渐开线齿轮强度计算软件 会员产品
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渐开线齿轮强度计算软件 会员产品

商品编号: JKXCLQDJS001

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            渐开线齿轮设计计算说明书

 

:下文中说明文字"根据表..."均是指<<齿轮手册>>中的相关表格

已知条件:增速齿轮

         齿轮传递功率 P=3300kW

         小轮轴转速 n1=11600r/min

         传动比 i=1.6

         工作时间:50000小时。

         渐开线圆柱齿轮标准齿条齿廓        GB/T1356-2001


         渐开线圆柱齿轮模数                GB/T1357-1987


         渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法    GB/T3480-1997


         胶合承载能力校核计算              GB/Z6413.2-2003


         精度等级:       GB/T 10095.1-2001 10095.2-2001


 

一、确定齿轮类型

    标准斜齿轮,齿轮配合为外啮合传动。

 

二、选择材料

    小齿轮:50SiMn,调质,HB=207255

    大齿轮:42SiMn,调质,HB=196255

    根据图2.5-14(a)和图2.5-43(a),取σHlim1=1350 MPa,σHlim2=1350 MPa,σFlim1=360 MPa,σFlim2=360 MPa

    齿面粗糙度Rz1=3.2 μmRz2=3.2 μm

    齿根表面粗糙度Rz1=10 μmRz2=10 μm

    大、小齿轮设计修缘量Ca1=30 μmCa2=30 μm

    油浴润滑,ν50=20 mm^2/s,胶合承载能力为FZG7级。

 

三、初步确定主要参数

  1.按接触强度初步确定中心距a(根据表2.5-1

    系数Aa:螺旋角β=812°,根据表2.5-2,对于钢对钢的齿轮副Aa=476

    载荷系数k:取k=2

    齿宽系数φa:根据表2.5-4,φa=0.5

    小齿轮的名义转矩:T1=9549*P/n1=2717 N·m

    许用接触应力:σHlim=min{σHlim1,σHlim2}=1350 MPa

                  σHP=0.9*σHlim=1215.00 MPa

    计算:a=Aa*(u+1)*[(K*T1)/(Φa*u*бHP^2)]^(1/3)205.83 mm

    圆整为a=250 mm

  2.初步确定模数、齿数、螺旋角

    根据表2.1-1,取模数m=3.5 mm

    由表2.2-1的公式可导出

    初选β=12°

       Ζ1=2acosβ/[m*(u+1)]=53.74

    取Ζ1=54,Ζ2=u*Ζ1=86.40,取Ζ2=87

    Ζ2经圆整后,齿数比发生了变化,实际齿数比为u=Ζ2/Ζ1=1.611

    精算β=arccos[m*(Ζ2+Ζ1)/2a]=9°1455

 

四、其他几何参数的计算(根据表2.2-1

  1.分度圆压力角

    αn=20°0000

  2.齿顶高系数

   hanˇ=1

  3.顶隙系数

   cnˇ=0.25

  4.齿宽

   b1=140 mmb2=140 mm

  5.齿数比

   u=Ζ2/Ζ1=1.611

  6.分度圆直径

   d1=mn*Ζ1/cosβ=191.489 mm

   d2=mn*Ζ2/cosβ=308.511 mm

  7.基圆直径

    αt=arctan(tanαn/cosβ)=20°1432

   db1=d1*cosαt=179.662 mm

   db2=d2*cosαt=289.457 mm

  8.齿顶高

   ha1=ha2=hanˇ*mn=3.500 mm

  9.齿根高

   hf1=hf2=(hanˇ+cnˇ)*mn=4.375 mm

  10.全齿高

   h1=h2=ha1+hf1=ha2+hf2=7.875 mm

  11.齿顶圆直径

   da1=d1+2*ha1=198.489 mm

   da2=d2+2*ha2=315.511 mm

  12.齿根圆直径

   df1=d1-2*hf1=182.739 mm

   df2=d2-2*hf2=299.761 mm

  13.齿顶压力角

    αat1=arccos(db1/da1)=25°924

    αat2=arccos(db2/da2)=23°2652

  14.端面重合度

    α′t=αt

    εα=[Ζ1(tanαat1-tanα′t)+Ζ2(tanαat2-tanα′t)]/2π=1.767

  15.轴向重合度

    εβ=b*sinβ/(π*mn)=2.046b=min{b1b2}

  16.总重合度

   εγ=εα+εβ=3.813

  17.当量齿数

   Ζv1=Ζ1/(cosβb^2*cosβ)=55.988

   Ζv2=Ζ2/(cosβb^2*cosβ)=90.203

 

