【導(dǎo)讀】未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。

　　

【正文】 63000HP/ n r1A1Sk r1=螺栓的節(jié)圓半徑 A1=螺栓的投影面積（螺栓直徑 X 與螺栓接觸的齒寬） 在裝齒輪時不要過度擰緊螺栓，以免齒輪在正常運轉(zhuǎn)狀況下，因材料膨脹導(dǎo)致齒輪破裂或者螺栓被剪斷。而且，盡管尼龍墊圈的使用效果較滿意，但我們推薦使用杯形墊圈或相似產(chǎn)品。 設(shè)計要點： 在設(shè)計 MC 尼龍齒輪時，不僅要考慮材料的許用應(yīng)力，還要考慮它的形變因素。 （ 1） 塑料齒輪和金屬齒輪相配合時，散熱性和其他性能最理想。當全為塑料齒輪系統(tǒng)運行時，建議使用不相同的材料（如尼龍和酚醛塑料）。 （ 2） 因磨擦熱和環(huán)境條件的變化，塑料比金屬熱膨脹系數(shù)高許多，塑料齒輪需要足夠的齒隙，建議齒隙的大小用下列公式計算： 當齒數(shù)為 35 以下時，齒隙 = (～ ) P (模數(shù) ) 當齒數(shù)為 35 以上時，齒隙按照 HACHMAN 提出的實驗公式計算。 （ 3） 整個齒根都倒圓角、壓力角 200 的齒輪， 其屈服強度比 壓力角的齒輪得到極大提高，其負荷能力比后者增加 15%，或者在同等條件下延長其使用壽命 倍。 （ 4） 在滿足負荷情況下，考慮選擇最小齒的設(shè)計，這樣使高速運行產(chǎn)生的齒熱最少。 （ 5） 為了使齒輪具有更高的扭矩，可以考慮將機械加工的鋼件直接鑄造在齒輪里。 （ 6） 在所提供的環(huán)境因素諸如溫度、濕度和化學(xué)條件下， MC 尼龍齒輪通常優(yōu)于其它工程塑料。材料的選擇既取決于環(huán)境也取決于操作運行條件。 （ 7） MC 尼龍的使用溫度極限約 120℃ ，當摩擦熱引起的溫度上升超過此極限時，齒輪將無法正常工作；如負載不變 時，摩擦熱隨著齒輪轉(zhuǎn)速的增高而增大，極限情況下甚至導(dǎo)致齒牙表面熔融。因此，我們建議 MC 尼龍齒輪的最大線速度應(yīng)該限制在 25 m/s 以內(nèi)。 表 312 齒形系數(shù) 齒 數(shù) 141/2176。 20176。標準齒 20176。低齒和螺旋齒 12 14 15 16 17 18 19 25 20 22 24 26 28 30 34 38 43 50 60 75 100 150 300 齒條 標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù) 根據(jù)其漸開線及其傳動性質(zhì)可知，標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)有五個 ：齒數(shù) Z、模數(shù) m、壓力角、齒頂高 ha 和頂隙系數(shù) C。在確定上述基本參數(shù)后，齒輪的齒形及集合尺寸就完全確定了。 齒數(shù) z—— 輪整個圓周上齒輪的總數(shù)。在嚙合齒輪副中，小齒輪和大齒輪分別用 z1 和z2 表示。 模數(shù) m—— 圓上的齒距 p 與圓周率∏（無理數(shù)）的比值，即 m=p/∏ （ 322） 模數(shù) m 是齒輪的一個基本參數(shù)，其單位為 mm(毫米 )。因齒距 p=∏ m,若其模數(shù) m 增大，則齒輪的齒距 p 就增大；齒輪的輪齒及各部分尺寸均相應(yīng)地增大。為了齒輪的設(shè)計、制造和測量工作的標準化，模數(shù) m 的數(shù)值已標準化。漸開線圓柱齒輪模數(shù)可參見表 41. 表 313 漸開線圓柱齒輪模數(shù)（ GB 1357— 1987） /mm 第一系列 1 2 3 4 第二系列 （ ） （ ） 第一系列 5 6 8 10 12 16 第二系列 （ ） 7 9 （ 11） 14 第一系列 20 25 32 40 50 第二系列 18 22 28 36 45 注： mn. ，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。 