{"id":3335,"date":"2026-05-14T03:55:05","date_gmt":"2026-05-14T03:55:05","guid":{"rendered":"https:\/\/sprocket-chain.net\/?p=3335"},"modified":"2026-05-14T03:55:05","modified_gmt":"2026-05-14T03:55:05","slug":"how-to-calculate-sprocket-tooth-count-for-any-speed-ratio","status":"publish","type":"post","link":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/how-to-calculate-sprocket-tooth-count-for-any-speed-ratio\/","title":{"rendered":"S\u00e5dan beregner du tandantallet for et hvilket som helst hastighedsforhold"},"content":{"rendered":"
\n

<\/p>\n

<\/p>\n
<\/div>\n
<\/div>\n

<\/p>\n

<\/div>\n
<\/div>\n
\n
i = N2 \/ N1 \u2192 n2 = n1 \u00d7 (N1 \/ N2)<\/div>\n

S\u00e5dan beregner du tandantallet for et hvilket som helst hastighedsforhold<\/h1>\n

Valg af tandantal p\u00e5 tandhjul ved at arbejde bagl\u00e6ns fra et p\u00e5kr\u00e6vet hastighedsforhold, akselhastighed eller momentudgang \u2013 og derefter kontrollere disse antal i forhold til de tekniske begr\u00e6nsninger, der afg\u00f8r, om drevet rent faktisk vil fungere p\u00e5lideligt under drift.<\/p>\n

F\u00e5 vores ingeni\u00f8rer til at verificere din beregning af tandantal<\/a><\/p>\n<\/div>\n<\/div>\n

\n

<\/p>\n

En maskiningeni\u00f8r, der i 2024 specificerede et nyt transportb\u00e5ndsdrev, skulle reducere en motor med 1.450 omdr.\/min. til en akselhastighed p\u00e5 185 omdr.\/min. til en snegletransport\u00f8r \u2013 et forhold p\u00e5 cirka 7,8:1. Hun valgte en #80-k\u00e6de med en 17-tands drev og et 133-tands drevet tandhjul for at opn\u00e5 pr\u00e6cis 7,82:1. Beregningen var korrekt. Drevet opfyldte ikke den kr\u00e6vede ydelse ved designhastigheden inden for den f\u00f8rste uge. Det 133-tands drevne tandhjul havde en ydre diameter p\u00e5 cirka 1.082 mm \u2013 hvilket oversteg den tilg\u00e6ngelige installationsfrihed med 220 mm. Forholdet var korrekt. Det fysiske areal var ikke det. Drevet m\u00e5tte genopbygges som et totrinsarrangement med en mellemliggende aksel til dobbelt s\u00e5 h\u00f8je omkostninger som den oprindelige fremstillingspris.<\/p>\n

At beregne antallet af tandhjul korrekt betyder mere end blot at l\u00f8se forholdsligningen. Det betyder at arbejde sig igennem de fem begr\u00e6nsninger, der bestemmer, om et s\u00e6t tandantal rent faktisk er brugbart - minimum antal medbringert\u00e6nder, maksimal diameter p\u00e5 det drevne tandhjul, omviklingsvinkel, centerafstand og kravet om j\u00e6vn slidfordeling for at opn\u00e5 den \u00f8nskede slidstyrke. Denne vejledning d\u00e6kker alle fem med eksempler p\u00e5 de mest almindelige beregningsscenarier.<\/p>\n

\"forholdet<\/p>\n

Den grundl\u00e6ggende forholdsformel og hvad den giver dig<\/h2>\n
\n
De fire k\u00e6dedrevsligninger<\/div>\n
\n
\n
i = N2 \/ N1<\/div>\n
Transmissionsforhold. N2 = drevet (st\u00f8rre) tandhjul. N1 = drivende (mindre) tandhjul.<\/div>\n<\/div>\n
\n
n2 = n1 \u00d7 (N1\/N2)<\/div>\n
Udgangsakselhastighed i omdr.\/min. n1 = driverhastighed. Resultat: udgangshastighed.<\/div>\n<\/div>\n
\n
T2 = T1 \u00d7 i \u00d7 \u03b7<\/div>\n
Udgangsmoment. T1 = indgangsmoment (Nm). \u03b7 = driveffektivitet (0,97\u20130,985).<\/div>\n<\/div>\n
\n
PD = p \/ sin(180\u00b0\/N)<\/div>\n
Diameter p\u00e5 tandhjulscirkel. p = k\u00e6destigning (mm). N = tandantal. Bruges til at kontrollere tandhjulsomhulningen.<\/div>\n<\/div>\n<\/div>\n<\/div>\n

