MASTA传动效率模块

MASTA传动效率模块
1.简介 (3)
2.系统模型和总传动效率分析 (4)
2.1计算方法总述 (4)
2.2计算样例：车辆前驱变速箱 (6)
2.3手工计算 (7)
2.4齿轮和轴承损耗的计算 (9)
2.5齿轮啮合功率损耗的适用范围 (14)
2.6行星轮系传动效率 (15)
2.6.1高速比复合行星轮系 (15)
2.6.2Ravigneaux变速箱 (20)
各种行星轮变速箱的手工计算验证 (23)
参考资料 (24)
A.ISO 14179 标准 (25)
A.1额定热功率 (25)
A.2发热量 (26)
A.3齿轮发热量 (26)
A.4圆柱齿轮发热量 (27)
A.4.1啮合功率损耗 (27)
A.4.2风阻和搅油损耗 (29)
A.5锥齿轮发热量 (30)
A.5.1啮合功率损耗 (30)
A.5.2风阻和搅油损耗 (33)
A.6蜗轮发热量 (33)
A.6.1啮合功率损耗 (33)
A.6.2风阻和搅油功率损耗 (34)
A.7轴承发热量 (35)
A.7.1与载荷有关的损耗 (35)
A.7.2与转速有关的损耗 (36)
A.7.3与转速有关的轴承密封件功率损耗 (36)
A.8油封发热量 (40)
A.9油泵发热量 (41)
A.10散热量 (41)
A.11修正额定热功率 (42)
1. 简介
本文主要阐述了MASTA传动效率模块的理论基础，并列举了一些验证实例。

众所周知，能源的价格上涨和环保要求的日益严格使得整车或整机的燃油经济性尤其重要，由于齿轮传动系统的效率（或称为功率损耗）直接影响燃油经济性，因而其重要性也愈发引人关注。

此外，高功率损耗产生的高热量和高温直接关系到传动系统的工作性能，并且对润滑条件的要求也会更高，从而增加成本。

本文分别从以下几个方面来阐述MASTA的传动效率计算：
1. MASTA系统模型用于计算传动系统总效率。

该计算基于MASTA的系统模
型，并包括各个零部件的损耗（目前考虑了齿轮和轴承的功率损耗）。

MASTA 和手工计算的结果对比详见实例。

2. 行星轮系的传动效率。

该部分给出了行星轮系的传动效率的计算实例，并详细
介绍了高功率循环现象及其对效率的影响。

3. 齿轮功率损耗，按照ISO14179[1] 标准对齿轮的功率损耗进行计算，包括齿轮
啮合时由受载引起的摩擦损耗及由转速引起的齿轮风阻损耗和搅动损耗。

4. 轴承功率损耗，依据ISO14179[1]对轴承的功率损耗进行计算。

2. 系统模型和总传动效率分析
图1 MASTA传动效率求解的流程图
2.1 计算方法总述
MASTA对总传动效率的计算是对MASTA系统变形分析的延伸，该计算流程如图1所示：
•由于不同受载和转速均会影响总效率，因此需要针对单个工况进行分析计算。

•静力学分析开始不考虑功率损耗，迭代计算所有零件的受载和转速。

•后续进行迭代，计算引起功率损耗的各个零件的阻力。

注意由于是迭代计算，因此功率损耗在整个系统中是串联层叠的，详见下述前驱变速箱样例中多啮合系统功率损耗的手工计算过程。

•零件功率损耗将依照ISO14179附录A进行计算。

目前MASTA中计算了最主要的由于齿轮啮合、气流和搅拌引起的齿轮功率损耗以及轴承损耗，并在计算时对齿轮和轴承均考虑了两种状况：受载损耗（通常有摩擦力，例如齿轮啮合损耗）和非受载时的旋转损耗（例如由齿轮转速决定的齿轮风阻损耗）。

•注意，行星轮系啮合时的功率损耗计算采用的以行星架为参照的功率流方案，即采用了决定摩擦损耗值的啮合齿轮的实际转速。

在复合行星轮系中，内循环功率可能会较高（相对于输入功率）从而导致总功率损耗高。

在 2.6部分给出了行星轮系的计算样例。

2.2 计算样例：车辆前驱变速箱
图2 5档前驱汽车变速箱设计注意：左图中的1档传动齿轮副高亮显示，右图中倒档传动齿轮副高亮显示。

在1-5档时功率通过两对齿轮啮合传递，而在倒档时，功率通过3对啮合传递
本部分以一个相对简单的前驱汽车变速箱（见图2）为例进行说明。

虽然这些计算十分简单，但其中重要的概念同样适用于更复杂的模型计算。

MASTA中的操作如下，设计完成后，选择模式，然后选择单一工况，将属性选项“Include Efficiency”选择为yes，则在运行系统变形分析时会包括效率分析。

