【JX17-60】高速重载齿轮减速器设计（二维+论文）
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JX17-60
【JX17-60】高速重载齿轮减速器设计二维+论文
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1 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告（详细版）论文相似性检测报告（详细版） 报告编号：报告编号：3b32f0b5-f40c-498d-9fc3-a75f014ff4ed 原文字数：原文字数：12,253 检测日期：检测日期：2017年04月24日 检测范围：检测范围：中国学术期刊数据库（CSPD）、中国学位论文全文数据库（CDDB）、中国学术会议论文数据库（CCPD）、中国学术网页数据库（CSWD） 检测结果：检测结果： 一、总体结论一、总体结论 总相似比：25.25%25.25% (参考文献相似比：0.00%0.00%，排除参考文献相似比：25.25%25.25%) 二、相似片段分布二、相似片段分布 注：绿色区域绿色区域为参考文献相似部分，红色区域红色区域为其它论文相似部分。 三、相似论文作者（举例5个）三、相似论文作者（举例5个） 点击查看全部举例相似论文作者 四、典型相似论文（举例4篇）四、典型相似论文（举例4篇） 头部中前部中部中后部尾部 序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间 118.18%基于闪温法的传动齿轮抗胶合可靠度分析与计算期刊论文李威 等机械传动2003 27.07%车辆电储能再生制动系统机械传动设计研究学位论文赵静中北大学2012 32.02%组合刀式果园施肥开沟机的研究学位论文胡佳佳河北农业大学2011 42.02%新型涂层钢蜗轮副传动机理研究与传动性能评价学位论文姜宏伟重庆大学2008 2 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 五、相似论文片段（共5个）五、相似论文片段（共5个） 1 1送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【5.05%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：基于闪温法的传动齿轮抗胶合可靠度分析与计算 期刊论文机械传动，2003年 李威 等 随着工业技术的发展，日益要求齿轮在高速重载下工作。因此，齿面胶合已成为常见的失效 形式之一。对于齿面疲劳点蚀和齿根疲劳折断，都有一个寿命期限，超载会降低寿命，一般 不会立即破坏，可以通过与循环次数有关的疲劳极限应力加以控制。而齿面胶合破坏则不然 ，它的出现与时间无关，只要短时间的超载、润滑不当或温升过高就可能发生。并且一旦发 生，立即会导致齿面的擦伤和粘着磨损，造成齿廓形状的严重破坏及齿面间的润滑状态的进 一步恶化。由于这种失效形式是突发性的，且不易察觉和防范，因而较前者具有更大的危险 性。有关用可靠性方法来分析、计算高速重载下齿轮传动胶合承载能力的文献尚属鲜见，因 此，研究传动齿轮的抗胶合可靠性计算问题具有重大的现实意义。 胶合是齿轮破坏的主要形式之一，尤其是对于高速重载的航空齿轮，准确的胶合 齿轮传动 胶合 承载能力 可靠度1 引言随着工业技术的发展,日益要求齿轮在高速重载下工 作。因此,齿面胶合已成为常见的失效形式之一1。对于齿面疲劳点蚀和齿根疲劳折断,都有 一个寿命期限,超载会降低寿命,一般不会立即破坏,可以通过与循环次数有关的疲劳极限应力 加以控制。而齿面胶合破坏则不然,它的出现与时间无关,只要短时间的超载、润滑不当或温 升过高就可能发生。并且一旦发生,立即会导致齿面的擦伤和粘着磨损,造成齿廓形状的严重 破坏及齿面间的润滑状态的进一步恶化2。由于这种失效形式是突发性的,且不易察觉和防 范,因而较前者具有更大的危险性。有关用可靠性方法来分析、计算高速重载下齿轮传动胶合 承载能力的文献尚属鲜见,因此,研究传动齿轮的抗胶合可靠性计算问题具有重大的现实意义 。2 传动齿轮胶合承载能力可靠性分析模型齿面瞬时温升 2 2送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【13.13%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：基于闪温法的传动齿轮抗胶合可靠度分析与计算 期刊论文机械传动，2003年 李威 等 齿轮转速6400r/min，传动比：2.793。 第2章 基于闪温法的传动齿轮抗胶合可靠性理论分析 齿面瞬时温升与载荷、转速等有很大关系。一般的胶合承载能力计算方法只能在载荷、转速 为确定值时进行计算。若将载荷、转速都当成服从某种分布的统计量，可对齿轮传动进行抗 胶合能力的可靠性分析，使之更为符合实际工况。高速重载齿轮传动不发生胶合破坏的可靠 性判据为齿轮啮合面间的最大瞬时接触温度小于齿面胶合极限温度的概率必须大于或等于设 转速等有很大关系。一般的胶合承载能力计算方法只能在载荷、转速为确定值时进行计算。 若将载荷、转速都当成服从某种分布的统计量,可对齿轮传动进行抗胶合能力的可靠性分析, 使之更为符合实际工况。高速重载齿轮传动不发生胶合破坏的可靠性判据为齿轮啮合面间的 最大瞬时接触温度小于齿面胶合极限温度的概率必须大于或等于设计所要求的可靠度 R(t)。 