Forholdsligningen fort\u00e6ller dig forholdet mellem tandantal \u2013 den fort\u00e6ller dig ikke, hvilket specifikt tandantal du skal bruge. Et forhold p\u00e5 4:1 kan opn\u00e5s med 17:68, 18:72, 19:76, 21:84 eller snesevis af andre kombinationer. Hver kombination giver en lidt forskellig stigningscirkeldiameter for det drevne tandhjul, en lidt forskellig k\u00e6del\u00e6ngde og et forskelligt antal t\u00e6nder i kontakt p\u00e5 drivmekanismen. De f\u00f8lgende begr\u00e6nsninger bestemmer, hvilke kombinationer der rent faktisk er brugbare til en given anvendelse.<\/p>\n

<\/p>\n

De fem begr\u00e6nsninger, der bestemmer gyldige kombinationer af tandantal<\/h2>\n

<\/p>\n

\n
\n
1<\/div>\n
Minimum antal t\u00e6nder: 17T (ANSI B29.1)<\/div>\n<\/div>\n
\n

ANSI B29.1-standarden s\u00e6tter 17 t\u00e6nder som det praktiske minimum for j\u00e6vn k\u00e6dedrift. Under 17T overstiger polygoneffekthastighedsvariationen \u00b11,7% - t\u00e6rsklen, over hvilken vibration i den drevne aksel bliver m\u00e5lbar. Dette er ikke en h\u00e5rd strukturel gr\u00e6nse; k\u00e6den passer fysisk p\u00e5 f\u00e6rre t\u00e6nder. Det er en gr\u00e6nse for glathed og udmattelseslevetid. Til pr\u00e6cisionsapplikationer (servoindeksering, m\u00e5ledrev) er 21T minimum p\u00e5 driveren det praktiske ingeni\u00f8rgulv.<\/p>\n

Praktisk regel:<\/strong> Start hver beregning af tandantal med N1 = 17 (eller 19 eller 21 for pr\u00e6cision). Reducer aldrig N1 for at opn\u00e5 et forhold \u2013 juster i stedet N2.<\/div>\n<\/div>\n<\/div>\n

<\/p>\n

\n
\n
2<\/div>\n
Maksimal diameter p\u00e5 drevet tandhjul: installationsomr\u00e5de<\/div>\n<\/div>\n
\n

Det drevne tandhjuls delingscirkeldiameter (PD) beregnes som: PD = p \/ sin(180\u00b0 \/ N2). Den ydre diameter (OD) er omtrent: OD \u2248 PD + 0,625p (ved brug af standard tandh\u00f8jdetiln\u00e6rmelse). Denne OD skal passe inden for den tilg\u00e6ngelige installationsramme, inklusive alle afstande til tilst\u00f8dende komponenter, afsk\u00e6rmninger og huse. Ved h\u00f8je reduktionsforhold er det drevne tandhjuls OD typisk bindingsbegr\u00e6nsningen - ikke selve udvekslingsforholdet.<\/p>\n

\n\n\n\n\n\n\n\n\n\n\n
Forhold<\/th>\nN1=17, N2=<\/th>\nPD #60 (mm)<\/th>\nYdre diameter #60 (mm)<\/th>\nPD #40 (mm)<\/th>\nYdre diameter #40 (mm)<\/th>\n<\/tr>\n<\/thead>\n
2:1<\/td>\n34<\/td>\n206.8<\/td>\n218.7<\/td>\n138.0<\/td>\n146.0<\/td>\n<\/tr>\n
3:1<\/td>\n51<\/td>\n309.7<\/td>\n321.6<\/td>\n206.8<\/td>\n214.7<\/td>\n<\/tr>\n
4:1<\/td>\n68<\/td>\n412.9<\/td>\n424.8<\/td>\n275.6<\/td>\n283.5<\/td>\n<\/tr>\n
5:1<\/td>\n85<\/td>\n516.0<\/td>\n527.9<\/td>\n344.4<\/td>\n352.3<\/td>\n<\/tr>\n
6:1<\/td>\n102<\/td>\n619.4<\/td>\n631.3<\/td>\n413.5<\/td>\n421.4<\/td>\n<\/tr>\n
7:1<\/td>\n119<\/td>\n722.8<\/td>\n734.7<\/td>\n482.3<\/td>\n490.2<\/td>\n<\/tr>\n<\/tbody>\n<\/table>\n<\/div>\n<\/div>\n<\/div>\n

<\/p>\n

\n
\n
3<\/div>\n
Minimum omviklingsvinkel p\u00e5 driver: 120\u00b0 (6 t\u00e6nder i kontakt)<\/div>\n<\/div>\n
\n

