【正文】 c α α d1 2 Fn Ft Fr 汽車與交通工程學院 汽車工程系 齒輪傳動強度計算中所用的載荷，通常取沿齒面 接觸線單位長度上所受的載荷 ，即： 實際傳動中由于 原動機、工作機性能 的影響以及 制造誤差的影響，載荷會有所增大，且沿接觸線分布不均勻。 接觸線單位長度上的最大載荷為： LKFKpp nca ??K為載荷系數(shù)，其值為： K＝ KA Kv Kα Kβ LFp n?Fn 為作用于接觸線上的法向載荷。 式中： KA ─工況系數(shù) Kv ─動載系數(shù) Kα─齒間載荷分配系數(shù) Kβ─齒向載荷分布系數(shù) 汽車與交通工程學院 汽車工程系 1）工況系數(shù) KA 考慮了齒輪嚙合時 ， 外部因素引起的附加動載荷 對傳動的影響 ， 它與原動機與工作機的類型與特性 ， 聯(lián)軸器類型等有關(guān) 。 汽車與交通工程學院 汽車工程系 發(fā)電機、均勻傳送的帶式輸送機 或板式輸送機、螺旋輸送機、輕 型升降機、包裝機、通風機、均 勻密度材料攪拌機。 不均勻 傳送的帶式輸送機或板式 輸送機、機床的主傳動機構(gòu)、重 型升降機、工業(yè)與礦用風機、重 型離心機、變密度材料攪拌機。 橡膠擠壓機、橡膠和塑料作間斷 的攪拌機、輕型球磨機、木工機 械、鋼坯初軋機、提升裝置、單 缸活塞泵等。 挖掘機、重型球磨機、橡膠揉合 機、破碎機、重型給水機、旋轉(zhuǎn) 式鉆探裝置、壓磚機、帶材冷軋 機、壓坯機等。 載荷狀態(tài) 發(fā)電機、均勻運轉(zhuǎn)的蒸汽機、燃氣輪機 蒸汽機、燃氣輪機 多 缸 內(nèi)燃機 單 缸 內(nèi)燃機 工 作 機 器 均勻平穩(wěn) 輕微沖擊 中等沖擊 嚴重沖擊 原動機 注：表中所列值僅適用于減速傳動，若為增速傳動，應乘以 當外部的機械與齒輪裝置間通過撓性件相連接時， KA可適當減小。 表 44 工作情況系數(shù) KA 汽車與交通工程學院 汽車工程系 2）動載系數(shù) KV 考慮齒輪 制造誤差及彈性變形 引起的附加動載荷 修緣齒 可以減小內(nèi)部附加動載荷 動載系數(shù)Kv 0 10 20 30 40 50 m/s Kv 十分精密的齒輪裝置 10 8 7 6 9 1)提高制造精度 2)減小齒輪直徑以降低圓周速度 3)齒頂修緣 汽車與交通工程學院 汽車工程系 表 45 齒間載荷分配系數(shù) Kα 精度等級 II組 5 6 7 8 5級及更低 KAFt/b ≥ 100N/mm 100N/mm 經(jīng)表面硬化的直齒輪 經(jīng)表面硬化的斜齒輪 ≥ 未經(jīng)表面硬化的直齒輪 未經(jīng)表面硬化的斜齒輪 ≥ K Hα K Fα K Hα K Fα K Hα K Fα K Hα K Fα ≥ ≥ ≥ ≥ 3）齒間載荷分配系數(shù) Kα 考慮同時有 多對齒嚙合 時 各對輪齒間載荷分配的不均勻 汽車與交通工程學院 汽車工程系 受力變形 制造誤差 安裝誤差 載荷集中 齒向載荷分布系數(shù) ─Kβ 4）齒向載荷分布系數(shù) Kβ 考慮一對齒嚙合時 載荷沿接觸線分布的不均勻 汽車與交通工程學院 汽車工程系 受力變形 制造誤差 安裝誤差 附加動載荷 載荷集中 Fn b ( )max Fn b ( )min 齒向載荷分布系數(shù) ─Kβ 調(diào)質(zhì)齒輪 精度等級 小齒輪相對支撐的布置 Kβ 6 對稱 非對稱 懸臂 KHβ=++ 103b KHβ=+(1+) φ2d+ 103b KHβ=+(1+)φ2d+ 103b 7 對稱 非對稱 懸臂 KHβ=++ 103b KHβ=+(1+) φ2d+ 103b KHβ=+(1+)φ2d+ 103b 8 對稱 非對稱 懸臂 KHβ=++ 103b KHβ=+(1+) φ2d+ 103b KHβ=+(1+)φ2d+ 103b 表 齒向載荷分布系數(shù) K Hβ 汽車與交通工程學院 汽車工程系 續(xù)表 齒向載荷分布系數(shù) K Hβ K H β=++ 103 b K H β=+(1+ )φ2d + 103 b K H β=+(1+ )φ2d + 103 b K H β=++ 103 b K H β=+(1+ )φ2d + 103 b K H β=+(1+ )φ2d + 103 b K H β=++ 103 b K H β=+(1+ )φ2d + 103 b K H β=+(1+ )φ2d + 103 