即P(!B!S)= P(!B -!S!0)“R(t) (1)式中 !B 两齿面间的瞬时最大接触温度,!B =!M +!flamax!M 轮齿的本体温度!flamax瞬时温升最大值,亦称闪温!S 临界 胶合温度只要齿面上任何一个啮合点的瞬时接触温度超过极限值,就可能在这点上发生胶合。 因此,上述胶合可靠性计算公式中的!B 应该是一个啮合循环中各啮合点的!B 中的最大值。3 3 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 计所要求的可靠度R(t)。即： 式中： 两齿面间的瞬时最大接触温度， 轮齿的本体温度 瞬时温升最大值，亦即闪温 临界胶合温度 只要齿面上任何一个啮合点的瞬时接触温度超过极限值，就可能在这点上发生胶合。因此， 上述胶合可靠性计算公式中的 应该是一个啮合循环中各啮合点的 中的最大值。 3 传动齿轮抗胶合可靠性计算方法 齿轮啮合线上任一点的闪温 的计算公式为： 式中： 折算系数 中心距 局部平均摩擦因数 热闪系数 几何系数 载荷分配系数 沿啮合线上载荷分配系数在单对齿啮合区， ；在两对齿啮合区， 随啮合点处轮齿刚度和齿 廓修形量的大小而变化，可以进行精确的分析计算。对于未经修形齿廓，其载荷分配系数 的 近似计算式为： 对于小轮为主动轮，并经过适当齿廓修形的齿轮，其载荷分配系数 的近似计算式为： 传动齿轮抗胶合可靠度计算方法由文献2得啮合线上任一点的闪温!fla的计算公式为!fla = Cm“my XM XB X#WBt3/4?Vt1/2a1/4(2)式中 Cm 折算系数a 中心距“my 局 部平均摩擦因数XM 热闪系数XB 几何系数X# 载荷分配系数沿啮合线上载 荷分配系数在单对齿啮合区,X# =1；在两对齿啮合区,X# 随啮合点处轮齿刚度和齿廓修形量 的大小而变化,可以进行精确的分析计算。对于未经修形齿廓,其载荷分配系数 X# 的近似计 算式为#A!#y #B X# =13+13(#y -#A#B -#A)#B!#y!#D X# = 1#D #y!#E X# =13+13(#E - #y#E -#D? )(3)对于小轮为主动轮,并经过适当齿廓修形的齿轮,其载荷分配系数 X# 的近似计算式为#A!#y #B X# =67(#y -#A#B -#A)#B!#y!#D X# = 1#D #y!#E X# =17+67(#E -#y#E -#D? )(4)84 机械传动 2003 年 对于以运动平稳为目的,经过正确修形的齿 轮,其载荷分配系数 X 的近似计算式为A! y B X =( y - AB - A)B! y! D X = 1D y! E X =( E - yE - D? )(5)本体温度 M 和齿面最大接触温度 Bmax可以通过下式计算M = XS( Oil + 0.47 Xmp flamax) (6)Bmax = M + flamax = XS Oil +(0.47 XS + 1.0) flamax (7)式中 Oil润滑油温度flamax啮合线上的最大闪温值XS 与润滑 方式有关的系数,喷油润滑时取XS = 1.2,滴油润滑时 XS = 1.0将单位齿宽载荷 WBt 和平均 摩擦因数 my 代入闪温计算公式可得fla = 0.12XM XB X WBt 10.5Ra0.25M- 0.25XV - 0.25red- 0.25a - 0.25假设 KB 、K1、Ft、KB 为随机变量,由此可推知,闪温准则计算公式 中各有关值的平均值均可按常规计算进行。闪温的变差系数为C fla= CK12+ CKB2+ CKB2+ CFt“2其中,有关变差系数的推荐取值为CK1=K1 - 13K1CKB=I + 110KB - 1.053KBCKB=KB - 13KB当载荷精确求得时,取 CFt= 0.03；近似求得时,取CFt= 0.08；当载荷按原动机最大转矩 求得时,取 CFt=0.12；对于用途未定的通用机械,取 CFt= 0.03；胶合温度的均值 S 应按文 献3中给出的值确定,其变差系数推荐采用 0.022 S(此值是由胶合实验而得)。润滑油温度 的均值与变差系数应按实际工作油温的可能取值范围确定。故其抗胶合可靠度指标为B =S - Bmax(C SS)2+(0.47XS + 1.0)2(C flaflamax)212使用联结方程进行可靠性计算可以采用以 下两种方式:第一是在已知齿轮传动各参数的条件下,给定不发生胶合的可靠性 R( t),求出齿 轮的临界胶合温度S,据此可以选择合适的润滑油类型,来满足齿轮抗胶合可靠度的要求；第二 是在已知临界胶合温度(润滑油种类)和齿轮其他参数的情况下,估算齿轮不发生胶合的可靠度 4 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 对于以运动平稳为目的，经过正确修形的齿轮，其载荷分配系数 的近似计算式为： 本体温度 和齿面最大接触温度 可以通过下式计算： 式中： 润滑油温度 啮合线上的最大闪温值 与润滑方式有关的系数，喷油润滑时取 ，滴油润滑时取 将单位齿宽载荷 和平均摩擦因素 代入闪温计算公式可得： 假设 为随机变量，由此可推知，闪温准则计算公式中各有关值的平均值均可按常规计算进行 。 闪温的变差系数为： 其中，有关变差系数的推荐取值为： ， ， 当载荷精确求得时，取 ；近似求得时，取 ；当载荷按原动机最大转矩求得时，取 ；对于用 途未定的通用机械，取 ；胶合温度的均值 应按文献3中给出的值确定，其变差系数推荐采 用 (此值是由胶合实验而得)。润滑油温度的均值与变差系数应按实际工作油温的可能取值 范围确定。 故其抗胶合可靠度指标为 使用联结方程进行可靠性计算可以采用以下两种方式：第一是在已知齿轮传动各参数的条件 。