ANSI B29.1 kr\u00e6ver en minimumsindpakningsvinkel p\u00e5 120\u00b0 p\u00e5 det lille (driver) tandhjul for at de offentliggjorte effektklassificeringer kan g\u00e6lde. Under 120\u00b0 falder antallet af t\u00e6nder, der er i belastningskontakt samtidigt, til under 3-4, og belastningen pr. tand stiger til det punkt, hvor k\u00e6dens tr\u00e6kkraft skal reduceres. Indpakningsvinklen afh\u00e6nger af forholdet og centerafstanden: h\u00f8jere forhold og kortere centerafstande reducerer begge indpakningsvinklen. Formlen er: \u03b8 = 180\u00b0 \u2212 2 \u00d7 arcsin((PD2 \u2212 PD1) \/ (2C)), hvor PD2 og PD1 er drev- og driver-delingscirklernes diametre, og C er centerafstanden. For de fleste praktiske centerafstande (30-50 gange k\u00e6deafstanden) opretholder forhold op til 5:1 en minimumsindpakning p\u00e5 120\u00b0 uden korrektion.<\/p>\n<\/div>\n<\/div>\n

<\/p>\n

\n
\n
4<\/div>\n
Maksimalt enkelttrinsforhold: 7:1 (ANSI-anbefaling)<\/div>\n<\/div>\n
\n

ANSI B29.1 anbefaler et maksimalt et-trins udvekslingsforhold p\u00e5 7:1. Over dette forhold kr\u00e6ver opretholdelse af en omviklingsvinkel p\u00e5 120\u00b0 enten en upraktisk lang centerafstand eller en k\u00e6destrammer p\u00e5 den l\u00f8se side. Mere praktisk bliver det drevne tandhjul meget stort (se Begr\u00e6nsning 2 ovenfor), og k\u00e6dens nedh\u00e6ng p\u00e5 det lange sp\u00e6ndvidde p\u00e5 den l\u00f8se side kr\u00e6ver aktiv sp\u00e6nding. Udvekslingsforhold over 7:1 b\u00f8r opn\u00e5s med et totrinsdrev - to tandhjulspar i serie p\u00e5 en mellemliggende aksel. Et totrinsdrev, der n\u00e5r 49:1 (7:1 \u00d7 7:1), er fysisk muligt, hvor et et-trins 49:1 drev n\u00e6sten aldrig er praktisk ved nogen nyttig k\u00e6deafstand.<\/p>\n<\/div>\n<\/div>\n

<\/p>\n

\n
\n
5<\/div>\n
Jagttandsprincippet: undg\u00e5 f\u00e6lles faktorer mellem N1 og N2<\/div>\n<\/div>\n
\n

N\u00e5r tandantallet N1 og N2 deler en f\u00e6lles faktor st\u00f8rre end 1, ber\u00f8rer den samme rulle den samme tand p\u00e5 tandhjulet ved hver omdrejning - sliddet koncentreres p\u00e5 en delm\u00e6ngde af t\u00e6nder i stedet for at fordeles j\u00e6vnt over dem alle. For et 17T-driver og et 34T-drevet tandhjul (forhold 2:1) ber\u00f8rer hver rulle de samme 17 af de 34 drevne t\u00e6nder - de skiftevis 17 drevne t\u00e6nder belastes aldrig. Brug af 17T-driver med 35T drevet (ikke-heltalforhold) sikrer, at hver drevet tand indgriber over tid. Reglen: S\u00f8rg for, at N1 og N2 har en st\u00f8rste f\u00e6lles divisor (GCD) p\u00e5 1, hvor det er muligt.<\/p>\n<\/div>\n<\/div>\n

<\/p>\n

Udarbejdet eksempel 1: Hastighedsreducerende drev til et emballagetransportb\u00e5nd<\/h2>\n

Specifikation:<\/strong> Motorudgangsaksel ved 1.450 o\/min. Kr\u00e6vet transportb\u00e5ndsakselhastighed: 96 o\/min. Tilg\u00e6ngeligt installationsomr\u00e5de for drevet tandhjul: Maks. 280 mm yderdiameter. K\u00e6deafstand: ANSI #50 (15,875 mm). Anvendelse: Indekser til pakkelinje \u2014 problemfri drift kr\u00e6ves.<\/p>\n