分析结果包括总效率及各部分功率损耗的详细报告，如下图所示：
2.3 手工计算
在此以一个简单的手工计算来说明MASTA总传动效率的计算。

在该部分仅考虑齿轮啮合损耗，并且采用用户自定义效率值。

在方案设计阶段，经常采用99%的外啮合齿轮副效率。

后续介绍如何根据齿轮的几何参数计算啮合效率，以及如何考虑轴承的损耗。

如果我们假设所有齿轮啮合时的啮合效率相等且都等于，总传动效率为，那么在1到5档时，功率流通过两对齿轮啮合，总传动效率为：
而在倒档时，功率流通过三对齿轮啮合, 总传动效率为：
注意：该计算没有近似，并且假设系统中的损耗串联且按照图1的流程进行迭代计算。

简化计算中假设各损耗很小，总功率损耗为每对啮合的功率损耗之和（即忽略实际中第一处啮合效率对第二处啮合功率的影响），采用如下公式：
图3和4给出了一系列不同啮合效率的总系统效率计算的结果，可由此看出由MASTA完整模拟的计算结果与手工计算的结果非常相近。

而上述简化方法，当啮合效率较低时计算结果的误差很大。

图3前驱汽车变速箱中1-5档的传动效率与啮合效率关系图
图4前驱汽车变速箱中倒档的传动效率与啮合效率关系图
2.4 齿轮和轴承损耗的计算
本部分主要介绍在变速箱模型中包括齿轮和轴承损耗后的功率损耗和效率计算。

总功率损耗是考虑齿轮和轴承与载荷有关或无关的总损耗。

对上述前驱变速箱在不同的转速和扭矩下分析，检查不同损耗的相对影响。

为了满足ISO14179[1]中对受载和节线速度的适用条件，定义输入扭矩分别为20Nm、60Nm和100Nm，相应的输入转速为2000rpm、4000rpm和6000rpm。

Analysis Summary 20 Nm
2000rpm4000rpm6000rpm Iterations 11 11 11
Analysis Time (sec) 1.453 1.43 1.411
Power Convergence Accuracy (%) -0.23 -0.36 -0.47
Total Input Power (kW) 4.1888 8.3776 12.5664
Power Lost (kW) 0.1337 0.595 1.7275
Total System Efficiency (%) 97.04 93.26 86.73
表120Nm时的系统效率
Analysis Summary 60 Nm
2000rpm4000rpm6000rpm Iterations 10 10 10
Analysis Time (sec) 1.295 1.497 1.325
Power Convergence Accuracy (%) -0.08 -0.12 -0.16
Total Input Power (kW) 12.5664 25.1327 37.6991
Power Lost (kW) 0.2054 0.7105 1.8838
Total System Efficiency (%) 98.44 97.29 95.16
表2 60Nm时的系统效率
Analysis Summary 100 Nm
2000rpm4000rpm6000rpm Iterations 11 11 11
Analysis Time (sec) 1.414 1.423 1.431
Power Convergence Accuracy (%) -0.05 -0.07 -0.09
Total Input Power (kW) 20.944 41.8879 62.8319
Power Lost (kW) 0.2773 0.8333 2.0554
Total System Efficiency (%) 98.72 98.08 96.82
表3 100Nm时的系统效率
不同工况下总系统效率的计算结果如表1、2、3所示，结果显示在低载时，由于非工作受载时的齿轮和轴承的风阻损耗占整体输入功率的比率高，效率相对较低。

同样从结果中可看出：在任何受载时，效率会随着转速的增加而降低。

图5 输入扭矩20Nm，转速2000rpm, 4000rpm 及6000rpm时的轴承损耗、齿轮啮合和齿轮
风阻损耗占总功率损耗的百分比
图6 输入扭矩60Nm，转速2000rpm, 4000rpm 及6000rpm时的轴承损耗、齿轮啮合和齿轮
风阻损耗占总功率损耗的百分比
图7 输入扭矩100Nm，转速2000rpm, 4000rpm 及6000rpm时的轴承损耗、齿轮啮合和齿
轮风阻损耗占总功率损耗的百分比
齿轮风阻损耗取决于转速，因此如图5、6和7所示高转速时会导致高功率损耗。