由可靠性指数 B 查标准正态分布表,即可求得轮齿抗胶合强度的可靠度 RsRs =G( B)根据 上述计算公式及方法 5 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 下，给定不发生胶合的可靠性 ，求出齿轮的临界胶合温度 ，据此可以选择合适的润滑油类 型，来满足齿轮抗胶合可靠度的要求；第二是在已知临界胶合温度(润滑油种类)和齿轮其他 参数的情况下，估算齿轮不发生胶合的可靠度。由可靠性指数 查标准正态分布表，即可求得 轮齿抗胶合强度的可靠度 根据上述计算公式及方法，作者编制了齿轮抗胶合可靠度 3 3送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【3.03%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：车辆电储能再生制动系统机械传动设计研究 学位论文赵静，2012年 中北大学 直径为 （4）结构设计 a.轴承部件的结构设计：该轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零 件的安装顺序。从 处开始计算。 b.联轴器及轴段I的设计：轴段I上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选 择同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8 -37，取载荷系数 ，则计算转矩 由表8-38查得LX4型联轴器符合要求：公称转矩为2500Nm，许用转速8800r/min，轴孔范围为 4063mm。考虑 ，取联轴器毂孔直径为55mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动 端代号为LX4 5584 ，相应的轴段I的直径为55mm，其长度略小于毂孔宽度，取 。 c.密封圈与轴段II的设计：在确定轴段II的轴径时，应同时考虑联轴器的 轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度 联轴器，此段设计应该与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差 、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表取 1.5AK ? ，计算转矩5 52 1.5 6 10 9 10c AT K T N mm N mm? ? ? ? ? ? ?查表得 GB/T5014-2003 中 LX3 型联轴器符合要求：公称转矩为 1250 N m? ，许用转速 4750 / minr ，轴孔范围为 3048 mm。结合伸出段直径，去联轴器 榖孔直径为 中北大学学位论文5448 mm，轴孔长度为 84 mm，J 型轴孔，A 型键。所以 1 48d mm? ，长度略小于毂孔宽度，取 1 82L mm?2）轴段2 设计 在确定轴段二的直径时， 应该考虑联轴器轴向固定及密封圈尺寸。联轴器用轴肩定位 6 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 轴段II的轴径 ，最终由密封圈确定。查表选毡圈65JB/ZQ4606-1997，则 。 d.轴承与轴段III和轴段VII的设计：考虑 4 4送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【2.02%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：车辆电储能再生制动系统机械传动设计研究 学位论文赵静，2012年 中北大学 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 。 e.齿轮与轴段VI的设计：轴段VI上安装齿轮2，为便于齿轮的安装， 应 略大于 ，可初定 ，齿轮2轮毂的宽度范围为 ，取其轮毂宽度与齿轮宽度 相等，其右端采用 轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段VI长度应比齿轮2的轮 毂略短，取 。 f.轴段V和轴段 IV的设计：轴段V为齿轮提供定位，其轴肩高度范围 为 ，取其高度为 ，故取 ， 。 轴段IV的直径可取轴承内圈定位直径，即 ，齿轮左端面 便于轴承安装，又得符合轴承内径系列。暂取轴承为 6012，查表得轴承内径轴承内径 60d mm? ，外径95D mm? ，宽度 18B mm? ,内圈定位轴肩直径 67ad mm? ，外圈定位凸肩内径 88aD mm? ，故选 3 60d mm? ，通常一根轴上的两个轴承取相同的型号， 7 60d mm? 。4） 轴段5 的设计 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装， 5d 必须略大于 3d ，可初定 5 65d mm? ，齿轮 2 轮毂的宽度范围为? ? 51.2 1.5 78 97.5d mm? ，取轮毂长度为 78 mm。 左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段5 长度 5 5送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【2.02%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：车辆电储能再生制动系统机械传动设计研究 学位论文赵静，2012年 中北大学 转矩图 转矩图如图所示， （7）校核轴的强度 因a-a剖面右侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a剖面右侧为危险面，其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为 平面上为：2 3 8657.15 70 606001V AVM R l N mm? ? ? ? ?