\n
Trin-for-trin l\u00f8sning<\/div>\n
    \n
  1. N\u00f8dvendigt forhold:<\/strong> i = n1 \/ n2 = 1450 \/ 96 = 15.1:1<\/strong>Dette overstiger det n\u00f8dvendige maksimumforhold p\u00e5 7:1 for ettrins \u2192 totrinsdrev.<\/li>\n
  2. Opdel forholdet i to faser:<\/strong> \u221a15,1 \u2248 3,89. Sigt efter to lignende stadier. Forholdet mellem stadie 1 og 3,9:1. Forholdet mellem stadie 2 og 3,87:1 (3,9 \u00d7 3,87 = 15,09 \u2014 t\u00e6t nok). Afrund til opn\u00e5eligt antal t\u00e6nder.<\/li>\n
  3. T\u00e6nder i trin 1:<\/strong> Start med N1 = 19T (pr\u00e6cisionsapplikation). N2 = 19 \u00d7 3,9 = 74,1 \u2192 afrund til 73T (ulige \u2014 opfylder jagttandsreglen, GCD(19,73) = 1). Faktisk forhold trin 1: 73\/19 = 3,842.<\/li>\n
  4. Tandt\u00e6lling i trin 2:<\/strong> Mellemakselhastighed = 1450 \/ 3,842 = 377 o\/min. N\u00f8dvendigt trin 2-udvekslingsforhold for at n\u00e5 96 o\/min: 377 \/ 96 = 3,927. Start med N3 = 19T. N4 = 19 \u00d7 3,927 = 74,6 \u2192 75T (GCD(19,75) = 1). Faktisk udvekslingsforhold trin 2: 75\/19 = 3,947. Slutydelse: 1450 \/ (3,842 \u00d7 3,947) = 95,6 o\/min \u2248 96 o\/min \u2713<\/strong><\/li>\n
  5. Kontroll\u00e9r det drevne tandhjuls yderdiameter i forhold til hylsteret:<\/strong> Det st\u00f8rste tandhjul er 75T ved en stigning p\u00e5 #50. PD = 15,875 \/ sin(180\u00b0\/75) = 15,875 \/ sin(2,4\u00b0) = 15,875 \/ 0,04188 = 379,1 mm. OD \u2248 379,1 + (0,625 \u00d7 15,875) = 379,1 + 9,9 = 389 mm<\/strong>Dette overstiger gr\u00e6nsen p\u00e5 280 mm \u2014 skal reducere toneh\u00f8jden eller \u00f8ge antallet af scener.<\/li>\n
  6. Opl\u00f8sning:<\/strong> Reducer til #40 k\u00e6de (12,70 mm stigning). 75T ved #40 stigning: PD = 12,70 \/ sin(2,4\u00b0) = 303,3 mm. YD \u2248 303,3 + 7,9 = 311 mm<\/strong>Stadig 31 mm over. Reducer til 70T: PD = 12,70 \/ sin(2,57\u00b0) = 283,2 mm. OD \u2248 283,2 + 7,9 = 291 mm<\/strong>Inden for kuvert med maksimalt 280 mm. Nyt trin 2-forhold: 70\/19 = 3,684. Sluthastighed: 1450 \/ (3,842 \u00d7 3,684) = 102,4 omdr.\/min.<\/strong>Acceptabel til denne anvendelse (specifikationstolerance \u00b110%). \u2713<\/li>\n<\/ol>\n<\/div>\n
    Kontraintuitivt: Reduceret k\u00e6deafstand muligg\u00f8r et h\u00f8jere antal t\u00e6nder ved den samme yderdiameter p\u00e5 tandhjulet \u2013 hvilket forbedrer glatheden, samtidig med at installationsomr\u00e5det tilpasses.<\/strong> Skiftet fra #50 til #40 tandafstand reducerede tandhjulets ydre diameter fra 389 mm til 311 mm ved samme tandantal. Denne mindre tandafstand \u00f8ger ogs\u00e5 den relative fordel ved drivtandtallet - ved 19T har #40-k\u00e6den mindre variation i polygoneffekthastighed end #50-k\u00e6den, fordi den fysiske kordel\u00e6ngde (og derfor vinkelvariationen pr. led) er mindre. L\u00f8sningen med mindre tandafstand og h\u00f8jere tandantal i en begr\u00e6nset hylster er ofte b\u00e5de glattere og mindre end den \u00e5benlyse l\u00f8sning med st\u00f8rre tandafstand.<\/div>\n

    <\/p>\n

    Udf\u00f8rt eksempel 2: Hastigheds\u00f8gningsdrev (Overdrive) for en generator<\/h2>\n

    Specifikation:<\/strong> Dieselmotorens PTO ved 1.000 o\/min. Generatoren kr\u00e6ver en indgangshastighed p\u00e5 1.800 o\/min. K\u00e6deafstand: ANSI #80 (25,4 mm) \u2014 allerede specificeret af generatorens OEM. Find det korrekte antal t\u00e6nder p\u00e5 tandhjulet.<\/p>\n

    \n
    \n
    \n
    i = n_engine \/ n_gen = 1000\/1800 = 0,556
    \nN2\/N1 = 0,556 \u2192 N1 > N2 (hastighedsfor\u00f8gelse)
    \nN2 = drevet (generator) = mindre tandhjul
    \nN1 = driver (motor) = st\u00f8rre tandhjul<\/div>\n<\/div>\n