工作受载时的齿轮啮合功率损耗同时受到转速和扭矩的影响，在受载较大时，贡献更大。

如图5、6和7所示，齿轮风阻损耗取决于齿轮转速的立方，在更高转速时，比啮合损耗更大。

另从图5、6、7中可确定：轴承损耗在总的功率损耗中的相对比例会随着载荷提高而提高，但随着转速增高而降低。

2.5 齿轮啮合功率损耗的适用范围
根据ISO14179[1]（见附录A），啮合功率损耗与啮合摩擦系数直接成比例，而该系数是受载强度和节线速度的函数。

如标准所述，当 1.4N/mm2≤受载强度≤14N/mm2并且2m/s≤节线速度≤25m/s时啮合摩擦系数的计算有效。

采用超出定义范围以外的数据所得的结果如图9和图10所示。

分别有两种状况：在采用推荐范围以下的值时，摩擦啮合系数增长迅速，从而很可能高估啮合损耗；采用推荐范围以上的值时，啮合摩擦系数降低缓慢，则可能低估啮合效率损耗。

目前，MASTA严格执行ISO定义的极限值，当超出极限值时用户需要直接输入啮合效率。

图8 摩擦啮合系数与受载强度曲线，蓝色线为适用范围
图9 摩擦啮合系数与节线速度曲线，蓝色线为适用范围
2.6 行星轮系传动效率
该部分介绍了功率循环的概念及其对复合行星轮系总传动效率的影响。

首先介绍了AGMA6123-B06[2]中所述的一种高速比复合行星轮排实例，随后以Ravigneaux变速箱为例来进行效率计算以对比在不同速比下的不同效率，最后一部分是MASTA对一系列不同行星轮系进行总效率计算的结果对比和分析。

2.6.1 高速比复合行星轮系
图10 用于高内功率循环计算的AGMA 6123-B06中的复合行星轮系的MASTA模型
模型
ANSI/AGMA6123—B06 第8部分中以一个复合行星排实例介绍了内功率循环及其总效率。

该实例是一个高速比复合行星轮系，其MASTA模型见图10所示，AGMA标准[2]中给出了该变速箱属性的详细参数，总体情况如下：
•输入至输出的总减速比为87：1
•有两级行星轮（以下分别称为输入和输出），通过共同的行星轮销轴连接两排行星轮
•输入部分包括太阳轮（输入）、行星轮及固定的齿圈。

输出行星排仅有行星轮和齿圈（输出）。

共用的行星轮销轴是自由转动，无功率输入/输出。

•例中工况采用的输出扭矩1130Nm和输入转速1000rpm。

在MASTA模型中也依照该工况进行分析。

功率流分析结果
图11 AGMA复合行星轮系的MASTA功率流分析结果
要理解功率内循环的含义和行星轮系功率流，首先要计算行星轮系啮合的功率传递。

MASTA的结果如图11所示，从图中可看出：
•输入总功率（输出总功率）为1.36KW
• MASTA中内部功率是以行星架为参照计算出的功率，即行星轮扭矩乘以行星轮转速。

• MASTA计算得到输出啮合的内部功率是12.24kW，这和AGAMA [2]中公式（24）中给出的手工计算结果一致。

• MASTA在输入行星轮/齿圈啮合和行星轮/太阳轮啮合处计算出的内部功率分别是13.44和 1.20，该结果与AGMA[2]中的公式（28）和（29）中的数值一致。