合成弯矩为：2 2 2 22 2 2 221795 606001 229925H VM M M N mm? ? ? ? ? ?(4)画弯矩、转矩图 如下图 5.7 所示： 中北大学学位论文62RAVRAHRBVRBHFt1Fr1M2HM1VMMHMVTT2Ta)b)c)d)e)图 5.7 弯矩扭矩图 5.4.5 校核轴强度因齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，故此截面为危险截面 。其抗弯截面系数为：? ? ? ?2 23 34 3 3 34414 5.5 85 5.58557398.332 2 32 2 85bt d tdW mm mm mmd? ? ? ? ? ? ? ? ?抗扭截面系数为：? ? ? ?2 23 34 3 3 34414 5.5 85 5.585117659.316 2 16 2 85Tbt d tdW mm mm mmd? ? ? ? ? ? ? ? ?最大弯曲应力为 ：2 2299254.0157398.3bMMPa MPaW? ? ? ?扭剪应力为：32 1818 1015.45117659.3TTMPa 7 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 六、全部举例相似论文作者（共5个）六、全部举例相似论文作者（共5个） 查看全文报告请点击 说明： 1.总相似比送检论文与检测范围全部数据相似部分的字数/送检论文总字数 2.参考文献相似比送检论文与其参考文献相似部分的字数/送检论文总字数 3.排除参考文献相似比=总相似比-参考文献相似比 4.剩余相似比总相似比-典型片段总相似比 5.本报告为检测系统算法自动生成，仅供参考 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理， 故取折合系数 ，则当量应力为 由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限 ，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力 ， ，强度满 足要求。 （8）校核键连接的强度 MPaW? ? ?按弯扭合成强度进行校核计算，取折合系数 0.6? ? ，则当量应力为：? ? ? ? ? ?2 22 214 4.01 4 0.6 15.45 18.97 60e b bMPa MPa MPa? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 中北大学学位论文63所以强度满足要求。5.4.6 校核轴承寿命1）当量 序号序号作者作者典型片段总相似比典型片段总相似比剩余相似比剩余相似比 1王小群18.18%7.07% 2孟惠荣18.18%7.07% 3李威18.18%7.07% 4于照18.18%7.07% 5赵静7.07%18.18% 濹 2. () MATLAB 615kW6400r/min2.793 3. () (1)50003000 (2)14 (3)30顣摘 要随着工业技术的发展，日益要求齿轮在高速重载下工作。因此，齿面胶合已成为常见的失效形式之一。胶合是齿轮破坏的主要形式之一，尤其是对于高速重载的航空齿轮，准确的胶合强度计算更是必要的设计步骤，它对保记漪亢空减速器的高度可靠性甚至整机的安全都具有重要意义。本文用三维接触分析方法确定了斜齿轮齿面的载荷分布，进而用线接触弹流理论和Block基本公式分别计算了斜齿轮在工作状态下的齿面闪温分布，为航空斜齿轮的胶合强度校核提供了一种比较精确的计算方法。关键词：高速重载；减速器；闪温3ABSTRACTWith the development of industrial technology, gear is required to work under high speed and heavy load. Therefore, tooth surface gluing has become one of the common failure modes.Bonding is one of the main forms of gear failure, especially for Aero gear high speed and heavy load, the bonding strength is more accurate calculation of the design steps necessary, it has important significance to remember Yi Kang empty high reliability reducer machine to protect the safety and.The helical gear tooth surface load distribution by using 3D contact analysis method, temperature and tooth surface Line Contact EHL theory and basic formulas were calculated for Block helical gear in the working