在此應(yīng)該指出，由于在齒輪的不同圓周上，其齒距 p 不相同，故其模數(shù) m 也是不同的；只有分度圓上的模數(shù) m 是標準值。 因齒輪分度圓的周長為∏ d=zp,即得 d=zp/∏ 。 再由（ 41）式可得 齒輪 的分度 圓 直徑為 d=mz （ 323） 上式表示， 當給 定一 個齒輪 的模 數(shù) m 和 齒數(shù) z,齒輪 的分度 圓 直 徑 d 就確定了。 壓力 角α —— 國 家 標 準（ GB 1356— 1988） 規(guī) 定：分度 圓壓力 角α =20 度，即 該壓 26 力 角等于基準 齒形角。 因此， 齒輪 的分度 圓應(yīng)當 定 義為：齒輪上 具 有標 注模 數(shù) m 和 標 準 壓力 角 a=20176。的圓稱為 分度 圓 。因 為 ， d=db/cosα ,式中基 圓 直 徑為 db=cosα （ 324） 由公式（ 3－ 24）可 見 ， 當齒輪 的分度 圓 直 徑 d 確定后，如果再 規(guī) 定 漸開線 在分度圓 上的 壓力 角 的 數(shù) 值， 則 基 圓 直 徑 就確定了。而 齒輪 的 漸開線 形 僅 取 決 于基 圓 的大小。 齒輪 高系 數(shù) ha —— 按 GB 1356— 1988 規(guī) 定：正常 齒 ha =1，短齒 = 。 頂 隙系 數(shù) C—— 按 GB 1357— 1988 規(guī) 定：正常 齒 C=，短 齒 C= 。 一對漸開線圓柱直齒輪的正確齒和條件是：兩尺輪的模數(shù) m 相等，分度圓壓力角α相等，即 m1=m2=m α 1=α 2=α （ 325） 對于漸開線圓柱斜齒輪，童長勇分度圓柱的螺旋角 （簡稱螺旋角）表示斜齒輪輪齒的傾斜程度。為了減少齒合傳動的軸向力，斜齒輪的螺旋角一般不宜過大，通常取β=8176。― 20176。；車輛和坦克等齒輪箱中采用的斜齒輪有時可取β =20176。― 35176。 由于斜齒輪的輪齒為螺旋形，在垂直于螺旋線方向的剖而（即法而上），其上的齒形與端面上的齒形不相同。因此，斜齒輪有兩種參數(shù)：法面參數(shù)和端面參數(shù)。各參數(shù)在法面上 和端面上的關(guān)系如下。 法面模數(shù) mn 與端面模數(shù) mt 的關(guān)系為 mnmtcosα （ 326） 法面壓力角α a 與端面壓力角α t 的關(guān)系為 Tanα a=tanα tcosβ （ 327） 因法面齒頂高與端面齒頂高是相等的，即 ha=hanmn=hatmt 仿上，它們的齒根高 hf 也是相等的，即 hf=(han+Cn)mn=(hat+Ct)mt 所以，法面齒頂高系數(shù) han 與端面齒頂高系數(shù) hat 的關(guān)系為 han=hat/cosβ （ 328） 仿上，法面頂隙系數(shù) Cn 端面頂隙系數(shù) Ct 的關(guān)系為 Cn=Ct/cosβ （ 329） 采用滾齒刀加工斜齒輪時，滾齒刀的進刀方向垂直于輪齒法面，所以，一般規(guī)定斜齒輪的法面參數(shù) mn、α n、 han 和 Cn 為標準值，并與直齒輪的參數(shù)標準值相同。所以，斜齒圓柱齒輪 的分度圓為發(fā)向模數(shù) mn 、法向壓力角α n 均為標準值的基準圓。 一對斜齒輪要正確齒合，除了應(yīng)滿足直齒輪的兩個條件（ mt2=mt1 和α t1=α t2 ）外，還應(yīng)使其螺旋角β相匹配。所以，斜齒輪的正確嚙合條件為 mn1=mn2=mn α n1=α n2=α n β 1= 177。 β 2 （ 3－ 30） 式中 β —— 斜齒輪的螺旋角，一般取β =8176。― 20176。，內(nèi)嚙合傳 動取“ +”號；外嚙合傳動取“ ”號； mn —— 斜齒輪的法面模數(shù)，應(yīng)取標準值； α n—— 斜齒輪的法面壓力角，應(yīng)取標準值。 