齿轮传动EHL油膜厚度的计算_李锡玖

齿轮传动强度计算例题01

同济大学《机械设计》 JXSJ 51 直齿圆柱齿轮传动例题： 如图设计带式输送机减速器的高速级齿轮传动。已知输入功率P 1=40KW ，小齿轮转速n 1=960r/min,齿数比u=3.2,由电动机驱动，工作寿命15年(每年 工作300天)，两班制，带式运输机工作平稳，转向不变。 解： 1. 选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1) 选用直齿轮。 2) 材料：考虑到功率较大，大小齿轮均用硬齿面. 3) 材料为40Cr ；调质后表面淬火，齿面硬度为48~55HRC. 4) 选取精度等级：初取7级精度 5) 齿数：Z1=24；Z2=uZ1=77 2. 按齿面接触疲劳强度设计 1)设计公式： 2)确定各参数值 （1） 初取K t =1.3 （2） 转矩 T 1=95.5×105P/n 1=95.5×105×40/960=3.98×105N·m （3） 选取齿宽系数. ψd =0.9 （4） 弹性影响系数. ZE=189.8Mpa1/2 （5） 许用应力 a) 接触疲劳强度极限 σHlim = σHlim1= σHlim2=1170Mpa b)应力循环次数： N 1=60n 1γL h =60?960?1?(2?8?300?15)=4.147?109 N 2=N 1/u=4.147?109/3.2=1.296?109 c)寿命系数：K N1=0.88 K N2=0.90 d)许用安全系数 [s]=1 e)许用应力： [σHlim1]= K N1σHlim1/s=0.88?1170/1=1030Mpa [σHlim2]= K N2σHlim1/s=0.9?1170/1=1053Mpa [σHlim ]= [σHlim1]=1030Mpa （6） 初算直径 3)修正计算 （1） 速度： v=πd 1n 1/60?1000=3.14?68.39?960/60?1000=3.44(m/s) （2） 齿宽 b=ψd d 1t =0.9?68.39=61.55mm （3） 计算齿宽与齿高之比 模数：m t =d 1t/Z 1=68.39/24=2.85 齿高：h=2.25m t =2.25?2.85=6.413 b/h=61.55/6.413=9.6 （4） 计算载荷系数 a)动载系数 K v =1.12 b)使用系数 K A =1 b) 齿间载荷分配系数 设K A F t /b ≥100N/mm 则：K H α=K F α=1.1 c) 齿向载荷分布系数：K H β=1.43，K F β=1.37 载荷系数： K H =K A K V K H β K F β=1?1.12?1.1?1.43=1.72 K F = K A K V K H β K F β=1?1.12?1.1?1.37=1.69 （5） 修正分度圆： （6） 计算模数m m=d 1/Z 1=75.08/24=3.128mm 2.按齿面弯曲疲劳强度设计 1) 计算公式 2) 确定公式内的各参数值 (1) K F =1.69；T 1=3.98?105；ψd =0.9；Z 1=24 (2) 许用应力 a) 极限应力： σF1=σF2=680Mpa b) 寿命系数： K FN1=0.88；K FN2=0.90 c) 安全系数：S=1.4 d) 许用应力： [σF1]=K FN1σF1/S=0.88?680/1.4=427.4Mpa [σF2]=K FN2σF2/S=0.90?680/1.4=437.14Mpa (3) 齿形系数：Y Fa1=2.65；Y Fa2=2.226 (4) 应力校正系数：Y Sa1=1.58；Y Sa2=1.764 (5) 计算Y Fa Y Sa/[σF ] Y Fa1Y Sa1/[σF1]=2.65?1.58/427.4=0.0098 Y Fa2Y Sa2/[σF2]=2.226?1.764/437.14=0.00898 Y Fa Y Sa /[σF ]=0.0098 3) 计算 3. 几何计算 1) 分度圆直径： d 1=75mm ；d 2=mZ 2=3?80=240 2) 模数：由接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算，取m=3mm 3) 齿数：Z 1=d 1/m=75/3=25 Z 2=uZ 1=3.2?25=80 4) 齿轮宽度：b=ψd d 1=0.9?75=67.5mm 取B 1=73mm ；B 2=68mm 5) 验算： F t =2T 1/d 1=2?3.98?105=10613.33N K A F t /b=1?10613.33/68=156.08N/mm>100N/mm 合适 4. 结构设计（略） 1 2 3 4 5 6 7 []3 2 1112 32.2??? ? ??±≥H E d Z u u KT d σψ[])(39.6810308.1892.312.39.0103983.12 32.212 32.2325 3 2 11mm Z u u T K d H E d t t =? ?? ??±???=??? ? ??±≥σψ) (08.753.1/72.139.683311mm K K d d t t =?==[] 32 11 2sa Fa F d Y Y z KT m σψ≥mm m 94.20098.0249.01098.369.1232 5 =?????≥