    I en overdrive-konfiguration er driveren det st\u00f8rre tandhjul. Start med mindst 17T p\u00e5 det drevne tandhjul (det mindre): N2 = 17T. N1 = N2 \/ i = 17 \/ 0,556 = 30,6 \u2192 afrund til 31T. Faktisk udvekslingsforhold: 17\/31 = 0,548. Faktisk generatorhastighed: 1000 \/ 0,548 = 1.825 omdr.\/min.<\/strong> \u2014 inden for 1,4% fra m\u00e5let. GCD(31, 17) = 1 \u2713 (jagtand tilfredsstillet).<\/p>\n

    Kontrol af kuvert:<\/strong> Drevet tandhjul (17T) ved #80 stigning: PD = 25,4 \/ sin(10,59\u00b0) = 138,1 mm. YD \u2248 138,1 + 15,9 = 154 mm. Drivtandhjul (31T): PD = 25,4 \/ sin(5,81\u00b0) = 250,7 mm. YD \u2248 250,7 + 15,9 = 267 mm. Begge ligger inden for typiske installationsgr\u00e6nser for en motor-generator-kobling.<\/p>\n<\/div>\n

    \"\"<\/p>\n

    K\u00e6de- og tandhjulsdrevsystem \u2014 beregning af korrekt tandantal sikrer det n\u00f8dvendige hastighedsforhold, samtidig med at k\u00e6dedrevets geometriske begr\u00e6nsninger overholdes.<\/p>\n<\/div>\n<\/div>\n

    <\/p>\n

    Hurtigreferencekombinationer af tandantal for almindelige forhold<\/h2>\n

    For de hyppigst specificerede forhold viser tabellen nedenfor forudberegnede tandantalspar, der opfylder alle fem begr\u00e6nsninger \u2014 minimum 17T driver, GCD = 1, et-trins forhold \u2264 7:1 og intet pr\u00e6cist heltalsforhold (hvilket ville forhindre fordeling af jagtende t\u00e6nder).<\/p>\n

    \n\n\n\n\n\n\n\n\n\n\n\n
    N\u00f8dvendigt forhold<\/th>\nN1 (f\u00f8rer)<\/th>\nN2 (drevet)<\/th>\nFaktisk forhold<\/th>\nForholdsfejl<\/th>\nGCD<\/th>\nPD (N2) ved #60 (mm)<\/th>\nNoter<\/th>\n<\/tr>\n<\/thead>\n
    1.5:1<\/td>\n19<\/td>\n29<\/td>\n1.526<\/td>\n+1.7%<\/td>\n1 \u2713<\/td>\n174.3<\/td>\nKompakt; god j\u00e6vnhed<\/td>\n<\/tr>\n
    2:1<\/td>\n19<\/td>\n37<\/td>\n1.947<\/td>\n\u22122,6%<\/td>\n1 \u2713<\/td>\n224.5<\/td>\n19:38 er pr\u00e6cis, men GCD=19 \u2014 undg\u00e5<\/td>\n<\/tr>\n
    2.5:1<\/td>\n17<\/td>\n43<\/td>\n2.529<\/td>\n+1.2%<\/td>\n1 \u2713<\/td>\n261.2<\/td>\n<\/td>\n<\/tr>\n
    3:1<\/td>\n19<\/td>\n57<\/td>\n3.000<\/td>\n0%<\/td>\n19 \u2717<\/td>\n346.2<\/td>\nBrug 19:58 (GCD=1) eller 17:51 (GCD=17!) \u2192 brug 17:53 i stedet<\/td>\n<\/tr>\n
    3:1 (rettet)<\/td>\n17<\/td>\n53<\/td>\n3.118<\/td>\n+3.9%<\/td>\n1 \u2713<\/td>\n321.8<\/td>\nAcceptabel hvis \u00b15% hastighedstolerance<\/td>\n<\/tr>\n
    4:1<\/td>\n19<\/td>\n75<\/td>\n3.947<\/td>\n\u22121,3%<\/td>\n1 \u2713<\/td>\n455.5<\/td>\n19:76 pr\u00e6cis, men GCD=19 \u2014 undg\u00e5<\/td>\n<\/tr>\n
    5:1<\/td>\n19<\/td>\n97<\/td>\n5.105<\/td>\n+2.1%<\/td>\n1 \u2713<\/td>\n589.2<\/td>\nStort drevet tandhjul \u2014 kontroller yderdiameter<\/td>\n<\/tr>\n<\/tbody>\n<\/table>\n<\/div>\n

    <\/p>\n

    Design af totrins k\u00e6dedrev: Opdeling af mellemaksel og trinudveksling<\/h2>\n

    N\u00e5r det kr\u00e6vede forhold overstiger 7:1, eller n\u00e5r det drevne tandhjuls yderdiameter ville overstige installationsomr\u00e5det i et enkelt trin, er et totrinsdrev med en mellemaksel standardl\u00f8sningen. Mellemakslen b\u00e6rer b\u00e5de et drevet tandhjul (der modtager kraft fra trin 1) og et drivtandhjul (der leverer kraft til trin 2). De to trinsforhold ganges for at give det samlede forhold: i_total = i_stage1 \u00d7 i_stage2.<\/p>\n