五、齿厚测量尺寸的计算

  1.公法线长度

    跨齿数:Ζ1=Ζ1*invαt/invαn=56.06

           Ζ2=Ζ2*invαt/invαn=90.31

           k1=αn*Ζ1/180°+0.5=6.73

           k2=αn*Ζ2/180°+0.5=10.53

           k1=7k2=11

   Wk1=Wk1ˇ*mn=cosαn*[π(k1-0.5)+Ζ1*invαn]*mn=69.9088 mm

   Wk2=Wk2ˇ*mn=cosαn*[π(k2-0.5)+Ζ2*invαn]*mn=112.9178 mm

  2.分度圆弦齿厚、弦齿高

    弦齿厚:s1¨=mn*Ζv1*sin(π/2Ζv1)=5.4971 mm

           s2¨=mn*Ζv2*sin(π/2Ζv2)=5.4975 mm

    弦齿高:h1¨=ha1+0.5*mn*Ζv1*[1-cos(π/2Ζv1)]=3.5386mm

           h2¨=ha2+0.5*mn*Ζv2*[1-cos(π/2Ζv2)]=3.5239 mm

  3.固定弦齿厚、弦齿高

    弦齿厚:sc1¨=0.5*π*mn*cosαn^2=4.8547 mm

           sc2¨=0.5*π*mn*cosαn^2=4.8547 mm

    弦齿高:hc1¨=ha1-π*mn*sin(2αn)/8=2.6165 mm

           hc2¨=ha2-π*mn*sin(2αn)/8=2.6165 mm

  4.量柱(球)直径、量柱(球)跨距

    量柱(球)直径:dp1=1.68*mn=5.8800 mm

                    dp2=1.68*mn=5.8800 mm

    量柱(球)中心的渐开线端面压力角:

                    invαMt1=invαt+dp1/(mn*Ζ1*cosαn)-π/2Ζ1,αMt1=21°481

                    invαMt2=invαt+dp2/(mn*Ζ2*cosαn)-π/2Ζ2,αMt2=21°1419

    量柱(球)跨距:M1=d1*cosαt/cosαMt1+dp1=155.2486 mm

                    M2=d2*cosαt*cos(π/2Ζ2)/cosαMt2+dp2=245.5618mm

 

六、接触疲劳强度的校核

  1.名义切向力

   Ft=2000T1/d1=28373 N

  2.使用系数(根据表2.5-7

    ΚA=1.25,因为增速传动乘以1.1,得ΚA=1.375

  3.动载系数(根据表2.5-11

    计算单对齿刚度和啮合刚度(根据表2.5-32

       理论修正值:Cm=0.8

       轮坯结构系数:实心齿轮CR=1

       基本齿廓系数:CB1=[1+0.5*(1.2-hfp1/mn)]*[1-0.02*(20°-αn)]=0.97

                     CB2=[1+0.5*(1.2-hfp2/mn)]*[1-0.02*(20°-αn)]=0.97

                      CB=(CB1+CB2)/2=0.97

       齿轮柔度的最小值:

                      q=0.04723+0.15551/Ζv1+0.25791/Ζv2=0.05287 (mm·μm)/N

       单对齿刚度理论值:Cth=1/q=18.92 N/(mm·μm)

                      ξ=2*E1*E2/(E1+E2)=1.00

       单对齿刚度:c=ξ*Cth*Cm*CR*CB*cosβ=14.5623 N/(mm·μm)

       啮合刚度:cr=(0.75*εα+0.25)*c=22.9392 N/(mm·μm)