(完整版)齿轮齿条传动设计计算.docx

1. 选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1）选用直齿圆柱齿轮齿条传动。 2）速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。 3）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS ，齿条 材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS 。 4）选小齿轮齿数 Z 1 =24，大齿轮齿数 Z 2 = ∞。 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 3 K t T 1 u + 1 Z E d 1t ≥ 2.32 √ ?( ) 2 φd u [ σ ] H (1) 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 K t =1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩。 （预设齿轮模数 m=8mm,直径 d=160mm ） T 1 = 95.5 ×105 P 1 = 95.5 ×105 ×0.2424 n 1 7.96 = 2.908 ×105 N ?mm 3) 由表 10-7 选齿宽系数 φ = 0.5。 d 1 4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8MPa 2 。 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ = 600MPa;齿 Hlim1 条的接触疲劳强度极限 σ = 550MPa 。 Hlim2 6）由式 10-13 计算应力循环次数。 N 1 = 60n 1 jL h = 60 × ( 2× 0.08× 200 × ) = × 4 7.96 ×1 × 4 6.113 10 7)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN1 = 1.7。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 [ σH ] 1 = K HN1 σHlim1 ×600MPa = 1020MPa = 1.7 S (2) 计算 1）试算小齿轮分度圆直径 d ,代入 [σ ] 。 t1 H 1

直齿锥齿轮传动计算例题

例题10-3试设计一减速器中的直齿锥齿轮传动。已知输入功率P=10kw，小齿轮转速n1=960r/min，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。 [解]1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20°。 （2）齿轮精度和材料与例题10-1同。 （3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=3.224=76.8，取z2=77。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即 1) =1.3 计算小齿轮传递的转矩。 9.948 选取齿宽系数=0.3。 查得区域系数 查得材料的弹性影响系数。 [] 由图 由式（ ， 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

2）试算小齿轮分度圆直径 (2) 1 3.630m/s ②当量齿轮的齿宽系数 0.342.832mm 2) ①由表查得使用系数 ②根据级精度（降低了一级精度） ④由表 由此，得到实际载荷系数 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为 及相应的齿轮模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-27）试算模数，即

1）确定公式中的各参数值。 ①试选 ②计算 由分锥角 由图 由图 由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图取弯曲疲劳寿命系数 ，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 2)试算模数。 =1.840mm

润滑油油膜到底有多重要

润滑油油膜的作用 润滑油油膜是保护记起内部组件减少磨损的重要性能之一，而油膜的强度主要取决于润滑油使用的基础油和添加剂，今天恒运君带你一起来看看润滑剂油膜强度的重要性及影响油膜效果的主要因素。 1、油膜的厚度 说到润滑，你会想到什么？它应该是先产生一层有厚度的膜，从而去分离两个金属表面的基础油，因为润滑油的作用就是为了避免金属间的表面接触。所以在这种需求下，油品就必须能提供摩擦表面分离的能力，这就需要三个支撑因素——相对速度、基础油粘度和负荷量。这三个因素也会受到温度、污染以及其它因素的影响。当油膜厚度平衡了这些因素，即借助于相对速度产生粘性流体膜将两摩擦表面完全隔开，由流体膜产生的压力来平衡外载荷，就称为流体动力润滑。 在具有滚动接触（可忽略的相对滑动运动）的应用中，即使具有较大的局部压力点，也可能会影响金属表面间的油膜厚度。其实这些压力点也起着重要作用。基础油的压力和粘度关系允许油品粘度因较高的压力而暂时性增加，这称为弹性流体动力润滑，尽管油膜会很薄，但依然能产生一个完整的油膜分离。

在实践当中，机器表面最理想的状态就是能实现完全分离，薄膜厚度就是为减少摩擦和磨损提供最好的保护。但是如果不具有满足这些油膜厚度的条件，例如当相对流速不足、粘度不足或负载过大时，会发生什么情况呢？其实大多数机器的设计和操作参数都允许速度 不足的情况存在，比如在启动、停止或方向运动变化时。当温度过高也会导致粘度降低，过度污染同样会使得油膜间隙中的磨粒接触。 当流体动力学或弹性流体动力学润滑的先决条件未满足时，基础油将要在所谓的边界接触条件下寻求支撑，这种支撑因素就需要寻找具有摩擦磨损控制性能的添加剂。因此，基础油和添加剂就被调和在一起生产出符合特定需求的润滑油脂产品，从而减轻预期会产生的边界润滑，该润滑剂就具有油膜强度和边界润滑性能。 2.说说油膜的作用 油膜的强度是除了油膜厚度以外，用以减轻摩擦和控制磨损的重要因素。如上所述，在流体动力学和弹性流体动力润滑中，粘度是影响油膜厚度的关键。当基础油粘度不足以克服金属间表面摩擦时，就需要基础油和添加剂产生化学协同效应，形成表面保护机理。在这些边界条件下，边界润滑也会受到机械表面化学和物理性质以及其它任何环境因素的影响，所以即使在负载较重、温度较高或相对表面速度较低时，油膜强度也会有所提高。 3.无润滑的表面相互作用