condition, as the bonding strength of helical gear air check provides a more accurate calculation method of precision.Key words: high speed and heavy load; reducer; flash temperature目 录摘 要1ABSTRACT2目 录3第1章 绪论51.1 选题的背景51.2 设计参数5第2章 基于闪温法的传动齿轮抗胶合可靠性理论分析7第3章 齿轮传动设计103.1 斜齿论设计计算103.2 齿轮上作用力的计算13第4章 减速器传动轴的设计计算144.1 输入轴计算144.2 输出轴计算19第5章 斜齿轮齿面瞬时闪温的计算225.1 基本方程225.2 接触线载荷、曲率半径和切向速度245.3 计算结果25第6章 键的选择与校核286.1 输入轴上的键连接286.2 输出轴上的键连接28第7章 箱体设计29第8章 轴承的选择与计算308.1 输入轴的轴承设计计算308.2 输出轴的轴承设计计算30第9章 润滑与密封329.1 润滑329.2 密封32总 结33参考文献34致谢35 第1章 绪论1.1 选题的背景随着工业技术的发展，日益要求齿轮在高速重载下工作。因此，齿面胶合已成为常见的失效形式之一。对于齿面疲劳点蚀和齿根疲劳折断，都有一个寿命期限，超载会降低寿命，一般不会立即破坏，可以通过与循环次数有关的疲劳极限应力加以控制。而齿面胶合破坏则不然，它的出现与时间无关，只要短时间的超载、润滑不当或温升过高就可能发生。并且一旦发生，立即会导致齿面的擦伤和粘着磨损，造成齿廓形状的严重破坏及齿面间的润滑状态的进一步恶化。由于这种失效形式是突发性的，且不易察觉和防范，因而较前者具有更大的危险性。有关用可靠性方法来分析、计算高速重载下齿轮传动胶合承载能力的文献尚属鲜见，因此，研究传动齿轮的抗胶合可靠性计算问题具有重大的现实意义。胶合是齿轮破坏的主要形式之一，尤其是对于高速重载的航空齿轮，准确的胶合强度计算更是必要的设计步骤，它对保记漪亢空减速器的高度可靠性甚至整机的安全都具有重要意义。目前胶合强度的工程计算方法，包括ISO标准和其它各国标准，都采用Block公式和平面简化模型，这对直齿轮传动已基本满足要求。各国研究者进行了大量的实验工作闭，使得许多对齿面闪温的复杂影响因素可以用参数的形式定量给出，为这一方法的工程应用奠定了基础。对于斜齿轮传动一上述标准中仅从某些参数上给予补偿，但斜齿轮齿面的闪温分布具有三维性状，作平面问题处理显然太过于粗略。本文充分考虑了斜齿轮传动的三维特点，首先计算了齿面各接触点的载荷、几何、运动状况，进而分别用纷陕接触弹流理论和Block基本公式计算了齿面的三维温度分布，为斜齿轮传动的胶合强度设计和校核提供了一种更精确的方法。1.2 设计参数利用闪温法完成高速重载减速器的抗胶合设计。在此基础上，建立优化模型，利用MATLAB工具箱对其进行优化设计，利用有限元软件对箱体进行强度校核。减速器中齿轮为一级斜齿轮变位传动。主要设计参数：功率615kW，小齿轮转速6400r/min，传动比：2.793。35第2章 基于闪温法的传动齿轮抗胶合可靠性理论分析齿面瞬时温升与载荷、转速等有很大关系。一般的胶合承载能力计算方法只能在载荷、转速为确定值时进行计算。若将载荷、转速都当成服从某种分布的统计量，可对齿轮传动进行抗胶合能力的可靠性分析，使之更为符合实际工况。高速重载齿轮传动不发生胶合破坏的可靠性判据为齿轮啮合面间的最大瞬时接触温度小于齿面胶合极限温度的概率必须大于或等于设计所要求的可靠度R(t)。即：式中：两齿面间的瞬时最大接触温度， 轮齿的本体温度 瞬时温升最大值，亦即闪温 临界胶合温度只要齿面上任何一个啮合点的瞬时接触温度超过极限值，就可能在这点上发生胶合。因此，上述胶合可靠性计算公式中的应该是一个啮合循环中各啮合点的中的最大值。3 传动齿轮抗胶合可靠性计算方法齿轮啮合线上任一点的闪温的计算公式为：式中：折算系数 中心距 局部平均摩擦因数 热闪系数 几何系数 载荷分配系数沿啮合线上载荷分配系数在单对齿啮合区，；在两对齿啮合区，随啮合点处轮齿刚度和齿廓修形量的大小而变化，可以进行精确的分析计算。对于未经修形齿廓，其载荷分配系数的近似计算式为：对于小轮为主动轮，并经过适当齿廓修形的齿轮，其载荷分配系数的近似计算式为：对于以运动平稳为目的，经过正确修形的齿轮，其载荷分配系数的近似计算式为：本体温度和齿面最大接触温度可以通过下式计算：式中：润滑油温度 啮合线上的最大闪温值 与润滑方式有关的系数，喷油润滑时取，滴油润滑时取将单位齿宽载荷和平均摩擦因素代入闪温计算公式可得：假设为随机变量，由此可推知，闪温准则计算公式中各有关值的平均值均可按常规计算进行。闪温的变差系数为：其中，有关变差系数的推荐取值为：，当载荷精确求得时，取；近似求得时，取；当载荷按原动机最大转矩求得时，取；对于用途未定的通用机械，取；胶合温度的均值应按文献3中给出的值确定，其变差系数推荐采用 (此值是由胶合实验而得)。润滑油温度的均值与变差系数应按实际工作油温的可能取值范围确定。故其抗胶合可靠度指标为使用联结方程进行可靠性计算可以采用以下两种方式：第一是在已知齿轮传动各参数的条件下，给定不发生胶合的可靠性，求出齿轮的临界胶合温度，据此可以选择合适的润滑油类型，来满足齿轮抗胶合可靠度的要求；第二是在已知临界胶合温度(润滑油种类)和齿轮其他参数的情况下，估算齿轮不发生胶合的可靠度。由可靠性指数查标准正态分布表，即可求得轮齿抗胶合强度的可靠度根据上述计算公式及方法，作者编制了齿轮抗胶合可靠度的计算程序。该程序也能够计算齿轮啮合平面上任意位置的闪温值以及摩擦因数的分布情况。