    计算临界转速比(根据表2.5-12

       平均直径:dm1=(da1+df1)/2=190.614mm

                  dm2=(da2+df2)/2=307.636 mm

       轮缘内腔直径比:q1=Di1/dm1=0.000

                        q2=Di2/dm2=0.000

       转动惯量:I1=πρ1*b1*(1-q1^4)*dm1^4/32=1415277.860kg·mm^2

                 I2=πρ2*b2*(1-q2^4)*dm2^4/32=9602209.037 kg·mm^2

       当量质量:m1=I1/(b1*rb1^2)=1.253kg/mm

                  m2=I2/(b2*rb2^2)=3.274 kg/mm

       诱导质量:mred=m1*m2/(m1+m2)=0.9061kg/mm

       临界转速:nE1=30000/(πΖ1)*(cr/mred)^0.5=889.778 r/min

       临界转速比:N=n1/nE1=13.037

    计算齿廓跑合量(根据表2.5-30

       ya1=160/σHlim1*fpb2=0.711 μm

       ya2=160/σHlim2*fpb2=0.711 μm

       ya=(ya1+ya2)/2=0.806 μm

    计算系数BpBfBk(根据表2.5-16

       有效基节偏差:fpbeff=fpb2-yp=fpb2-ya=5.194μm

       有效齿形公差:ffeff=ff2-yf=ff2-ya=6.194μm

       设计修缘量:Ca=(Ca1+Ca2)/2=30.000μm

       Bp=c*fpbeff/(Ft*ΚA/b)=0.271

       Bf=c*ffeff/(Ft*ΚA/b)=0.324

       Bk=|1-c*Ca/(Ft*ΚA/b)|=0.568

    计算系数Cv(根据表2.5-15

       εγ>2,取Cv1=0.32

                   Cv2=0.57/(εγ-0.3)=0.162

                   Cv3=0.096/(εγ-1.56)=0.043

                   Cv4=(0.57-0.05*εγ)/(εγ-1.44)=0.160

                   Cv5=0.47

                   Cv6=0.12/(εγ-1.74)=0.058

       εγ>2.5,取Cv7=1.0

    N1.5,属于超临界区

   Κv=Cv5*Bp+Cv6*Bf+Cv7=1.1785

  4.齿向载荷分布系数(根据表2.5-18

    计算加工、安装误差产生的啮合齿向误差分量

       装配时进行检验调整,fma=0.5*Fβ1=6.000 μm

    取小齿轮结构系数(根据表2.5-21

       刚性,Κ′=0.48

    计算小齿轮结构尺寸系数(根据表2.5-22

       通过该对齿轮的功率Κ=100

       B=1+2*(100-Κ)/Κ=1.000

       γ=[|B+Κ′*l*s/d1^2*(d1/dsh)^4-0.3|+0.3]*(b/d1)^2=0.550 (μm·mm)/N

    计算单位载荷作用下的啮合齿向误差(根据表2.5-20

       一般齿轮fsh0=0.023*γ=0.013 (μm·mm)/N

    综合变形产生的啮合齿向误差分量fsh=(Ft*ΚA*ΚV/b)*fsh0=4.157 μm

    初始啮合齿向误差:

       受载时接触不良Fβx=1.33*fsh+fma=11.529 μm

    计算齿向跑合系数(根据表2.5-23

       xβ1=1-320/σHlim1=0.763 μm

       xβ2=1-320/σHlim2=0.763 μm

       xβ=(xβ1+xβ2)/2=0.763 μm

    跑合后啮合齿向误差Fβy=Fβx*xβ=8.796 μm

   ΚHβ=1+0.5*Fβy*cr/(Ft*ΚA*ΚV/b)=1.3072

  5.齿间载荷分配系数(根据表2.5-29

   FtH/b=Ft*ΚA*ΚV*ΚHβ/b=429.291 N

   ΚHα=0.9+0.4*[2*(εγ-1)/εγ]^0.5*cr*(fpb-ya)/(FtH/b)=1.0349

  6.节点区域系数

    基圆螺旋角βb=arccos{[1-(sinβ*cosαn)^2]^0.5}=8°4111

    ΖH=[2*cosβb*cosα′t/(cosαt^2*sinα′t)]^0.5=2.4641

  7.弹性系数

   ΖE={1/π[(1-ν1^2)/E1+(1-ν^2)/E2]}^0.5=189.81 MPa^0.5

  8.重合度系数(根据表2.5-35

   Ζε=(1/εα)^0.5=0.7523

    经验算:ΚHα≤εγ/(εα*Ζε^2)