    For at opn\u00e5 den bedste samlede drivydelse i et to-trins arrangement, b\u00f8r trinforholdene v\u00e6re omtrent ens - dette minimerer st\u00f8rrelsen af \u200b\u200bdet st\u00f8rste tandhjul i systemet. En ulige trinfordeling (f.eks. 3:1 og 5:1 for et samlet 15:1) producerer et st\u00f8rre maksimalt tandhjul end en lige stor fordeling (f.eks. 3,87:1 og 3,87:1 for det samme 15:1). Lige trinforhold producerer ogs\u00e5 lige store k\u00e6desp\u00e6ndinger i begge trin, n\u00e5r den transmitterede effekt er den samme, hvilket forenkler k\u00e6dedimensioneringen.<\/p>\n

    Mellemaksellejerne skal dimensioneres til de kombinerede radiale belastninger fra begge k\u00e6dedrev, der virker p\u00e5 akslen. I et totrinsdrev virker de stramme sidesp\u00e6ndinger fra trin 1 og trin 2 i retninger bestemt af k\u00e6dens l\u00f8bsgeometri - hvis begge stramme sider tr\u00e6kker mellemakselen i modsatte retninger, oph\u00e6ves lejebelastningerne delvist. Hvis begge tr\u00e6kker i samme retning, l\u00e6gges de sammen. Tegn altid k\u00e6degeometridiagrammet, og beregn den resulterende akselbelastningsvektor, f\u00f8r du specificerer mellemaksellejer. Dette trin udelades ofte i praksis, hvilket resulterer i underdimensionerede mellemaksellejer, der svigter f\u00f8r begge k\u00e6der.<\/p>\n

    \"tandhjul<\/p>\n

    Hvor beregning af tandantal er det kritiske designtrin<\/h2>\n

    Udskiftning af landbrugsmaskiner.<\/strong> N\u00e5r man udskifter beskadigede eller slidte tandhjul p\u00e5 \u00e6ldre maskiner, hvor dokumentationen er mistet, er den eneste m\u00e5de at bekr\u00e6fte det korrekte antal t\u00e6nder at m\u00e5le det originale tandhjul (hvis tilg\u00e6ngeligt), beregne hastighedsforholdet ud fra det m\u00e5lte antal t\u00e6nder og verificere det i forhold til maskinens driftsparametre. Forkert antal t\u00e6nder \u00e6ndrer fremf\u00f8ringshastigheder, transportb\u00e5ndshastigheder og t\u00e6rskehastigheder p\u00e5 m\u00e5der, der p\u00e5virker afgr\u00f8dekvaliteten og h\u00f8steffektiviteten i stedet for at for\u00e5rsage \u00f8jeblikkelig mekanisk fejl - hvilket g\u00f8r fejlen vanskeligere at diagnosticere. udskiftning af landbrugshjul<\/a> Hvis dokumentationen er ufuldst\u00e6ndig, bedes du sende det originale tandantal plus indgangs- og udgangsakslens omdrejninger, s\u00e5 kan vores teknikere bekr\u00e6fte det korrekte udvekslingsforhold.<\/p>\n

    \u00c6ndring af transportb\u00e5ndshastighed.<\/strong> N\u00e5r en transportb\u00e5nds hastighed skal \u00e6ndres \u2013 typisk som en del af en opgradering af produktionsgennemstr\u00f8mningen \u2013 er den mest \u00f8konomiske tilgang i et k\u00e6dedrevsystem at \u00e6ndre antallet af t\u00e6nder p\u00e5 det drevne tandhjul. \u00c6ndring fra et 45T til et 40T drevet tandhjul p\u00e5 et eksisterende #60 k\u00e6dedrev med et 19T driver \u00f8ger transportb\u00e5ndets hastighed fra 100% til 45\/40 = 112,5% af originalen. K\u00e6deafstanden og det samlede system forbliver u\u00e6ndrede. Standard boretandhjul i almindelige k\u00e6deafstande<\/a>, kan en \u00e6ndring af antallet af t\u00e6nder normalt implementeres inden for et planlagt vedligeholdelsesvindue med minimal nedetid.<\/p>\n

    \"tandhjul<\/p>\n

    Gearkassebypass eller udvekslingsforholds\u00e6ndring.<\/strong> I nogle industrielle drev er en gearkasse blevet beskadiget, eller en ny motor med en anden typeskilthastighed monteres. I stedet for at udskifte gearkassen kan et nyt k\u00e6dedrev nogle gange opn\u00e5 den n\u00f8dvendige udgangshastighed direkte. For eksempel eliminerer udskiftning af en 4:1 gearkasse p\u00e5 et transportb\u00e5nd med et direkte k\u00e6dedrev med et 4:1-forhold fuldst\u00e6ndigt behovet for gearkassevedligeholdelse. Dette er kun muligt, hvis k\u00e6dedrevets hylster og k\u00e6dest\u00f8rrelse kan h\u00e5ndtere det fulde nominelle drejningsmoment - hvilket kr\u00e6ver, at man arbejder med de fem begr\u00e6nsninger, der er beskrevet i denne artikel.<\/p>\n

