Теоретическая часть. Коэффициент полезного действия (КПД) представляет собой энергетический параметр машины, или узла, определяемый через отношение работы (А) на выходе к энергии
Коэффициент полезного действия (КПД) представляет собой энергетический параметр машины, или узла, определяемый через отношение работы (А) на выходе к энергии (Е) на входе системы (рис. 8.1).
(8.1)
Рис. 8.1. Схема потока энергии в машине
Суммарный КПД машины в общем виде представляет собой сочетание hТ – теплового; hМ – механического; hд – движения. Например, для автомобиля полный КПД будет равен
, (8.2)
где А – работа по перемещению транспортного средства;
Е – внутренняя энергия полного сжигания топлива;
Адв – работа на выходном валу двигателя;
АТр – механическая энергия, подведенная к двигателю.
Для механизмов и узлов, не содержащих двигательных устройств, преимущественно используют понятие механического КПД, под которым понимают отношение абсолютной величины работы сил производственных сопротивлений к работе движущих сил за время установившегося движения
, (8.3)
где Wпс – работа сил производственных сопротивлений;
Wвс – работа сил вредных сопротивлений;
Wдс – работа движущих сил;
Y - коэффициент потерь.
Коэффициент потерь в редукторе определить по формуле:
Y=Yз+Yг+Yп , (8.4)
где Yз - учитывает потери в зацеплении;
Yг - гидромеханические потери на разбрызгивание смазки в картере редуктора;
Yп – потери в подшипниках уплотнения.
Формулу (3) можно представить в виде
. (8.5)
В механизмах с равномерно движущимися звеньями, работы Wпс и Wдс можно подсчитать за любое одинаковое время, а отношение этих работ может быть заменено отношением мощностей на входе и выходе т.е. КПД редуктора можно определить
h=N2/N1=1-Yз-Yг-Yп . (8.6)
Уравнение баланса мощности в редукторе будет иметь вид
N2=N1-N3-Nг-Nп , (8.7)
где N3 – мощность потерь в зацеплении;
Nг – мощность гидропотерь на перемешивание масла;
Nп – мощность потерь на трение в подшипниках и уплотнениях.
Коэффициент потерь и КПД в зацеплении червячной передачи определяется по формулам
; 
. (8.8)
При N1=Т1·w1 и N2 = Т2·w2; Nп=Тп·w1 ; Nг=Тг·w1 , получим
, (8.9)
где и = z2 / n1 – передаточное число червячной передачи; n1 – число заходов червяка; z2 – число зубьев червячного колеса; Т1, Т2 – крутящие моменты на валу червяка и червячного колеса; Тг - крутящий момент на валу червяка, определяемый гидромеханическими потерями на перемешивание смазки в редукторе на холостом ходу; Тп – крутящий момент, определяемый потерями в подшипниках и уплотнителях для одноступенчатых редукторов
Тп =N1·hп2.
Соответственно
Тп =Т1·hп2.
КПД одной пары подшипников и уплотнений можно принять
hп » 0,99,
соответственно
Y п » 0,01.
Для определения механического КПД зацепления червячного редуктора можно приближённо воспользоваться формулой для винтовых механизмов.
– при ведущем червяке;
– при ведущем червячном колесе;
где 
– угол подъема витков червяка,
n1 – число заходов червяка;
– коэффициент диаметра червяка,
– модуль червячного зацепления,
x – коэффициент смещения червячного колеса.
В случае самоторможения при ведущем колесе:
; при этом 
- 
= 0; 
= .
Тогда в самотормозящей передаче при ведущем червяке:
= 0,5.
В однозаходных червячных передачах при больших передаточных отношениях (свыше 70) КПД получается ниже 50%, и передача становится самотормозящей, т. е. передача вращения от колеса к червяку невозможна.
Передача с низким КПД для длительной работы с большой нагрузкой применять нецелесообразно, т. к. 50% мощности двигателя тратится на трение, переходя в тепло. Поэтому червячные передачи используются в авиации в качестве редукторов вспомогательных механизмов и приборов.
Значения 
и 
в зависимости от скорости скольжения витков червяка относительно зубьев колеса приведены на рис. 8.2. При этом скорость скольжения определяется по формуле
Vs = 
, (8.10)
где dw1 = m∙(q + 2x) – начальный диаметр червяка, мм; n1-частота вращения червяка, об/мин; Vs − скорость скольжения, м/с.
Рис. 8.2. Зависимость коэффициента трения и угла трения от
скорости скольжения в зацеплении
Истинный КПД всегда отличается от расчетного и может быть получен опытным путем с помощью динамометрирования конкретной машины.
Экспериментальный метод определения механического КПД, основанный на определении крутящих моментов на ведущем и ведомых валах, называется методом сквозного энергетического потока.
КПД редуктора можно определить по формуле (8.5), при этом значения составляющих КПД 
равны 0.99, а 
определяются обработкой результатов измерений с использованием формулы (8.9).
При этом необходимо учесть следующее:
1. КПД зависит от уровня нагрузки Т2 и имеет область оптимальных нагрузок с достаточно высоким КПД. Следует отметить, что при перегрузках с возможным выдавливанием смазки и металлический контакт КПД начинает падать из-за увеличения коэффициентов трения и потерь в зацеплении.
2. Потери на трении на холостом ходу и на перемешивании масла мало зависят от нагрузки, поэтому с уменьшением нагрузки их доля в балансе потерь возрастает, и КПД падает.