  9.螺旋角系数

   Ζβ=(cosβ)^0.5=0.9935

  10.单对齿啮合系数(根据表2.5-33

    直齿轮参数M1=tanα′/{[(da1^2/db1^2-1)^0.5-2π/Ζ1]*[(da2^2/db2^2-1)^0.5-(εα-1)*2π/Ζ2]}^0.5=1.0087

   ΖB=1

   ΖD=1

  11.寿命系数(根据表2.5-40

    NL1=n1*L=34800000000

    NL2=NL1/u=21600000000

    ΖNT1=(5*10^7/NL1)^0.0306=0.8185

    ΖNT2=(5*10^7/NL2)^0.0306=0.8305

  12.润滑剂系数(根据表2.5-36

     σHlim11200 MPa,取σHlim1=1200 MPaCZL1=σHlim1/4375+0.6357=0.910

    ΖL1=CZL1+4*(1.0-CZL1)/(1.2+80/ν50)^2=0.9233

     σHlim21200 MPa,取σHlim2=1200 MPaCZL2=σHlim2/4375+0.6357=0.910

    ΖL2=CZL2+4*(1.0-CZL2)/(1.2+80/ν50)^2=0.9233

  13.速度系数(根据表2.5-36

     σHlim11200 MPa,取σHlim1=1200 MPaCZV1=0.85+(σHlim1-850)/350*0.08=0.930

    ΖV1=CZV1+2*(1.0-CZV1)/(0.8+32/ν)^0.5=1.0650

     σHlim21200 MPa,取σHlim2=1200 MPaCZV2=0.85+(σHlim2-850)/350*0.08=0.930

    ΖV2=CZV2+2*(1.0-CZV2)/(0.8+32/ν)^0.5=1.0650

  14.粗糙度系数(根据表2.5-37

     节点处曲率半径:ρ1=0.5*db1*tanα′t=33.126 mm

                     ρ2=0.5*db2*tanα′t=53.371 mm

     节点处诱导曲率半径:ρred=ρ1*ρ2/(ρ1+ρ2)=20.440 mm

     相对平均表面粗糙度:Rz10=(Rz1+Rz2)/2*(10/ρred)^(1/3)=2.521

     σHlim11200 MPa,取σHlim1=1200 MPaCZR1=0.32-0.0002*σHlim1=0.080

    ΖR1=(3/Rz10)^CZR1=1.0140

     σHlim21200 MPa,取σHlim2=1200 MPaCZR2=0.32-0.0002*σHlim2=0.080

    ΖR2=(3/Rz10)^CZR2=1.0140

  15.齿面工作硬化系数

    HB470HBW,取HB=470

    ΖW1=ΖW2=1.2-(HB-130)/1700=1

  16.尺寸系数(根据表2.5-41

    ΖX1=1.0000

    ΖX2=1.0000

  17.最小安全系数

     根据表2.5-42,取SHmin=1.60SFmin=2.00

  18.计算接触应力(表2.5-6

    бH0=ΖHΖEΖεΖβ[Ft/(d1*b)·(u+1)/u]^0.5=457.83 MPa

    бH1=ΖB*бH0*(ΚAΚvΚHβΚHα)^0.5=693.96 MPa

    бH2=ΖD*бH0*(ΚAΚvΚHβΚHα)^0.5=687.98 MPa

  19.许用接触应力(表2.5-6

    бHP1=бHG1/SHmin=бHlim1*ΖNT1ΖL1ΖV1ΖR1ΖW1ΖX1/SHmin=688.59 MPa

    бHP2=бHG2/SHmin=бHlim2*ΖNT2ΖL2ΖV2ΖR2ΖW2ΖX2/SHmin=698.69 MPa

     由以上计算可知:бH1>бHP1,小齿轮的接触强度不满足要求

                     бH2≤бHP2,大齿轮的接触强度满足要求。

  20.接触强度计算安全系数(表2.5-6

    SH1=бHG1/бH1=1.59

    SH2=бHG2/бH2=1.62

 