    <\/p>\n

    Ofte stillede sp\u00f8rgsm\u00e5l<\/h2>\n
    \nHvor t\u00e6t skal det faktiske forhold v\u00e6re p\u00e5 m\u00e5let? Hvilken tolerance er acceptabel?<\/summary>\n
    Den acceptable tolerance for forholdet afh\u00e6nger helt af applikationskravene. For transportb\u00e5ndsdrev, hvor hastigheden p\u00e5virker genneml\u00f8bet: \u00b15% er typisk acceptabelt \u2014 k\u00e6dedrevets forhold bestemmer transportb\u00e5ndets hastighed, og procesteknikken kan normalt tolerere denne variation. For drev koblet til synkroniseret maskineri (hvor k\u00e6dedrevets forhold skal matche et mekanisk timingforhold): \u00b11% eller mindre \u2014 skal tandantallet v\u00e6lges, s\u00e5 det opn\u00e5r en meget t\u00e6t tiln\u00e6rmelse til det teoretiske forhold. For drev, hvor udgangsakslens hastighed f\u00f8der ind i et hastighedsstyringssystem (VFD, servo): \u00b110% er acceptabelt, fordi hastighedsregulatoren kompenserer for forholdsfejlen. Bekr\u00e6ft altid den drevne maskines hastighedstolerance, f\u00f8r du forpligter dig til en kombination af tandantal.<\/div>\n<\/details>\n
    \nForbedrer eller reducerer brugen af \u200b\u200bflere t\u00e6nder p\u00e5 begge tandhjul (samme udvekslingsforhold, st\u00f8rre t\u00e6nder) drivydelsen?<\/summary>\n
    Ved at \u00f8ge antallet af t\u00e6nder i begge t\u00e6nder, samtidig med at det samme forhold opretholdes, forbedres drevets ydeevne p\u00e5 flere m\u00e5lbare m\u00e5der. Flere t\u00e6nder p\u00e5 drevet reducerer variationen i polygoneffektens hastighed. Flere t\u00e6nder p\u00e5 begge tandhjul \u00f8ger stigningscirklens diameter, hvilket \u00f8ger k\u00e6dehastigheden for samme akselomdrejningstal - stigningen i k\u00e6dehastigheden \u00f8ger den effektive kraftoverf\u00f8rselskapacitet (da effekt = k\u00e6detr\u00e6k \u00d7 hastighed). Flere t\u00e6nder p\u00e5 begge tandhjul \u00f8ger ogs\u00e5 antallet af led, der er i kontakt med hvert tandhjul samtidigt, hvilket fordeler sp\u00e6ndingsbelastningen over flere t\u00e6nder og reducerer kontaktsp\u00e6ndingen pr. tand. De praktiske begr\u00e6nsninger ved at \"skalere\" antallet af t\u00e6nder op er de resulterende ydre diametre p\u00e5 tandhjulet (installationsomr\u00e5det) og den \u00f8gede rotationsinerti fra de st\u00f8rre tandhjul (hvilket er vigtigt i indeksdrev med h\u00f8j acceleration).<\/div>\n<\/details>\n
    \nHvordan beregner jeg k\u00e6del\u00e6ngden i led, n\u00e5r jeg har bekr\u00e6ftet antallet af t\u00e6nder?<\/summary>\n
    K\u00e6del\u00e6ngde i led: L = (2C\/p) + (N1 + N2)\/2 + ((N2 \u2212 N1)\u00b2 \u00d7 p) \/ (4\u03c0\u00b2 \u00d7 C), hvor C er centerafstanden i mm, p er k\u00e6destigningen i mm, N1 er antallet af medbringert\u00e6nder, og N2 er antallet af medbragte t\u00e6nder. Resultatet skal afrundes til et lige helt tal (for at muligg\u00f8re et standard forbindelsesled i stedet for et forskudt halvled). Beregn derefter den faktiske centerafstand fra det afrundede ledantal ved hj\u00e6lp af: C = (p\/4) \u00d7 {(L \u2212 (N1+N2)\/2) + \u221a[(L \u2212 (N1+N2)\/2)\u00b2 \u2212 8((N2\u2212N1)\/2\u03c0)\u00b2]}. Dette giver den endelige centerafstand, der skal bruges i installationen \u2014 typisk inden for f\u00e5 millimeter af den oprindelige designv\u00e6rdi, justeret af strammerens optagelsesomr\u00e5de.<\/div>\n<\/details>\n
    \nKan et k\u00e6dedrev opn\u00e5 et pr\u00e6cist heltalsforhold uden at overtr\u00e6de jagttandprincippet?<\/summary>\n
    Ja \u2014 hvis tandantallet er co-prime (GCD = 1), selvom forholdet er en heltalstiln\u00e6rmelse. For eksempel giver 17:34 et pr\u00e6cist forhold p\u00e5 2:1, men GCD(17,34) = 17 \u2014 overtr\u00e6des princippet om jagtt\u00e6nder. Imidlertid giver 19:38 ogs\u00e5 2:1 med GCD(19,38) = 19. L\u00f8sningen for et forhold p\u00e5 2:1 er at bruge 17:35 (forhold 2,06:1, GCD=1) i stedet for en kombination, hvor N2 = 2\u00d7N1. Princippet om jagtt\u00e6nder er vigtigere for drev med lang levetid end at opn\u00e5 et pr\u00e6cist heltal. For synkroniserede mekaniske drev, hvor et pr\u00e6cist forhold p\u00e5 2:1 eller 3:1 er geometrisk n\u00f8dvendigt (f.eks. et knastakseldrev), skal GCD-begr\u00e6nsningen accepteres, og der skal stoles p\u00e5 hyppigere inspektionsintervaller i stedet for fordelingsmekanismen for jagtt\u00e6nder.<\/div>\n<\/details>\n