•因此，通过啮合的内部循环功率总额是12.24 + 13.44 - 1.20 = 24.48 kW ，该值远高于输入功率总额1.36kW。

图12 AGMA复合行星轮系中的功率流（如红线所示）
因此对于内部功率循环高的系统，即使齿轮啮合效率高，可以预计损耗会较高，变速箱效率会相对较低。

粗略计算一下，假设啮合效率为99%，则功率损耗为内部啮合总功率的1%，即26.88*0.01 = 0.2688 kW,。

总传动效率为100*(1.36-0.2688)/1.36 = 80%.。

下面给出整个效率分析计算的结果。

MASTA效率分析
表2给出在三种不同啮合效率下预计的总传动效率。

•注意在该计算中仅考虑齿轮啮合的效率损耗
•简化的手工计算与上部分末尾部分所述类似，不包括功率损耗的迭代计算。

•在损耗值低时，MASTA的结果与手工计算的结果非常近似，但在损耗值较高时，MASTA结果会稍高。

这是由于功率在第一处啮合后已有损耗，第二处的损耗要比不采用迭代计算的简化算法结果小一些。

AGMA Compound Planetary Transmission Efficiencies (%)
Mesh Efficiency Masta Simplified hand-calc
90.12
99.50 90.62
80.24
99.00 82.15
60.47
98.00 67.43
表四AGMA复合行星排变速箱的传动效率计算结果
2.6.2 Ravigneaux变速箱
Ravigneaux自动变速箱的效率随着所选档位的不同而变化较大。

这是由于每个档啮合数目和所产生的功率再循环值不同造成的，下面对每个速比下的总效率均采用MASTA计算与手工计算，并对结果进行对比。

手工计算
Ravigneaux变速箱的计算公式中采用转速和扭矩比来计算再循环功率，从而计算出啮合时的功率损耗。

每个速比下的总效率如下：
此处
内啮合齿轮的啮合效率
外啮合齿轮的啮合效率
齿圈齿数
小太阳轮齿数
大太阳轮齿数
Ravigneaux 变速箱总效率 (%)
啮合效率 (%) 0.990.980.95 0.9档位 Masta 公式 Masta公式 Masta公式 Masta 公式
1 97.01 97.0394.1294.1285.6485.74 72.73 72.90
2 97.67 97.7395.3895.4788.7488.86 78.45 78.29
3 100.00 100.00100.00100.00100.00100.00 100.00 100.00
4 99.33 99.3498.6798.6896.6796.7
5 93.33 93.67倒 98.01 98.0196.0496.0490.2590.25 81.00 81.00表5 MASTA计算的和采用公式计算的总效率
图13所有齿轮啮合效率为99%时Ravigneaux变速箱传动效率的计算结果
图14所有齿轮啮合效率为95%时Ravigneaux 变速箱传动效率的计算结果
各种行星轮变速箱的手工计算验证
图15 4种不同的行星轮变速箱MASTA模型：NGW型,WW型, NW型，NN型
MASTA的效率分析已采用了大量的行星轮模型进行了测试验证。

在该部分，我们给出部分相对标准的行星轮结构（如图15）的计算结果，这些结果与公式计算的验证情况如图16所示。

由此可知：
• MASTA计算结果和手工计算的结果吻合较好
•注意，应关注的可能是总效率低的区域，如2.6.1部分所述，这是内部循环功率高导致的。

•相反，总效率也可能高（相对单个啮合效率）。

此时内部循环功率相对输入功率较低，损耗低，相关内容，请参见AGMA标准[2]中8.2部分“增强性能”。

参考资料
[1] ISO/TR14179-1.Rating gear drives with thermal equilibrium at 95C sump
temperature. 2001.
[2] AGMA. Design Manual for Enclosed Epicyclic Gear Drives. 2006.
ANSI/AGMA 5123-B06.
A. ISO 14179 标准
ISO/TR 14179 [1]列出了“矿物油润滑的单级或多级齿轮传动系统中热传递功率”的计算方法。

对于给定的油池温度，基本额定热功率是保证系统散热量与发热量相等的情况下供应给系统的功率水平。

该方法包括了计算所有齿轮（圆柱齿轮、锥齿轮、准双曲面齿轮和蜗轮蜗杆），轴承，油泵和油封产生的热量。

其中大部分轴承发热及热损失的理论在DIN 732已有介绍，但这两个标准有明显区别。

A.1 额定热功率
额定热功率即对于给定的油池温度保证系统发热量与热损失相等的传递功率。

所产生的热量包括与载荷有关的损耗和与转速有关的损耗，与载荷有关的损耗是输入（传递）功率的函数。

(1)
已知
(2)
(3)
(4)
其中
传递给齿轮驱动的功率(kW)
: 系统中与载荷有关的损耗的总和(kW)
:系统中与转速有关的损耗的总和(kW)
:其中额定热功率(kW)
整体效率η，将齿轮驱动产生的功率与齿轮驱动传递功率相比，并按如下公式进行计算。