七、弯曲疲劳强度的校核

  1.齿向载荷分布系数

   N=(b/h)^2/[1+(b/h)+(b/h)^2]b/h取大小齿轮中的小值。

   ΚFβ=ΚHβ^N=1.2877

  2.齿间载荷分配系数(根据表2.5-44

   ΚFα=ΚHα=1.0660

  3.齿形系数(根据表2.5-45

   (1).小齿轮

       Spr1=pr1-q1

       E1=πmn/4-hfp1*tanαn+Spr1/cosαn-(1-sinαn)*ρfp1/cosαn=0.2252 mm

       G1=ρfp1/mn-hfp1/mn=-0.8700

       βb=arccos{[1-(sinβcosαn)^2]^0.5}=8°4111

       H1=2/ΖV1*(π/2-E1/mn)-π/3=-0.9934

       θ1=(2G1/ΖV1)*tanθ1-H1,得θ1=54°2538

       SFn1/mn=ΖV1*sin(π/3-θ1)+3^(1/3)*(G1/cosθ1-ρfp1/mn)=2.1886

       ρF1/mn=ρfp1/mn+2*G1^2/[cosθ1*(ΖV1*cosθ1^2-2*G1)]=0.5058

       εαV=εα/cosβb^2=1.8082

       dV1=mn*ΖV1=195.9580 mm

       dbV1=dV1*cosαn=184.1403 mm

       daV1=dV1+da1-d1=202.9580 mm

       deV1=2*{[((daV1/2)^2-(dbV1/2)^2)^0.5-π*mn*cosαn*(εαV-1)]^2+(dbV1/2)^2}^0.5=196.5194mm

       αeV1=arccos(dbV1/deV1)=20°2642

       γe1=(π/2)/ΖV1+invαn-invαeV1=1°3250

       αFeV1=αeV1-γe1=18°5352

       hFe1/mn=[(cosγe1-sinγe1*tanαFeV1)*deV1/mn-ΖV1*cos(π/3-θ1)-G1/cosθ1+ρfp1/mn]/2=0.8806

       УF1=6*(hFe1/mn)*cosαnFeV1/[(SFn1/mn)*cosαn]=1.1105

   (2).大齿轮

       Spr2=pr2-q2

       E2=πmn/4-hfp2*tanαn+Spr2/cosαn-(1-sinαn)*ρfp2/cosαn=0.2252 mm

       G2=ρfp2/mn-hfp2/mn=-0.8700

       βb=arccos{[1-(sinβcosαn)^2]^0.5}=8°4111

       H2=2/ΖV2*(π/2-E2/mn)-π/3=-1.0138

       θ2=(2G2/ΖV2)*tanθ2-H2,得θ2=56°2517

       SFn2/mn=ΖV2*sin(π/3-θ2)+3^(1/3)*(G2/cosθ2-ρfp2/mn)=2.2475

       ρF2/mn=ρfp2/mn+2*G2^2/[cosθ2*(ΖV2*cosθ2^2-2*G2)]=0.4733

       εαV=εα/cosβb^2=1.8082

       dV2=mn*ΖV2=315.7105 mm

       dbV2=dV2*cosαn=296.6708 mm

       daV2=dV2+da2-d2=322.7105 mm

       deV2=2*{[((daV2/2)^2-(dbV2/2)^2)^0.5-π*mn*cosαn*(εαV-1)]^2+(dbV2/2)^2}^0.5=316.5102mm

       αeV2=arccos(dbV2/deV2)=20°2338

       γe2=(π/2)/ΖV2+invαn-invαeV2=0°5640

       αFeV2=αeV2-γe2=19°2659

       hFe2/mn=[(cosγe2-sinγe2*tanαFeV2)*deV2/mn-ΖV2*cos(π/3-θ2)-G2/cosθ2+ρfp2/mn]/2=0.9094

       УF2=6*(hFe2/mn)*cosαnFeV2/[(SFn2/mn)*cosαn]=1.0839

  4.应力修正系数

    齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值

       L1=SFn1/hFe1

       L2=SFn2/hFe2

    齿根圆角参数

       qs1=SFn1/(2*ρF1)

       qs2=SFn2/(2*ρF2)