机械设计基础习题

《机械设计基础》习题 机械设计部分 目录 8 机械零件设计概论 9 联接 10 齿轮传动 11 蜗杆传动 12 带传动 13 链传动 14 轴 15滑动轴承 16 滚动轴承 17 联轴器、离合器及制动器 18 弹簧 19机械传动系统设计 8机械零件设计概论 思考题 8-1 机械零件设计的基本要求是什么？ 8-2 什么叫失效？机械零件的主要失效形式有几种？各举一例说明。 8-3 什么是设计准则？设计准则的通式是什么？ 8-4 复习材料及热处理问题。复习公差与配合问题。 8-5 什么是零件的工艺性问题？主要包含哪几方面的问题？ 8-6 什么是变应力的循环特性？对称循环应力和脉动循环应力的循环特性为多少？8-7 什么是疲劳强度问题？如何确定疲劳极限和安全系数？ 8-8 主要的摩擦状态有哪四种？ 8-9 磨损过程分几个阶段？常见的磨损有哪几种？ 8-10 常见的润滑油加入方法有哪种？

9 联 接 思 考 题 9-1 螺纹的主要参数有哪些？螺距与导程有何不同？螺纹升角与哪些参数有关？ 9-2 为什么三角形螺纹多用于联接，而矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹多用于传动？为 什么多线螺纹主要用于传动？ 9-3 螺纹副的自锁条件是什么？理由是什么？ 9-4 试说明螺纹联接的主要类型和特点。 9-5 螺纹联接为什么要预紧？预紧力如何控制？ 9-6 螺纹联接为什么要防松？常见的防松方法有哪些？ 9-7 在紧螺栓联接强度计算中，为何要把螺栓所受的载荷增加30%？ 9-8 试分析比较普通螺栓联接和铰制孔螺栓联接的特点、失效形式和设计准则。 9-9 简述受轴向工作载荷紧螺栓联接的预紧力和残余预紧力的区别，并说明螺栓工作时所 受的总拉力为什么不等于预紧力和工作载荷之和。 9-10 简述滑动螺旋传动的主要特点及其应用。 9-11 平键联接有哪些失效形式？普通平键的截面尺寸和长度如何确定？ 9-12 为什么采用两个平键时，一般布置在沿周向相隔180°的位置，采用两个楔键时，相 隔90°～120°，而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上？ 9-13 试比较平键和花键的相同点和不同点。 9-14 简述销联接、焊接、粘接、过盈联接、弹性环联接和成形联接的主要特点和应用场合。 习 题 9-1 试证明具有自锁性螺旋传动的效率恒小于50%。 9-2 试计算M24、M24×1.5螺纹的升角，并指出哪种螺纹的自锁性好。 9-3 图示为一升降机构，承受载荷F =150 kN ，采用梯形螺纹，d = 60 mm ，d 2 = 56 mm ，P = 8 mm ，线数n = 3。支撑面采用推力球轴承，升降台的上下移动处采用导向滚轮，它们的摩擦阻力近似为零。试计算： (1)工作台稳定上升时的效率（螺纹副当量摩擦系数为0.10）。 (2)稳定上升时加于螺杆上的力矩。 (3)若工作台以720 mm/min 的速度上升，试按稳定运转条件求螺杆所需转速和功率。 (4)欲使工作台在载荷F 作用下等速下降，是否需要制动装置？加于螺杆上的制动力矩是多少？ 题9-3图 题9-4图 题9-5图 9-4 图示起重吊 钩最大起重 量F = 50 kN ，吊钩材 料为35钢。牵曳力F R F F 导向滚轮 齿轮 制动轮 推力球轴承