b 精度等級 小齒輪相對支撐的布置 對稱 非對稱 懸臂 5 6 硬 齒 面 齒 輪 K Hβ≤ 對稱 非對稱 懸臂 對稱 非對稱 懸臂 K H β=++ 103 b K H β=+(1+ )φ2d + 103 b K H β=+(1+ )φ2d + 103 b K Hβ≤ K Hβ K Hβ 限制條件 K Hβ 對稱 非對稱 懸臂 汽車與交通工程學院 汽車工程系 K Hβ K Hβ 2 3 4 5 6 2 3 4 5 6 2 3 4 彎曲疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù) K Fβ b/h= 3 ∞ 12 6 4 K Fβ 汽車與交通工程學院 汽車工程系 改善齒向載荷不均勻的措施： 1） 增大軸、軸承及支座的剛度； 5） 輪齒修形（腰鼓齒）。 4） 盡可能避免懸臂布置； 3） 適當限制輪齒寬度； 2） 對稱軸承配置； b 汽車與交通工程學院 汽車工程系 改善齒向載荷不均勻的措施： 1） 增大軸、軸承及支座的剛度； 5） 輪齒修形（腰鼓齒）。 4） 盡可能避免懸臂布置； 3） 適當限制輪齒寬度； 2） 對稱軸承配置； b (~)b 汽車與交通工程學院 汽車工程系 222121211111EELF nH????????????2s i n111?? dCN ??2s i n222?? dCN ??赫茲公式： “ +”用于外嚙合 ，“ ”用于內(nèi)嚙合 節(jié)圓處齒廓曲率半徑： 齒數(shù)比 : u= z2 /z1 = d2 /d1 = ρ2 /ρ1 ≥ 1 211221)(11??????????s in)(22112dddd ??O2 ω2 （從動） O1 N1 N2 t t ω1 （主動） T1 c α α d1 2 d2 2 α C ρ1 ρ2 齒面接觸疲勞強度計算 直齒圓柱齒輪傳動的強度計算 ?s i n2)(1212dddd ????s i n211duu ?????1汽車與交通工程學院 汽車工程系 表 46 彈性影響系數(shù) ZE (Mpa)1/2 彈性模量 E MPa 齒輪材料 配對齒輪材料 灰鑄鐵 球墨鑄鐵 鑄鋼 鍛 鋼 夾布塑料 104 104 104 104 104 鍛 鋼 鑄 鋼 球墨鑄鐵 灰鑄鐵 注：表中所列夾布塑料的泊松比 μ為 ，其余材料的 μ均為 222121 1111EEZ E??? ?????令 彈性影響系數(shù) ?c ostnFF ?節(jié)點處，載荷由一對輪齒來承擔： ?c os211dT?汽車與交通工程學院 汽車工程系 代入赫茲公式得： E111H1s in2c o s2 ZuudbdKT ????????引入齒寬系數(shù)： ψd=b/d1 ?? s inc o s2H ?Z令區(qū)域系數(shù) 齒面接觸疲勞強度 校核公式 ： ][ H211H ?? ????uubdKTZE得 設(shè)計公式 ： 3211 ][???????????HEdZuuKTd??標準齒輪： ZH= 表 47 齒寬系數(shù) 齒輪相對于軸承的位置 齒面硬度 軟齒面 硬齒面 對稱布置 ～ ～ 非對稱布置 ～ ～ 懸臂布置 ～ ～ 汽車與交通工程學院 汽車工程系 應用齒面接觸強度設(shè)計公式和校核公式的幾點說明： (4)取大齒輪的齒寬 ，為補償裝配和調(diào)整時大、小齒輪的軸向位置偏移，并保證輪齒接觸寬度，取小齒輪的齒寬 2d2 db ?? ?mm)10~5(21 ?? bb模數(shù) m不能成為衡量齒輪接觸疲勞強度的依據(jù)。 (1)一對相嚙合的齒輪， 齒面接觸應力相等 。 (2)由于兩齒輪的材料、熱處理方法不同，因而其許用應力一般不相同，計算時應 取兩者中的較小值 。 (3)齒輪傳動的接觸疲勞強度取決于 中心距或齒輪分度圓直徑 。 汽車與交通工程學院 汽車工程系 rb O 30? 30? 假定 載荷僅由一對輪齒承擔，按懸臂梁計算。齒頂嚙合時，彎矩達最大值。 h Fn F2 F1 S γ 彎曲力矩： M=KFnhcosγ 危險界面的彎曲截面系數(shù)： 62bSW ?WMF ?0?彎曲應力： ??c osc os62bshKF t?2c o s6bshKF n ??危險截面： 齒根圓角 30? 切線 兩切點連線處。 齒頂受力： Fn，可分解成兩個分力： F1 = Fn cosγ F2 = Fn sinγ 產(chǎn)生彎曲應力； 產(chǎn)生壓應力，可忽略 Fn A B A