   УS1=(1.2+0.13*L1)*qs1^[1/(1.21+2.3*L1)]=2.1862

   УS2=(1.2+0.13*L2)*qs2^[1/(1.21+2.3*L2)]=2.2785

  5.重合度系数

   Уε=0.25+0.75/εαV=0.6648

  6.螺旋角系数

    εβ>1,取εβ=1

   Уβ=1-εβ*β/120°=0.9229

  7.试验齿轮的应力修正系数

    使用本方法给出的бFlim值计算时,取УST=2.0

  8.寿命系数(根据表2.5-50

   УNT1=(3000000/NL1)^0.02=0.8293

   УNT2=(3000000/NL2)^0.02=0.8372

  9.相对齿根圆角敏感系数

    根据表2.5-51,得ρ′1=0.0030 mm

   Χˇ=(1+2*qs1)/5=1.0654

    ΧˇT=(1+2*qST)/5=1.2(qST=2.5)

    УδrelT1=[1+(ρ′1*Χˇ)^0.5]/[1+(ρ′1*ΧˇT)^0.5)]=0.9967

    根据表2.5-51,得ρ′2=0.0030 mm

   Χˇ=(1+2*qs2)/5=1.1497

    ΧˇT=(1+2*qST)/5=1.2(qST=2.5)

    УδrelT2=[1+(ρ′2*Χˇ)^0.5]/[1+(ρ′2*ΧˇT)^0.5)]=0.9988

  10.相对齿根表面状况系数(根据表2.5-53

     УRrelT1=1.674-0.529*(Rz1+1)^0.1=1.0017

     УRrelT2=1.674-0.529*(Rz2+1)^0.1=1.0017

  11.尺寸系数(表2.5-54

    mn5 mm,取mn=5 mm,УX1=1.03-0.006*mn=1.0000

    mn5 mm,取mn=5 mm,УX2=1.03-0.006*mn=1.0000

  12.计算齿根应力(根据表2.5-43

    бF01=Ft/(b*mn)·УF1УS1Уβ=129.74 MPa

    бF02=Ft/(b*mn)·УF2УS2Уβ=131.98 MPa

    бF1=бF01·ΚAΚVΚFβΚFα=288.59 MPa

    бF2=бF02·ΚAΚVΚFβΚFα=293.57 MPa

  13.许用齿根应力(根据表2.5-43

    бFP1=бFG1/SFmin=бFlim1УSTУNT1УδrelT1УRrelT1УX1/SFmin=298.07 MPa

    бFP2=бFG2/SFmin=бFlim2УSTУNT2УδrelT2УRrelT2УX2/SFmin=301.54 MPa

     由以上计算可知:бF1≤бFP1,小齿轮的弯曲强度满足要求

                     бF2≤бFP2,大齿轮的弯曲强度满足要求。

  14.弯曲强度计算安全系数(根据表2.5-43

    SF1=бFG1/бF1=2.07

    SF2=бFG2/бF2=2.05

 

  八、胶合承载能力校核(GB/Z 6413.2-2003)