滑动轴承油膜厚度计算

1 滑动轴承的工程分析 下面是径向动压滑动轴承的一组计算公式。 1.最小油膜厚度h min h min =C-e=C(1－ε)=r ψ(1－ε) （1） 式中C=R －r ——半径间隙，R 轴承孔半径；r 轴颈半径； ε=e/C ——偏心率；e 为偏心距； ψ=C/r ——相对间隙，常取ψ=(0.6-1)×10-3(v)1/4 ， v 为轴颈表面的线速（m/s ） 设计时，最小油膜厚度h min 必须满足： h min /(R z1+R z2)≥2-3 ［1］ (2) 式中R z1、R z2为轴颈和轴承的表面粗糙度。 2.轴承的特性系数（索氏系数） S=μn ／（p ψ2 ）（3） 式中μ——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度（Pa ·s ）； n ——轴颈的转速（r/s ）；p ——平均压强 （N/m 2 ） 用来检验轴承能否实现液体润滑。 ε值可按下面简化式求解。 A ε2 +E ε+C=0 （4） 其中A=2.31(B/d)-2 ,E=－(2.052A ＋1), C=1＋1.052A －6.4088S. 上式中d ——轴径的直径（m ）；B ——轴承的宽度（m ） 通常ε选在0.5-0.95之间，超出0-1间的值，均非ε的解［1］ 。 3．轴承的温升 油的平均温度t m 必须加以控制，否则，润滑油的粘度会降低，从而破坏轴承的液体润滑。 油的温升为进出油的温度差，计算式为： ) 5()(v K vBd Q c f p T S ψπψρψ += ? 式中 f —摩擦系数；c —润滑油的比热，通常取1680-2100 J/kg ℃；ρ—润滑油的密 度，通常取850-900kg/m 3；Q —耗油量(m 3 /s)，通常为承载区内流出的端泄量；K S —为轴承体 的散热系数［1,2］ 上式中的（f/ψ）、（Q/ψνBd ）值，如ε=0.5-0.95可按 f/ψ=0.15＋1.92 (1.119－ε)［1＋2.31 ( B/d )-2 (1.052－ε)］ （6） Q/ψνBd=ε(0.95-0.844ε)/[(B/d)-2+2.34-2.31ε] ［2］ （7） 求解，上式中的B ，d 的单位均为m ，p 的单位为N/m 2 ，ν为油的运动粘度，单位为m/s. 轴承中油的平均温度应控制在 t m =t 1+△T/2≤75℃ （8） 其中t 1为进油温度；t m 为平均温度 2 径向动压滑动轴承稳健设计实例 设计过程中可供选择的参数及容差较多，在选用最佳方案时，必须考虑各种因素的影响 和交互作用。如参数B 、轴颈与轴瓦的配合公差、润滑油的粘度的变化对油膜温升及承载能

高副接触弹流润滑条件下的油膜厚度分析

一高副接触弹流润滑条件下的油膜厚度分析 1 弹流润滑条件下的油膜厚度公式 1）线接触弹流润滑条件下的油膜厚度公式 线接触弹流润滑油膜厚度公式选用Dowson-Higginson 提出的油膜厚度公式【１】 ，其最小油膜 厚度公式为 13 .003.0'13 .043.07.0054.0min )(65.2w E L R u h ηα= （1-1） 式中，h min 为最小油膜厚度，m ；R 是综合曲率半径， 2 11 11R R R + =，其中R 1、R 2为两接触体在接触点处的曲率半径，m ；u 是接触点卷吸速度，2 2 1u u u += ，其中u 1、u 2为两接触体在接触点处的线速度，m/s ；η0是润滑油在大气压下的粘度，Pa ·s ，；α是粘压系数，m 2/N ；E '是综合弹 性模量，)11(2112 2 2 121'E E E μμ-+-=，其中，μ1、μ2为两接触体的泊松比，E 1、E 2为两接触体的 弹性模量，Pa ；L 是接触区域轴向长度，m ；w 是滚动体承受的载荷，N 。 从最小油膜厚度公式可以推导出中心油膜厚度公式为 13 .003.0'13 .043.07.0054.0)(53.3w E L R u h c ηα= （1-2） 最小油膜厚度公式的无量纲形式为 13 .07 .054.0min 65 .2W U G H =（1-3） 式中，min H 为无量纲最小油膜厚度，R h H /min min =；G 为无量纲材料参数，' E G α=；U 为无量纲速度参数，R E u U '0η= ；W 为无量纲载荷参数，RL E w W '= 。 从最小油膜厚度公式可以推导出中心油膜厚度公式的无量纲形式为 13 .07 .054.053.3W U G H c =（1-4） 2）点接触弹流润滑条件下的油膜厚度公式 点接触弹流润滑油膜厚度公式选用Hamrock-Dowson 提出的油膜厚度公式【2】 ，其最小油膜厚 度公式为 )1()(63.368.0073.0117.0'493.049.068.00min k e w E R u h ----=αη （1-5）

齿轮传动强度设计计算

直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析
阮超
传递：功率P，转速n，扭矩T
齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式： 弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联） 条件变化： 1.齿轮箱外形尺寸不变，n2=3600r/min， m2=4mm，求P2？ 弯曲 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P2=120*4/3KW 接触 体积不变，转速变化3600/3000，P2=120KW；
弯曲变化机理：齿形变大 接触变化机理：P=T*n/9550
已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm

直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析
阮超
传递：功率P，转速n，扭矩T
齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式： 弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联） 条件变化： 2.齿轮箱齿数不变，n2=3600r/min， m2=4mm，求P2？ 弯曲 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW 接触 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW
2 2 2 2
弯曲变化机理：力臂和曲率半径增大 接触变化机理：单位齿宽负载和直径增大
已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm

直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析
阮超
传递：功率P，转速n，扭矩T
齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式： 弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联） 条件变化： 3.齿轮箱尺寸放大4/3倍，n2=3600r/min， 求P2？ 弯曲 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW 接触 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW
2 2 3 3
弯曲变化机理：齿宽b，模数m增大 接触变化机理：齿宽b，模数m增大
已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm

新油膜厚度在沥青混合料设计中的应用

新油膜厚度在沥青混合料设计中的应用 摘要：传统设计方法中，沥青混合料的沥青用量采用油膜厚度指标确定，但传统油膜的厚度与混合料的实际油膜厚度有误差。本文提出了新的油膜厚度指标，并进行沥青混合料的配合比设计，对该指标进行了试验检验。 关键词：油膜厚度、新油膜厚度、沥青混合料 1前言 确定沥青混合料中的最佳沥青用量是沥青混合料设计好坏的重要一环，如果沥青用量过大沥青混合料颜色黑亮，施工时易发生推移现象，同时其高温稳定性差。而沥青用量过小，沥青混合料颜色较暗，沥青混合料使用时易开裂老化，同时水稳定性差。传统的设计方法中沥青用量是用油膜厚度这个指标来衡量的，但是传统的油膜厚度的定义中[1]，油膜厚度的大小只和胶结材料的用量体积有关，与矿料的颗粒分布情况和混合料的压实情况无关，也就是说沥青混合料设计中，最佳沥青用量的确定不考虑混合料的空隙率和VMA。这种假设与混合料在压实过程中的情况有很大的差别，混合料在压实过程中矿料颗粒之间空隙逐渐减小，包裹矿料颗粒的沥青厚度也会受到影响。所以用油膜厚度来确定最佳沥青用量误差较大，本文针对这种情况，采用新沥青油膜厚度对沥青混合料进行设计。 2 新油膜的概念 新油膜厚度t的定义为沥青混合料矿料的表面穿过油膜到空气的最短距离。并且假设所有矿料颗粒的新油膜是均匀的薄壳，这个薄壳就被称为“新油膜”。 传统油膜在进行建模时假设矿料包裹上油膜厚[2]，矿料之间不发生接触，这样的话，每个矿料所包裹的油膜其厚度必然会相同，如矿料的粒径就没有关系了。但实际上沥青混合料的矿料颗粒并不是相互独立互补接触的状态，在沥青混合料的搅拌、运输、摊铺、压实的过程中，时刻在接触，这时，一定会出现两个矿料颗粒间的距离小于最佳油膜厚度的情况，也就是说矿料的油膜出现了重叠部分。 这种情况下，在按照传统油膜的模型就会有误差了[3]，实际中的矿料油膜会相互接触的，矿料油膜厚度包括有效厚度和小于油膜厚度。为了避免计算时颗粒粒径太小，表面积计算值过大的情况，对沥青混合料矿料的最小粒径进行限制，因为纯沥青中最大的颗粒约为0.2μm，因此考虑集料的最小尺寸为0.2μm是有意义的。 3 油膜和新油膜区别计算示例 为了对比分析传统油膜和新油膜厚度的区别，现以某沥青路面混合料设计为例进行说明。该道路采用沥青AC-16作为道路上面层。其设计级配如表3-1所示。

齿轮传动设计计算例题详解精选.

齿轮传动设计计算的步骤 （1）根据题目提供的工作情况等条件，确定传动形式，选定合适的齿轮材料和热处理方法，查表确定相应的许用应力。 （2）分析失效形式，根据设计准则，设计m或d1； （3）选择齿轮的主要参数； （4）计算主要集合尺寸，公式见表9-2.表9-10或表9-11； （5）根据设计准则校核接触强度或弯曲强度； （6）校核齿轮的圆周速度，选择齿轮传动的静的等级和润滑方式等；（7）绘制齿轮零件工作图。

以下为设计齿轮传动的例题： 例题 试设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中得齿轮传动。已知：用电动机驱动，传递功率P=10KW ，小齿轮转速n 1=950r/min ，传动比i=4，单向运转，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。 解：（1）选择材料与精度等级 小轮选用45钢，调质，硬度为229~286HBS （表9-4）大轮选用45钢，正火，硬度为169~217HBS(表9-4)。因为是普通减速器，由表9-13选IT8级精度。因硬度小于350HBS ，属软齿面，按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。 （2）按接触疲劳强度设计 ①计算小轮传递的转矩为 T 1 =9.55×106 n1 P =9.55×106×95510 =105N ·mm ②载荷系数K 查表9-5取 K=1.1 ③齿数Z 和齿宽系数ψ d 取z 1=25，则 100254iz1z2=?== 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表9-12选取ψ d =1。 ④许用接触应力【 σ H 】 由图9-19（c ）查得 MPa H 5701 lim =σ MPa H 5302lim =σ 由9-7表查得S H =1 9h 11101.19=）8×5×52×10（×955×60=j 60=L n ?N ()8 9 1 2 10 34 1019.1i =N N ?=?= 查图9-18得 11 =Z N ， 1.082=Z N 由式（9-13）可得 []MPa H S Z H H N 5701570 11 lim 1 1=?= ?= σσ []MPa H S Z H H N 4.5721 530 08.12 lim 2 2 =?= ?=σσ 查表9-6得 MPa Z E 8.189=,故由式（9-14）得

