комбінованого контакту ковзання / кочення коефіцієнт тертя не постійний і на нього впливають безліч параметрів. Також ці моделі обмежувалися тільки прямозубими зубчастими колесами і не враховували багато факторів, які вносять значне ускладнення моделей. Друга група напіваналітичних моделей може розглядатися, як поліпшення моделей першої групи з постійним коефіцієнтом тертя. На сьогоднішній день моделі другої групи потенційно більш точні, ніж моделі першої групи. Точність опису за допомогою цих моделей обмежена точністю використовуваних в них емпіричних формул. Ці емпіричні формули не носять загальний характер і часто є функцією певних типів мастила, діючих температур, швидкісних і навантажувальних меж, чистоти поверхонь випробовуваних зразків, які, можливо, відрізняються від аналогічних параметрів реальних зубчастих коліс.

The analysis of researches concerning power losses owing to friction in gear pairs is carried out. It is established that the determination of the efficiency of gears uses three different approaches: direct measurement of power losses of real gears, contact-dynamic modeling based on real physical processes, analytical modeling of friction processes in gears based on empirical information about friction obtained on special friction machines. It is established that the values of friction forces between the connected teeth are largely determined by hydrodynamic (elastohydrodynamic) phenomena in the contact zone. The analysis of works showed that the contact between the surfaces of the connected teeth is characterized by large deformations, high contact stresses and the presence of a film of lubricant, which in turn is characterized by its viscosity. To date, the effect of sliding in the direction of the line of contact of the teeth on the coefficient of friction and lubrication conditions are insufficiently studied. There are two groups of semi-analytical models in the published works. The first group of authors investigated the efficiency of spur gears, assuming that the coefficient of friction is constant along the entire contact surface of the friction surfaces in any position of the gears during their rotation. However, they have a number of significant disadvantages. It is assumed that the coefficient of friction is constant and known in advance for each point of contact of a pair of teeth. However, experimental data for two friction disks show that in the conditions of the combined sliding / rolling contact the coefficient of friction is not constant and is influenced by many parameters. Also, these models were limited to spur gears and did not take into account many factors that make a significant complication of the models. The second group of semi-analytical models can be considered as an improvement of the models of the first group with a constant coefficient of friction. To date, the models of the second group are potentially more accurate than the models of the first group. The accuracy of the description using these models is limited by the accuracy of the empirical formulas used in them. These empirical formulas are not general in nature and are often a function of certain types of lubricants, operating temperatures, speed and load limits, and surface cleanliness of test specimens, which may differ from similar parameters of real gears.