  1.螺旋线系数ΚBγ

    由于εγ≥3.5,取ΚBγ=1.3

  2.单位齿宽载荷ωBt

    齿向载荷分布系数ΚBβ=ΚHβ=1.3072

    齿间载荷分配系数ΚBα=ΚHα=1.0660

   ωBt=ΚAΚVΚBβΚBα*Ft/b=594.9 N/mm

  3.平均摩擦系数μmc

    沿齿廓方向的齿面轮廓算术平均偏差

       Ra=0.5*(Rz1/6.0+Rz2/6.0)=0.53 μm

    润滑油在油温下的动力粘度,取ηoil=v*ρ_rhy=0.000 mPa·s

    节点处线速度之和

       νΣc=2νtanα′t*cosαt=80.4808 m/s

    节点处相对曲率半径

       ρredc=u/(u+1)^2*a*sinα′t/cosβb=20.6770 mm

    粗糙度系数

       ΧR=2.2*(Ra/ρredc)^0.25=0.8817

    润滑剂系数

       ΧL=1.0

   μmc=0.045*[ωBt*KBy/(νΣc*ρredc)]^0.2*ηoil^(-0.05)*ΧR*ΧL=0.0369

  4.热闪系数ΧM

    热啮系数:Bm1=(λM1*c1*ρ1)^0.5=13.7815

                Bm2=(λM2*c2*ρ2)^0.5=13.7815

    啮合线上的参数Г=0

   ΧM={2/[(1-ν1^2)/E1+(1-ν2^2)/E2]}^0.25*((1+Г)^0.5+(1+Г/u)^0.5)/(Bm1*(1+Г)^0.5+Bm2*(1+Г/u)^0.5)

   =50.0506 K·N^(-0.75)·S^0.5·m^(-0.5)·mm

  5.小轮齿顶几何系数ΧBE

    ρE1=0.5*(da1^2-db1^2)^0.5=42.1884

   ρE2=a*sinαt'-ρE1=44.3088

   ΧBE=0.51*(u+1)^0.5*(ρE1^0.5-(ρE2/u)^0.5)/(ρE1*|ρE2|)^0.25=0.1537

  6.啮入系数ΧQ

    齿顶重合度:ε1=Ζ1/2π*{[(da1/db1)^2-1]^0.5-tanα′t}=0.8670

                ε2=Ζ2/2π*|[(da2/db2)^2-1]^0.5-tanα′t|=0.8995

   εf=ε1  εa=ε2

    由于εf1.5*εa,取ΧQ=1

  7.齿顶修缘系数Χca

    计算用齿顶修缘量

       Ceff=Ka*Ft/b/cr=12.1479 μm

       Ca=Ceff=12.1479 μm

   Χca=1+(0.06+0.18(Ca/Ceff))*ε2+(0.02+0.69*(Ca/Ceff))*ε2^2=1.0698

  8.重合度系数Χε

       εa=ε1+ε2=1.7665 μm

       Χε=[0.7*(ε1^2+ε2^2)-0.22*εα+0.52-0.6*ε1*ε2]/(2*εα*ε1)=0.2467

  9.材料焊合系数

    焊合系数ΧW=1.00

   Χwt=1

    相对焊合系数Χwrelt=Χw/Χwt=1.00

  10.试验齿轮的本体温度θMT和积分平均温升θflainT

    FZG胶合载荷级相应的试验齿轮的小齿轮转矩T1t=3.726*(FZG胶合载荷级)^2=182.5740 N·m

     θflaintTFZG7

     θMT=80+0.23*T1t*ΧL=121.9920

     润滑油在40℃时的名义运动黏度υ40=33.5000 mm^2/s

     θflainT=0.2*T1t*(100/υ40)^0.02*ΧL=37.3223

  11.润滑系数

     油浴润滑时,ΧS=1.0

  12.积分温度E点瞬时温升

     压力角系数Χαβ=1

     跑合系数(假定已经充分跑合)ΧE=1

     啮合系数Χmp=1

     小轮齿顶的闪温θflaE

       θflaE=μmc*ΧM*ΧBE*Χαβ*(KBy*ωBt)^0.75*ν^0.5/(|a|)^0.25*ΧE/(ΧQ*Χca)=105.5389

     积分平均温升:θflaint=θflaE*Χε=26.0365

     本体温度:θM=θoil+0.7*Χmp*θflaint*Χs=68.2255

     积分温度:θint=θM+1.5*θflaint=107.2802

  13.胶合温度θints

     θints=θMT+Χwrelt*1.5*θflaintT=177.9754

  14.安全系数Sints

    Sints=θints/θint=1.659

     Ssmin=1.8Sints Ssmin, 不满足胶合承载能力要求。


会员共享其它计算如下:

渐开线齿轮几何尺寸计算(外啮合)
渐开线齿轮几何尺寸计算(内啮合)
齿条齿轮几何计算
外啮合齿轮总变位系数
圆锥齿轮几何尺寸计算
圆弧齿轮几何尺寸计算
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四连杆机构运动分析
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渐开线齿轮设计(一般算法)
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