机械基础-案例07 闭式斜齿圆柱齿轮传动

闭式斜齿圆柱齿轮传动 设计一闭式斜齿圆柱齿轮传动。已知传递的功率P 1=20kW ，小齿轮转速 n 1=1000r/min ，传动比i=3，每天工作16h ，使用寿命5年，每年工作300天，齿轮对称布置，轴的刚性较大，电机带动，中等冲击，传动尺寸无严格限制。 解：设计步骤见表 1．选定材料、热处理方式、精度等级、齿数等 小轮：40Cr 调质 HB 1=241～286，取260HBW ； 大轮：45调质 HB 2=197～255，取230HBW ； 7级精度 取z 1=27，则大轮齿数z 2=i z 1=3×27=81， 对该两级减速器，取z=1。 初选螺旋角 =14° 2．确定许用弯曲应力 δHlim1=710MPa ，δHlim2=580MPa ， δFlim1=600MPa ，δFlim2=450MPa ， 安全系数取S Hlim =1.1 S Flim =1.25 N 1=60×1000×5×300×16=14.4×108 N 2= N 1/i=14.4×108/3=4.8×108 得：Z N1=0.975 Z N2=1.043 Y N1=0.884 Y N2=0.903 MPa S Z H N H H 3 .6291.1975.0710][min 1 1lim 1=?== σσ MPa S Z H N H H 550 1 .1043 .1580][min 2 2lim 2=?= = σσ MPa S Y Y F X N F F 32 .42425.11884.0600][min 1 11lim 1=??== σσ MPa S Y Y F X N F F 08 .32525 .11 903.0600][min 2 22lim 2=??= = σσ

齿轮传动设计计算例题详解

齿轮传动设计计算的步骤 （1） 根据题目提供的工作情况等条件，确定传动形式，选定合适的 齿轮材料和热处理方法，查表确定相应的许用应力。 （2） 分析失效形式，根据设计准则，设计m 或d1； （3） 选择齿轮的主要参数； （4） 计算主要集合尺寸，公式见表9-2.表9-10或表9-11； （5） 根据设计准则校核接触强度或弯曲强度； （6） 校核齿轮的圆周速度，选择齿轮传动的静的等级和润滑方式等； （7） 绘制齿轮零件工作图。 以下为设计齿轮传动的例题： 例题 试设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中得齿轮传动。已知：用电动机驱动，传递功率P=10KW ，小齿轮转速n1=950r/min ，传动比i=4，单向运转，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。 解：（1）选择材料与精度等级 小轮选用45钢，调质，硬度为229~286HBS （表9-4）大轮选用45钢，正火，硬度为169~217HBS(表9-4)。因为是普通减速器，由表9-13选IT8级精度。因硬度小于350HBS ，属软齿面，按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。 （2）按接触疲劳强度设计 ①计算小轮传递的转矩为 T 1 =9.55×10 6n1 P =9.55×106×95010=105N ·mm ②载荷系数K

查表9-5取 K=1.1 ③齿数Z 和齿宽系数ψd 取z1=25，则 100254iz1z2=?== 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表9-12选取ψd =1。 ④许用接触应力【σH 】 由图9-19（c ）查得 MPa H 5701 lim =σ MPa H 5302lim =σ 由9-7表查得SH=1 9h 11101.19=）8×5×52×10（×955×60=j 60=L n ?N ()8 9 1 2 10 34 1019.1i =N N ?=?= 查图9-18得11=Z N ， 1.082=Z N 由式（9-13）可得 []MPa H S Z H H N 5701570 11 lim 1 1=?= ?= σσ []MPa H S Z H H N 4.5721 530 08.12 lim 2 2 =?= ?=σσ 查表9-6得MPa Z E 8.189=,故由式（9-14）得 [] mm H u u K Z T d E d 4.575708.18952.3415101.152.3)1(3253 2 111 =??? ???????=??? ? ??±≥σψ mm m z d 296.225 4 .571 1 == =

渐开线标准直齿圆柱齿轮的主要参数及几何尺寸计算

渐开线标准直齿圆柱齿轮的主要参数及几何尺寸计算 12.3.1 齿轮各部分名称及符号 此主题相关图片如下： 此主题相关图片如下： 此主题相关图片如下： 此主题相关图片如下：554554.jpg

12.3.2 渐开线标准直齿圆柱齿轮的基本参数及几何尺寸计算 1 模数 齿轮圆周上轮齿的数目称为齿数，用z表示。根据齿距的定义知 此主题相关图片如下： 2 压力角 此主题相关图片如下：

此主题相关图片如下： 3 齿数 4 齿顶高系数 h a =h a *m （h a *=1） 5 顶隙系数 c=c*m (c*=0.25) h f =(h a *+c*)m 全齿高 h=h a +h f =(2h a *+c*)m 此主题相关图片如下：