第3章 齿轮传动设计3.1 斜齿论设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 大、小齿轮均采用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度，。平均硬度，。在之间。选用8级精度。2、初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，其设计公式为： 1） 小齿轮传递的转矩2） 因v值未知，K值不能确定，可初步选载荷系数3） 由表8-19，查得弹性系数 4） 初选螺旋角，查得节点区域系数5） 齿数比6） 取齿宽系数7） 初选，则，取，则端面重合度为轴向重合度为由图8-3查得重合度系数为8） 查得螺旋角系数9） 许用接触应力可用下式计算 查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为由图8-5查得寿命系数，；由表8-20取安全系数，则有 取初算小齿轮的分度圆直径，得3、确定传动尺寸1） 计算载荷系数：由表8-21查得使用系数 因，由图8-6查得动载荷系数，由图8-7查得齿向载荷分配系数，由表8-22查得齿间载荷分配系数，则载荷系数为2） 对进行修正：因与有较大的差异，故需对计算出的进行修正，即： 3） 确定模数： ，取。4） 计算传动尺寸：中心距为 圆整， 螺旋角为故 ，取，4、校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度为（1） 同前（2） 齿宽（3） 齿形系数和应力修正系数，当量齿数为：由图8-8查得，；由图8-9查得，。（4） 由图8-10查得重合度系数（5） 由图11-3查得螺旋角数（6） 许用弯曲应力 由图8-4查得弯曲疲劳极限应力， 由图8-11查得寿命系数，由表8-20查得安全系数，故 5、计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数 齿顶高 齿根高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径为 齿根圆直径为 3.2 齿轮上作用力的计算（1） 已知条件：轴传递的转矩，转速，低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角，小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径。（2） 齿轮1的作用力圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反。径向力为：其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心。轴向力为：其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向。法向力为：（3） 齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反。第4章 减速器传动轴的设计计算4.1 输入轴计算（1） 已知条件：小齿轮轴传递的功率，转速，齿轮2分度圆直径，齿轮宽度。（2） 选择轴的材料因传递的功率不大，并对和重量及结构尺寸无特殊要求。故选用常用的材料45钢，调制处理。（3） 初算最细处轴径 查表9-8得，考虑轴端只承受转矩，故取小值，则轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴段最细处直径为（4） 结构设计a. 轴承部件的结构设计：该轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序。从处开始计算。b. 联轴器及轴段I的设计：轴段I上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数，则计算转矩由表8-38查得LX4型联轴器符合要求：公称转矩为2500Nm，许用转速8800r/min，轴孔范围为4063mm。考虑，取联轴器毂孔直径为55mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX4 5584 ，相应的轴段I的直径为55mm，其长度略小于毂孔宽度，取。c. 密封圈与轴段II的设计：在确定轴段II的轴径时，应同时考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度轴段II的轴径，最终由密封圈确定。查表选毡圈65JB/ZQ4606-1997，则。d. 轴承与轴段III和轴段VII的设计：考虑齿轮上作用较大的轴向力，但此处轴径较大，选用角接触球轴承。轴段III上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。取轴承为7214C，由表11-9得轴承内径，外径，宽度，内圈定位直径，外径定位直径，轴承对轴上力作用点与外圈大端面的距离，故，由于齿轮圆周速度大于2m/s，轴承采用油润滑，无需放挡油环，。为补偿箱体铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则。e. 齿轮与轴段VI的设计：轴段VI上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定，齿轮2轮毂的宽度范围为，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段VI长度应比齿轮2的轮毂略短，取。