∀52∀
重型机械 2005No 3
鼓形齿联轴器设计计算简明适用方法
王新林1, 孙永胜2
(1 湖南科技职业学院, 湖南 长沙 410118; 2 合肥钢铁公司钟山矿业公司, 安徽 合肥 231554)
摘 要:本文基于啮合原理及国内外的设计资料, 提出了一种鼓形齿联轴器的设计方法, 并经过实际应用验证, 该方法可靠适用。
关键词:鼓形齿; 联轴器; 几何尺寸计算; 齿面接触强度
中图分类号:T H133 4 文献标识码:A 文章编号:1001-196X(2005) 03-0052-04
S imple calculating method for design of drum tooth coupler
WANG Xin lin 1, SUN Yong sheng 2
(1 Hunan Science and T echnolog y Poly technic, Changsha 410118, China; 2 Hefei Iron &Steel G roup Zhongshan M ining Cor p , Hefei 231554, China)
Abstract:According to the basic engaging theory, domestic and foreign design data, author puts for ward a simple caluculating met hod for design of drum tooth coupler. After being used, it is verified that the method is good and reliable.
Key words:drum tooth; coupler; g eomety; calculation; tooth face contact strength
1 本设计方法的适用范围和特点
(1) 允许两轴线角位移(交角偏差) 1 5 , 也可 3 , 增大, 侧隙应增大, 承载能力下降。允许两轴线的径向位移 Y =l tan , 见图1, 图2。
(2) 适用于中、低速重载荷传动。在相同的角位移时, 比直齿联轴器的承载能力高15%~20%。
(3) 安装、拆卸时允许角位移 ! 5 。
图2 鼓形齿联轴器工作状态
(a) 二轴线无径向位移, 角位移 (b) 二轴线径向位移 Y, 内、外相对角位移
2 几何参数与几何尺寸计算
图1 鼓形齿联轴器结构简图
1 外齿轴套 2 端盖 3 内齿圈
收稿日期:2005-02-21
:) , 男, (1) 鼓形齿的形成。鼓形齿联轴器的内齿套
为普通直齿内齿轮, 外齿套为鼓形齿, 多采用滚齿加工, 见图3。滚刀中心O u 的轨迹为以O B 为圆心, R u 为半径的圆弧。以R 为半径的圆弧( 9) , ,
2005No 3 重型机械
∀53∀
图5中, D-D 视图为垂直鼓形齿套轴线齿
允许 较大, 运转较灵活; R 较大, 接触强度较好。本文推荐取R =(0 5~1) d 。d 为分圆直径, R a =0 5d a , 鼓形齿的顶圆面为球面的一部分, 对存在 时的运转有利。德国SMS 公司
的重载鼓形齿设计采用此方法。
中间截面图; A-A 视图为包含啮合线AA 且垂直D-D 截面的截面图, A-A 面称为啮合平面;
B-B 视图为过啮合点、与分圆相切且垂直D-D 平面截面图, B-B 面称工作圆切面。g e 、g t 分别为A -A 、B-B 截面单侧齿厚减薄量。滚齿加工的鼓形齿在A-A 、B-B 截面内的齿廓为双曲线(插齿加工为椭圆) , 各点曲率半径不相等。为简化计算, 分别用半径为R e 、R t 的圆弧代替, 其误差很小, 对工程计算足够精确。这样简化以后, R e 、R t 与R 有以下关系式:
R e = e R R t = t R
(1) (2)
图3 滚齿加工鼓形齿
滚齿加工的鼓形齿, 在任一垂直于位移圆的截面内齿廓曲线为渐开线。因此当 =0 时, 鼓形齿与内齿圈的啮合是一条共轭渐开线啮合。当 #0, 将出现非共轭啮合, 且 的绝对值越大, 误差越大, 见图4
。
式中, e 、 t 为曲率系数, R e 、R t 分别为啮合平面和工作圆切面齿廓近似曲率半径, e 、 t 可以计算, 但几何参量和计算过程较复杂, 此处从略。当 =20 , 对应不同齿数的 e 、 t 值如表1, 由表1可知 e 、 t 相差不多。
表1 曲率系数 e 、 t
齿数Z 30 e t
35
40
45
50
55
60
65
70
2 572 612 642 662 682 702 722 742 752 452 472 492 512 532 552 572 582 59
图4 无 、 Y 时的啮合状况
注:齿数与表中齿数不同时, 可用插入法求得。
(2) 鼓形齿啮合平面、工作圆切面齿廓曲率半径。图5
为齿廓的曲率半径。
(3) 鼓形齿与内齿啮合的最小法向侧隙。与齿轮传动一样, 鼓形齿联轴器内外齿啮合时, 非啮合侧必须有足够的侧隙, 而且应考虑 、鼓形齿套与轴装配以及齿部加工误差对侧隙的影响。最小保证侧隙J s , 补偿加工误差的侧隙J z 见表2。表2中J z 适用于7~8级精度齿轮。