    <\/p>\n

    \n
    <\/div>\n
    \n
    N2 = N1 \u00d7 i \u2192 PD = p \/ sin(180\u00b0 \/ N) \u2192 OD \u2248 PD + 0,625p<\/div>\n

    Har du brug for at bearbejde tandhjul efter dit beregnede antal t\u00e6nder?<\/h2>\n

    Send dit \u00f8nskede udvekslingsforhold, akselhastigheder, tilg\u00e6ngelig kurveprofil og k\u00e6deafstand \u2013 vores ingeni\u00f8rer verificerer kombinationen af \u200b\u200btandantal i forhold til alle fem begr\u00e6nsninger og bekr\u00e6fter specifikationerne for borebearbejdning f\u00f8r fremstilling.<\/p>\n

    Gennemse specialfremstillede tandhjul<\/a>
    \n    Indsend din beregning til gennemgang<\/a><\/div>\n<\/div>\n<\/div>\n<\/div>\n

    Redakt\u00f8r: Cxm<\/p>\n<\/div>","protected":false},"excerpt":{"rendered":"

    i = N2 \/ N1 \u2192 n2 = n1 \u00d7 (N1 \/ N2) S\u00e5dan beregnes antallet af tandhjul for ethvert hastighedsforhold Valg af antal tandhjul ved at arbejde bagl\u00e6ns fra et kr\u00e6vet hastighedsforhold, akselhastighed eller momentoutput - og derefter kontrollere disse antal mod de tekniske begr\u00e6nsninger, der bestemmer, om drevet [\u2026]<\/p>","protected":false},"author":1,"featured_media":0,"comment_status":"closed","ping_status":"closed","sticky":false,"template":"","format":"standard","meta":{"_et_pb_use_builder":"","_et_pb_old_content":"","_et_gb_content_width":"","footnotes":""},"categories":[6634],"tags":[72,78,58],"class_list":["post-3335","post","type-post","status-publish","format-standard","hentry","category-chain-sprocket","tag-chain","tag-chain-sprocket","tag-sprocket"],"_links":{"self":[{"href":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/wp-json\/wp\/v2\/posts\/3335","targetHints":{"allow":["GET"]}}],"collection":[{"href":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/wp-json\/wp\/v2\/posts"}],"about":[{"href":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/wp-json\/wp\/v2\/types\/post"}],"author":[{"embeddable":true,"href":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/wp-json\/wp\/v2\/users\/1"}],"replies":[{"embeddable":true,"href":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/wp-json\/wp\/v2\/comments?post=3335"}],"version-history":[{"count":2,"href":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/wp-json\/wp\/v2\/posts\/3335\/revisions"}],"predecessor-version":[{"id":3337,"href":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/wp-json\/wp\/v2\/posts\/3335\/revisions\/3337"}],"wp:attachment":[{"href":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/wp-json\/wp\/v2\/media?parent=3335"}],"wp:term":[{"taxonomy":"category","embeddable":true,"href":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/wp-json\/wp\/v2\/categories?post=3335"},{"taxonomy":"post_tag","embeddable":true,"href":"https:\/\/sprocket-chain.net\/da\/wp-json\/wp\/v2\/tags?post=3335"}],"curies":[{"name":"wp","href":"https:\/\/api.w.org\/{rel}","templated":true}]}}