变换公式(14)并用公式(10)、(11)、(12)替换相应项，齿轮驱动中的额定热功率计算公式如下：
A.2 发热量
齿轮传动系中产生的热量按照系统中每个零件的功率损耗的总和来进行计算
•齿轮
•轴承（和密封件）
•油封
•油泵
A.3 齿轮发热量
一对齿轮副带来的总功率损耗包括与载荷有关的啮合损耗和与转速有关的风阻和搅油损失。

啮合损耗由啮合齿轮副间的滑动引起；而如果齿轮浸在油中则会由于润滑油的阻力而产生风阻和搅油损失。

(5)
其中，
各个齿轮副的功率损耗总和(kW)
啮合齿轮副与载荷有关的损耗(kW)
啮合齿轮副与转速有关的损耗(kW)
A.4 圆柱齿轮发热量
A.4.1 啮合功率损耗
按照ISO 14179标准，一对齿轮副的啮合功率损耗计算如下所示：
(6)
其中，
啮合功率损耗(kW)
小轮扭矩(Nm)
啮合摩擦系数
小轮转速(rpm)
螺旋角（弧度）
啮合机械利益
(7) 其中，
:端面工作压力角
啮入起点滑移率
啮出终点滑移率
其中：
速比
大轮外圆半径(mm)
大轮工作节圆半径(mm)
小轮外圆半径(mm)
小轮工作节圆半径(mm)
(8) 其中，
大轮齿数
小轮齿数
其中，
润滑油运动粘度(mm2s-1)
载荷强度(N/mm2)
切向节线速度(m s-1)
(9)
其中，
接触面宽度(mm)
注意，方程（22）仅当且
时才有效。

A.4.2 风阻和搅油损耗
对外圆表面光滑，轮盘端面光滑及齿面光滑的风阻和搅油功率损耗按下列公式计
算。

(10)
(11)
(12) 其中，
风阻及搅油功率损耗(kW)
粗糙度系数
零件的外径(mm)
布局常数
齿宽(mm)
零件长度(mm)
展成螺旋角(rad)
(13) 其中，
端面模数(mm)
标准规定布局常数应采用0.2。

螺旋角最小为10度，若螺旋角小于10度也采用10度。

A.5 锥齿轮发热量
A.5.1 啮合功率损耗
(14)
其中，
f m ：啮合摩擦系数
小轮扭矩(Nm)
小轮转速 (rpm)
中点螺旋角(rad)
啮合机械利益
(15) 其中，
端面压力角(rad)
啮入起点滑移率
啮出终点滑移率
其中，
当量齿轮速比
大轮齿宽中点处当量齿顶圆半径(mm)
大轮当量中点分度圆半径(mm)
小轮齿宽中点处当量齿顶圆半径(mm)
小轮当量中点分度圆半径(mm)
其中，
润滑油运动粘度(cst)
载荷强度(N/mm2)
切向节线速度(m/s)
(16)
大轮齿数
小轮齿数
接触面宽度(mm)
小轮中点分度圆半径(mm)
其中，
法向压力角(rad)
(17) 其中，
平均锥距(mm)
节圆半径(mm)
外锥距(mm)
分锥角(rad)
(18)
其中，
齿宽中点处的齿顶高系数(mm)
其中，
齿宽(mm)
大端的齿顶高系数(mm)
齿面角(rad)
A.5.2 风阻和搅油损耗
锥齿轮的风阻和搅油功率损耗的计算采用圆柱齿轮的计算公式(10)-(12)。

采用齿
轮的大端外径计算功率损耗，结果偏保守。

A.6 蜗轮发热量
A.6.1 啮合功率损耗
蜗轮功率损耗
(19)
啮合功率损耗(kW)
在蜗杆平均直径处的滑动速度(ms-1)
摩擦系数
蜗轮的切向齿面载荷(N)
在蜗杆平均直径处的导程角(rad)
蜗杆螺纹中点直径处的法向压力角(rad)
A.6.2 风阻和搅油功率损耗
ISO 14179 标准[1] 中没有定义蜗轮的风阻搅油损耗。