f. 轴段V和轴段 IV的设计：轴段V为齿轮提供定位，其轴肩高度范围为，取其高度为，故取，。轴段IV的直径可取轴承内圈定位直径，即，齿轮左端面与箱体内壁距离为，则轴段IV的长度为g. 轴端II与轴端VII的长度：轴段II的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，轴承旁连接螺栓为M20，则，箱体轴承座宽度，取；轴承端盖连接螺钉查表选用螺栓M1025，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与轴承端盖外端面的距离，则有 轴段VII的长度为 h. 轴上作用点的间距：轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则有图12-10可得轴的支点及受力点间的距离为（5） 键连接联轴器与轴段I及齿轮4与轴段VI间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号分别为键1680和键20100。（6） 轴的受力分析a. 画轴的受力简图，轴的受力简图如图所示b. 计算支撑反力，在水平面上为式中负号表示与图中所画方向相反在垂直平面上为轴承1的总支撑反力为轴承2的总支撑反力为c. 画弯矩图 弯矩图如图所示在水平面上，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为在垂直平面上为合成弯矩a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为d. 画转矩图 转矩图如图所示，（7） 校核轴的强度因a-a剖面右侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a剖面右侧为危险面，其抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求。（8） 校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 齿轮4处键连接的挤压应力为 取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够。（9） 校核轴承寿命a. 计算轴承的轴向力， 由表11-9查37214C轴承得，。由表9-10查得7214C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为 外部轴向力，各轴向力方向如图所示，则 则两轴承的轴向力分别为 b. 计算当量动载荷，由，查表11-9得，因，故，轴承1的当量动载荷由，查表11-9得，因，故，轴承2的当量动载荷c. 校核轴承寿命：因，故只需校核轴承2，。轴承在100以下工作，查表8-34得。对于减速器，查得载荷系数。轴承1的寿命为减速器预期寿命为，故轴承寿命足够。4.2 输出轴计算选用45#调质，硬度217-255HBS ，轴的输入功率 =615kw，转速=6400/2.793=2291r/min，根据2中15-2式，并查表15-3，取=110。=110=71mm2. 轴的结构设计1、 拟定轴上零件的装配方案1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒6密封盖7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器确定轴的各段直径和长度 1)从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键连接，则轴应该增加5%，取=75mm，根据计算转矩=1.3*5580.6=7260.18N.m，查表知，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为=52 mm，轴段长为= 50mm 2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取80mm，根据轴承端盖装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为15 mm，故去该段长为=50 mm。 3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸=85*140*32，那么该段的直径为85mm，长度为=37.5mm。 4）右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键连接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为330mm，则该段的直径取90mm，齿轮宽为b=68mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=66mm 5）右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩直径=66mm，长度取=10 mm。 6）右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取=80mm，长度为=7.5mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承的安装出处，取轴径为，长度为21mm。3. 