标准齿轮是指模数、压力角、齿顶高系数和顶隙系数均为标准值，且分度圆上的齿厚等于齿槽宽的齿轮。 表12-2 标准直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算公式 此主题相关图片如下：

4. 内齿轮与齿条 图示为一内齿圆柱齿轮，内齿轮的轮齿是分布在空心圆柱体的内表面上。与外齿轮相比有下列几个不同点： 1）内齿轮的齿厚相当于外齿轮的齿槽宽，内齿轮的齿槽宽相当于外齿轮的齿厚。 2）内齿轮的齿顶圆在它的分度圆之内，齿根圆在它的分度圆以外。 图示为一齿条，它可以看作齿轮的一种特殊型式。与齿轮相比有下列两个主要特点： 1）由于齿条的齿廓是直线，所以齿廓上各点的法线是平行的；传动时齿条是直线移动的，故各点的速度大小和方向均相同；齿条齿廓上各点的压力角也都相同，等于齿廓的倾斜角。 2）与分度线相平行的各直线上的齿距都相等。 此主题相关图片如下：

减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

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减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 一、高速级齿轮 １、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 （２)运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 (3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为４０Cr （调质),硬度为28０HB Ｓ；大齿轮材料为４５钢(调质)，硬度为240H ＢS ，二者材料硬度差为40HBS 。 (4)选小齿轮齿数120Z =，大齿轮齿数2 4.2432085Z =?=，取285Z = （5）选取螺旋角，初选螺旋角14β = 2、按齿面接触强度设计,按计算式试算即[]3 2 1121t H E t d H k T Z Z u d u αεσ?? ±≥ ? ?Φ?? （１)确定公式内的各计算数值 ①试选 1.6t k =，由图 10-2６10.740αε=,20.820αε=则有 12 1.560αααεεε=+= ②小齿轮传递转矩 187.542T N m = ③查图10-3０可选取区域系数 2.433H Z = 查表１０-7可选取齿宽系数 1d Φ= ④查表1０-6可得材料的弹性影响系数12 189.8E Z MP =。 ⑤查图10-21d 得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1600H a MP σ=,大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H a MP σ=。 ⑥按计算式计算应力循环次数 ()811606057612830058.29410h N n jL ==??????=? 8 828.29410 1.95104.243 N ?==?

齿轮几何尺寸计算[1]

齿轮基本知识 1、 齿顶圆d a ：由齿顶所确定的圆。 2、 齿槽：相临两齿之间的空间。 3、 齿根圆d f ：齿槽底部所确定的圆。 4、 分度圆d ：齿轮某一圆周上的比值π k p 规定为标准值，并使该圆上的压力角也为标准值，这个圆为分度圆。 5、 模数m ：分度圆上齿距P 对π的比值。m=π p 6、 齿顶：在齿轮上介于齿顶圆和分度圆之间的部分。 7、 齿根：介于齿根圆和分度圆之间的部分。 8、 全齿高h ：齿顶圆与齿根圆之间齿轮的径向高度。 9、渐开线圆柱齿轮基准齿形及齿形参数 ⑴ 齿形角α：α=20° ⑵ 齿顶高h a ：h a =m ，齿顶高系数h a *=1 ⑶ 工作齿高h ′：h ′=2m ⑷ 齿距P ：P=πm ⑸ 径向间隙c ：c=0.25m ，径向间隙系数c *=0.25 ⑹ 齿根圆半径ρf ：0.38m

齿轮几何尺寸计算 一、 斜齿轮几何尺寸计算 1、法向齿距P n ：P n = P t cos β 式中：P t —端面齿距 β—螺旋角，8°～20° 2、法向模数m n ：m n = m t cos β 式中：m t —端面模数 3、端面压力角αt ：αt =arctg β αcos n tg ，αn 为标准值20° 4、分度圆直径：d 1= m t Z 1=βcos 1Z m n ，d 2= m t Z 2=β cos 2Z m n 5、齿顶高h a ：h a =m n 6、齿根高h f ：h f =1.25m n 7、齿顶间隙c ：c=h f -h a =0.25m n 8、中心距a ：a= 221d d +=2)(21Z Z m t +=β cos 2) (21Z Z m n + 二、 圆锥齿轮几何尺寸计算 1、 模数m ：以大端模数为标准 2、 传动比i ：i= 1 2 Z Z =tg δ2=ctg δ1，单级i ＜6～7 3、 分度圆锥角：δ2=arctg 1 2 Z Z ，δ1=90°-δ2 4、 分度圆直径：d 1=mZ 1，d 2=mZ 2 5、 齿顶高：h a =m 6、 齿根高：h f =1.2m