A.7 轴承发热量
轴承的总功率损耗包括与载荷有关的摩擦损耗和与转速有关的风阻损耗。

(20)其中，
单个轴承的功率总损耗(kW)
A.7.1 与载荷有关的损耗
(21)其中，
轴承与载荷有关的扭矩(Nm)
摩擦系数（见附录1&2）
轴承当量动载荷(N)（见表6）
轴承平均直径(mm)
(22)
轴承内径(mm)
轴承外径(mm)
轴承的转速(rpm)
球面滚子轴承指数（见表8）
A.7.2 与转速有关的损耗
如果
(23)
如果
(24)其中，
轴承润滑扭矩(Nm)
润滑油运动粘度(cP)
润滑油侵染系数（见附录1&2）
非浸泡轴承的润滑油浸染系数
完全浸泡时的润滑油浸染系数
轴承外圈内圆直径(mm)
从外圈内表面最低点至浸没处的垂直距离(mm)
A.7.3 与转速有关的轴承密封件功率损耗
(25)其中，
密封件的摩擦扭矩(Nm)
1st轴承密封件系数
2nd轴承密封件系数
当量动载荷
轴承类型
深沟球轴承（径向）
角接触球轴承（径向）
单排
双排
四点接触球轴承（径向）
自调心球轴承（径向）
圆柱滚子轴承（径向）
滚针轴承（径向）
球面滚子轴承（径向）
单排2Y
锥滚子轴承（径向）
双排
球轴承（轴向推力）
圆柱滚子轴承（轴向推力）
球面滚子轴承（轴向推力）
表1
注：P0当量静载荷(N)，C0额定静载荷(N)，Fa轴向力(N)，Fr径向力(N)，Y，Y2轴向载荷系数，f2润滑系数
润滑系数
圆柱滚子轴承类型
润滑
脂油
EC 设计 0.003 0.002
保持架类型
其他 0.009 0.006
单排0.006 0.003
满滚子类型
双排 0.015 0.009
表2
指数计算
指数
轴承类型
1 所有（球面滚子轴承除外） 1
213 1.35 0.2
222 1.35 0.3
223 1.35 0.1
球面滚子轴承系列
230 1.5 -0.3
231, 232, 239 1.5 -0.1
240, 241 1.5 -0.2
表3
轴承密封件系数
系数
轴承类型
深沟球轴承，角接触球轴承，四点接触球轴承 20 10
25
滚针轴承 20
圆柱滚子轴承,锥滚子轴承,圆柱滚子轴向推力轴承 10 50
表9
A.8 油封发热量
对于减速轴驱动上的润滑油泵而言，功率损耗可以通过获得的功率及油泵效率来
进行计算，计算公式如下所示：
(26) 对于“VITON”式设计的油封：
(27) 对于“BUNA-N”式设计的油封：
(28) 其中，
:单个密封件功率损耗(kW)
:油封扭矩(Nm)
:轴的转速(rpm)
: 轴外径(mm)
A.9 油泵发热量
对减速轴驱动的润滑油泵而言，功率损耗可通过输出功率及油泵的效率来进行计
算，公式如下：
(29) 其中，
:单个油泵的功率损耗(kW)
: 油的流量(升/分钟)
: 工作油压 (N/mm2)
: 油泵效率
对于电机驱动的润滑油泵，功率损耗可通过消耗的电量及油泵与电机的效率，采
用如下公式来计算：
(30)
其中
:消耗的电量 (kW)
:电机效率
A.10 散热量
齿轮传动系中的散热可近似的认为是通过齿轮箱体散发出的热量，可根据油槽和
周围气流间的温度差异及热传递系数来计算。

因此取决于齿轮箱内的气流速率、壳体
材料及壳体表面面积。

齿轮传动系统中的散热量(kW)
齿轮箱体的表面面积(m2)
热传递系数 (kW/m2K)
温度差异 (K)
其中:
油泵温度 (K)
周围环境温度(K)
ISO/TR 14179 [1]建议空旷室内机的热传递系数在0.017 – 0.020 kW/m2K，MASTA中默认的热传递系数是根据DIN 31652.标准采用滑动轴承外圈处的气流速率计算所得。

(31)
其中:
气流速率(m/s)
A.11 修正额定热功率
额定热功率是基于齿轮传动系统连续运转的工况，而对于间断运转工况，额定热功率应适当调整。

使用间歇期间的冷却影响通过系数来加大额定热功率值。

(32)
修正额定热功率(kW)
基本额定热功率(kW)
运转时间修正率
每小时内实际运转时间比例(%)
100 80 70 40 20 1.00 1.05 1.15 1.35 1.80
表10
注解：如果某传动系可以承受100个小时的工况且运转比例设定为80%，则相当于可以服务125个小时，其中真正运转100个小时。