求轴上的载荷1、根据轴承支反点的作用点及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平的支反点：=1692.5 N垂直的支反点；由于选用深沟球轴承则=0，那么=616N垂直面的弯矩：= =616*72.5=44.66 Nm= *=616*72.5=44.66Nm水平面弯矩：= *=1692.5*72.5=122.7Nm求合成弯矩：= =130.57 Nm轴传递的转矩： T=558.6Nm2、作出轴上各段受力情况及弯矩图2)判断危险截面并验算强度； 由图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩：=认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数a=0.6，带入：=360 Nm 轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：= 650MPa-1b=60Mpa 有：=69.1mm 轴的最小直径为75mm，所以安全。第5章 斜齿轮齿面瞬时闪温的计算本次设计传动齿轮主要应用于高速重载工况，齿面间有较大滑动速度，从而产生较多的摩擦热。热能使润滑剂与本体接触表面的温度高于临界温度，润滑剂粘度下降，油膜厚度减小，使接触表面发生物理及化学上的变化，导致润滑剂失效，引发齿轮胶合破坏。研究齿轮的温度场，通常考虑两类温度：(l)齿面闪温，其代表接触区的瞬时温升，直接关系到接触表面的承载能力；(2)齿轮本体温度。一般齿轮失效多由接触面的闪温大于临界温度所致。以前，许多学者均以Blok闪温公式为依据来分析闪温。由于Block公式是基于干接触的Hertz应力及一维热冲击的简化条件得到的，其计算结果往往偏低，而在大滑动速率的情况下尤为显著。对于不呈半椭圆Hertz分布的油膜压力，其计算误差大，有必要对齿轮的热弹流进行深入研究。由于斜齿轮啮合过程中，接触线上各点的曲率、表面速度和线载荷等参数都是变化的，从而增加了分析难度。V.Simon给出了斜齿轮热弹流问题的完全数值解法，但该方法没有考虑轮齿弯曲变形的影响，而是假设沿接触线上各点刚体中心膜厚相等，并在此条件下求解，因而不能精确反映齿面温度分布。本文采用以Newton-Raphson 法和松驰法，联立求解Reynolds方程、弹性变形方程、油膜厚度方程、油的粘度和密度方程、能量方程和热界面温度方程，求得齿面闪温的精确收敛解。5.1 基本方程热弹流Reynolds方程：式中： 弹性变形方程：油膜厚度方程：润滑剂的粘-压-温特性方程：式中：Roelands压粘、温沾系数。润滑剂的密-压-温特性方程 式中：润滑剂的热膨胀系数。运动方程：；能量方程：；热界面温度方程： 式中：齿轮1、2的密度。 齿轮1、2的定压比热容。齿轮1、2的热传导系数。齿轮1、2的界面线速度。速度及温度边界条件：当时，。当时，。当在入口区及求解区域之外时，载荷平衡方程：式中：齿轮副总的法向传递系数。 接触点数。第i段接触线长度。本章在计算时采用下列无量纲参数：；式中：赫兹接触半宽。 最大赫兹接触压力。5.2 接触线载荷、曲率半径和切向速度斜齿轮在不同啮合位置时，齿面接触线载荷分布不同。综合考虑啮合误差、轮齿变形及齿轮分布形式等因素，求解齿面接触线载荷分布。齿面接触点的曲率半径可由下式求出： 式中：基圆半径。 接触点压力角。基圆螺旋角。齿面接触点垂直于接触线的切向速度由下式计算： 式中：角速度。 接触点半径。接触点螺旋角。5.3 计算结果按照上述理论和方法，对该组斜齿轮齿面闪温进行分析。齿轮参数为：法面模数，齿数，压力角，螺旋角，齿宽，齿顶高系数，顶隙系数，齿轮传动的功率，转速，齿轮材料的弹性模量，泊松比。齿轮不修形，理想精度。入口油温，初始粘度，初始密度，初始粘度，粘温系数，油的热膨胀系数，油的导热系数，油的比热容，轮齿导热系数，轮齿比热容，轮齿密度。斜齿轮齿面三维闪温分布计算结果如图5-1所示。从图中可以看出：主动轮齿根与从动轮齿根啮合时的闪温值高于主动轮齿顶与从动轮齿根啮合时的闪温值，闪温最大值出现在进入啮合位置的附近，达到159。斜齿轮齿面闪温在齿宽中部比较均匀，而齿顶和齿根部分有载荷集中，滑差率大，使得闪温分布严重不均，在啮合始点和终点附近明显上升。图5-1 齿面瞬时闪温三维分布齿轮参数和工况条件对齿面最大闪温的影响如图5-25-4所示。从图5-2可以看出，当压力角增大或小齿轮变位增加时，最小曲率半径增大,滑差率减少，导致最高齿面闪温下降。且当齿轮进行高度变位，主动齿轮变位系数大于0.2时，最大滑差率所在齿面位置由啮人端转移到啮出端，使齿面最高闪温也由啮人端转移到啮出端，并呈增长趋势。因此，通过合理选择变位系数可以获得较低的齿面闪温最大值。图5-2 压力角和小齿轮变位系数对齿面最大闪温的影响图5-3 螺旋角和齿宽对齿面最大瞬时闪温的影响图5-4 齿轮转速和供油温度对齿面最大闪温的影响综上所述，斜齿轮齿面闪温三维分布的特点是：齿顶和齿根处齿面闪温值明显升高，齿面节圆附近闪温较低，最大闪温出现在进入啮合点区域。斜齿轮齿面闪温三维分布与齿面接触线载荷分布有许多共同之处。适当选择齿轮齿向和齿廓修形参数可有效地减少滑差率软大的啮合始点和啮合终点区域的载荷密度，相应地降低齿面的最大闪温，从而提高齿面抗胶合承载能力。第6章 键的选择与校核6.1 输入轴上的键连接输入轴与联轴器1联接采用平键联接轴径d=32mm，L=50mm，T=118.6 Nm查看相关手册，选择C型平键 由2中表6-1得，B键的b=10mm，h=8mm；=L-b=50-10=40mm h=8mm =46.3MPa=110MPa。6.2 输出轴上的键连接输出轴与齿轮用平键联接；轴径d=60mm，L=66m
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