滑动轴承油膜厚度对转子稳定性的影响

滑动轴承油膜厚度对转子稳定性的影响 张艾萍 , 林圣强 （东北电力大学成教学院，吉林省吉林市132012） 摘要：近几年来，随着大型旋转机械的广泛应用，对滑动轴承的稳定性提出了更高的要求。传统研究是通过计算Reynolds 方程、或者基于Reynolds方程提出更好的计算，但都忽略很多因素，如剪切力、沿厚度方向的压力梯度等。而直接通过CFD软件计算N-S方程的方法来研究滑动轴承的油膜特性，更能真实反映实际运转中的油膜特性。通过数值模拟可以看出，不同油膜厚度对旋转机械转子稳定性起着非常重要的作用。当最小油膜为0.02mm时，油膜负压区的压力为-73kPa。当最小油膜厚度为0.03mm时，油膜负压区的压力为-33kPa。当最小油膜厚度为0.04mm时，油膜负压区的压力为-21kPa，但是此时油膜已经不是很稳定。当油膜厚度为0.08mm时，负压区很小，也就基本形成不了油楔。数值计算结果表明油膜厚度对转子稳定性起着关键的作用。 关键字：油膜厚度滑动轴承转子稳定性数值模拟 Sliding bearing oil film thickness influence the stability of rotor Zhang ai-ping Lin sheng-qiang (Northeast Dianli University ,Jilin 132012) Abstract:In recent years,Along with the wide application of large rotating machinery, the stability of sliding bearings put forward higher request.Traditional research is calculated for Reynolds equation, or based on calculated Reynolds equation developed better,but ignore many factors, such as shear force, the thickness of the direction of the pressure gradient through thickness direction, etc.And directly through the CFD software calculation N-S equations method to study the characteristics of oil film bearing, can more really reflect the actual operation of the oil film properties.through numerical simulation can realize,different oil film thickness for rotating mechanical rotor stability plays significant important role.When the minimum oil film is 0.02 mm, the pressure of the oil film negative pressure for -73 kPa.the pressure of the oil film negative pressure for-33 kPa while the minimum oil film thickness of 0.03 mm. The pressure of the oil film negative pressure for-21 kPa when the minimum oil film thickness of 0.04 mm,but this time the oil film is not stable.When oil film thickness of 0.08 mm, negative pressure area is small,and can not easy form oil wedge.Numerical results show that the oil film thickness of the rotor stability playing the key role. Key words: oil film thickness;sliding bearing;rotor stability; numerical simulation 大型旋转机械广泛使用滑动轴承，而机械旋转稳定主要取决于油膜的特性。国内外许多旋转机械油膜失稳引起的故障表明，线性化雷诺方程油膜力模型有许多局限性，线性化的油膜力与实际已经有很大的偏差，实际运行中油膜特性存在许多的非线性，而且不能被忽略。所以从八十年代起，人们开始关注非线性油膜力解析，现在很多学者研究求解Reynolds方程非线性来反映真实的油膜运动特性，提出很多的分析方法如经典方法有摄动法、平均法，KBM法等；研究参数激励的非线性系统的响应如广义谐波平衡法，L-S 法，奇异理论等。学者提出许多非线性求解的方法，但目前还无法找到适应的方法来研究[1-3]。 另一方面基于Reynolds方程非线性求解有很多的弊端。随着汽轮机的大型化和高速化，对油膜特性研究提出了更高的要求，非线性仍然满足不了高速旋转机械转子稳定性发展的需求。现在很多学者计算N-S 方程来研究滑动轴承的油膜特性，文献[4]用RNG k-s 模型修正了湍动黏度,但是不能很好的考虑好狭小通道的剪切应力。文献[5]计算的网格数目不足以精确表示油膜压力特性，也没有提出合适的湍流计算模型。文献[6]特意的应用气液两相流原理计算油膜特性，并不能很好的放映流体本身的流动特性。文献[4-6]都只用一种模型计算，没有提出最好的轴承的间隙比，不能很好的反映实际应用当中的油膜特性。随着CFD软件日益成熟和计算机的发展，在求解三维流体复杂的湍流流动已经很简便了，计算遵循流体本身的流动特性。在求解滑动轴承特性油膜特性的主要问题是选择合适的湍流模型，现在发展起来的CFD有限元软件，根据实际确定难解问题，提供许多计算不同湍流特性的模型，本文考虑了不可忽略的油膜剪切应力，用Shear Stress Transport湍流模型来计算。它可以很有考虑到狭小通道的剪切应力，而且不会过分估算漩涡的强度，可以很好的表示出油膜的实际特性。考虑到温度对油膜的影响，本文采用温度压力耦合计算，并结合转子稳定性，合理的分析油膜对转子稳定性的影响。不同的油膜厚度对油膜的稳定性有很大的关联，厚度小容易产生油膜震荡，厚度大也可能产生油膜失稳。所以油膜厚度的对转子稳定性有很重要的意义。通过对比发现Reynolds方程非线性的计算与实际之间的差异，以便更深刻了解油膜的实际特性。