表 314 標準圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算公式 27 序號 名稱 計算公式 直齒輪 斜齒輪 1 模數(shù) m m 取標準值 mt=mt/cos β mn 取標準值 2 壓力角α α取標準值 α 1=arctan(tanα /cosβ ) α n 取標準值 3 分度圓直徑 d d1=mz1 d2=mz2 d1=mtz1=mnz1/cosβ1 d2=mtz2=mnz2/cosβ2 4 齒頂高 ha 外嚙合 ha1=ha2=mha=m ha1=ham*mn 內(nèi)嚙合 ha1=ham=m ha2=(hah)m =()m ha2=(han△ han)mn =( /z2)mn 5 齒根高 hf hf=(ha+C)m= hf=(han+Cn)mn = 6 全齒高 h h=ha+ht h=ha+hf 7 齒頂圓直徑 dn da1=d1+2ha da2=d2177。 2ha da1=d1+2ha da2=d2177。 2hf 8 齒根圓直徑 df df1=d12hf df2=d2 +2hf df1=d12hf df2=d2177。 2hf 9 基圓直徑 db db1=d1cosα db2=d2cosα db1=dcosα t db2=d2cosα t 10 中心距 a a=1/2(d2177。 d1) =1/2(z2177。 z1)m a=1/2(d2177。 d1) =mn/(2cosβ )(z2177。 z1) 11 齒頂圓壓力角α a α a1=arccos(db1/da1) α a2=arccos(db2/da2) α at1=arccos(db1/da1) α at2=arccos(db2/da2) 12 重合度 端面重合度 εα =(1/2∏ )［ z1(tana1 tanα ) 177。 z2(tanα a2tanα )］ εα = (1/2∏ )［ z1(tanα a1tanα t) 177。 z2(tanα a2ttanα t)］ 縱向重合度 εβ =0 εβ =bsinβ /∏ mn B 為齒輪寬度 總重合度 εγ =εα εγ =εα +εβ 注： “177。”或“ + ” ，外嚙合用上面的符號，內(nèi)嚙合用下面的符號。 4公式中的系數(shù)△ han= ha2/z2tan2α是未來避免齒廓干涉所需減少的齒頂高系數(shù)；當 ha=1, α =20176。時 斜齒輪傳動的重合度較直齒輪傳動增加了一個縱向重合度εβ =bsinβ / ∏ mn ，故其重合度大，傳動平穩(wěn)。 齒輪傳動受力分析 為了對行星齒輪傳動中的齒輪、軸和軸承等零件進行強度計算，便需要 分析行星齒輪傳動中各構(gòu)件的受力情況。行星齒輪傳動的主要受力構(gòu)件有中心輪、行星輪、轉(zhuǎn)臂、內(nèi)齒輪和行星齒輪軸及軸承等。在進行受力分析時，首先假 設(shè)行星齒輪傳動為等速 28 旋轉(zhuǎn)，多個行星輪受載均勻，且不考慮摩擦力和構(gòu)建自重的影響。因此，在輸入轉(zhuǎn)矩的作用下各構(gòu)件處于平衡狀態(tài)，購進啊間的作用力等于反作用力。在此平衡力狀態(tài)下，分析和計算各構(gòu)件上所受的力合力矩。 為了計算輪齒上的作用力，首先需要求的是行星齒輪傳動中輸入件所傳遞的額定轉(zhuǎn)矩。在已知原動機（電動機等）的名義功率 p 和同步轉(zhuǎn)速 n 的條件下，其輸入件所傳遞的轉(zhuǎn)矩 TA 可按下式計算，即 TA=9549P1/n1(N178。 m) （ 3－ 31） 式中 P1—— 輸入件所傳遞的名義功率， KW。 n1—— 輸入件的轉(zhuǎn)身， r/min. 在行星齒輪傳動中，該輸入轉(zhuǎn)矩 TA 通常應(yīng)取決于工作機所需要的額定轉(zhuǎn)矩 TB(或得那個功率 P2)。當工作機在變負荷下工作時，該額定轉(zhuǎn)矩 TB 是指在較繁重的、連續(xù)的正常工作條件下使用的轉(zhuǎn)矩（或功率），如起重機的最大起重量產(chǎn)生的力矩。 在行星齒輪傳動中，一個嚙合齒輪副的受力分析與極端與普通定軸齒輪傳動是相同的。在圓柱齒輪傳動中，若忽略齒面間的摩擦力的影響，其發(fā)向作用力 Fn 可分解為如下的三個分力，即 切向力 Ft=20xxT1/d1 （ 3－ 32） 徑向力 Fr=Fttanα n/cosβ (N) （ 3－ 33） 軸向力 Fa=Fttanβ (N) （ 3－ 34） 法向力 Fn 與切向力 Ft 的關(guān)系是為