表2 侧隙J s 、J z
模数m J s J z
2
3
4
6
8
12
mm 16
0 040 060 080 100 120 150 200 150 200 250 400 601 001 50
图5 齿廓的曲率半径
补偿角位移 的侧隙J 见表3; 补偿鼓形齿轴套与轴组装膨胀的侧隙J c 见表4。
∀54∀
表3 侧隙 J
允许角位移
J
! 1
! 1 5
! 2
! 2 5
重型机械 2005No 3mm ! 3
设计齿侧法向侧隙
J n 1=J s +J z +J +J c
(3)
联轴器装配后未装在轴上且 =0时的法
向侧隙
J n 2=J s +J +J c
(4)
联轴器装在轴上对中精确, 且 =0时的法向侧隙
J n 3=J s +J 隙
J n m i n =J s
(6)
(4) 设计中给定侧隙的方法。侧隙给定的方法有多种, 如按无侧隙啮合计算外齿轮的公法线W n , 并给以负偏差, 计算内齿圈圆棒测量跨距M , 并给以正偏差; 对内、外齿轮加工采用不同的变位系数, 改变齿厚, 造成侧隙等。本文推荐的方法见表5。先选定齿型参数, 取内齿的变位系数X z =0 5, 然后按要求的侧隙计算鼓形齿的变位系数x 1, 并按x 1和x 2计算齿厚测量数据。此法加工方便, 且可使内、外齿趋向等强度。
(5) 几何计算。几何计算公式见表5。
mm
内 齿
d =Z m 由强度计算确定
0 00045d 0 001d 0 0018d 0 0028d 0 0040d
表4 侧隙 J c
J c
节圆直径d
楔键联接
双平键联接
mm
热 装
(5)
J c =0 00011d J c =0 00017d J c =0 0004d
110~170170~230230~290290~350350~410410~470470~550550~690690~840840~1000
0 0150 0200 0250 0350 0400 0450 0500 0600 0750 090
0 0250 0350 0450 0550 0650 0750 0900 1200 1400 160
0 0650 0850 1000 1400 1500 1700 2200 2900 3400 400
联轴器工作, 且 达到允许值时的法向侧
表5 几何计算公式
名称代号分度圆(节圆) 直径d
齿数Z 模数m 齿形角 齿顶高系数h *a 齿根高系数h *f 顶圆直径d a 齿根圆直径d f
h *a 1=1h * 75f 1=0d a 1=d +2m d f 1=d -1 5m 外 齿
一般Z =30~60 重载有冲击取齿数较少
m =d /Z 20
h * 5a 2=0h *f 2=1d a 2=d -m d f 2=d +2m
一般b 1=(0 12~0 2) d , b 2=(1 2~1 4) b 1
齿宽b
若要求内齿圈工作时轴向窜动较短, 则b 2=(0 12~0 2) d , b 1=(1 2~1 4) b 2
按设计侧隙J n 1计算:x 1=x 2-(J n 1按公式(3) 计算)
鼓形齿位移圆半径R
R =(0 5~1) d
J n 1
Zm sin
变位系数x
x 2=0 5
2005No 3 重型机械
∀55∀
内 齿
圆棒跨距测量:圆棒直径d p =1 65m
名称代号外 齿
公法线测量跨齿数k =
Z 1cos -1+
2x 1Z
-cos 2
偶数齿圆棒跨距:M =奇数齿圆棒跨距:M =
mZ cos
-d p
cos M
mZ cos !
-d p
cos M 2Z
齿厚测量计算
2x 1
tan -inv %+0 5Z
4舍5入成整数公法线长度:
W n =m ∃cos ! (k -0 5) +Z ∀inv +2x 1sin %
齿部偏差顶圆公差带根圆公差带齿面粗糙度
3 2
式中 M 按下式计算并查渐开线函数表inv M =inv -d p ! 2x tan
++
mZ cos 2Z Z
公法线长度W n 按h7, 跨齿距M 按H7查取, 其余根据所选精度等级按G B10095查取
l8&1 6
/~
/
H9H83 2
/3 强度计算
(1) 载荷与损伤形式。鼓形齿联轴器工作时传递转矩, 内、外齿接触线上承受法向挤压力, 同时由于两半联轴器鼓形齿轴线有角位移 或径向位移 Y, 将有轴向分力, 导致内、外齿间相对滑动。因此, 损伤形式主要是齿面点蚀剥落和磨损。一般在点蚀剥落发展到一定程度时, 才发生轮齿折断。
减轻磨损的方法是润滑充分, 润滑油合格干净, 提高齿面硬度, 精心安装, 尽可能减小 和 Y 。
防止点蚀剥落则需控制齿面接触应力不超过许用值, 即强度计算主要计算接触应力。
(2) 接触强度计算公式。如图6所示, 齿面受力近似两弹性圆柱体相互挤压, 接触部位产生赫兹接触应力。因此可按赫兹公式推导鼓形齿联轴器的接触强度计算公式。按赫兹公式有:
1-∀11-∀2E 1+E 2∀! 12
荷, 对于鼓形齿为每个齿单位齿高上的载荷%=F n /Zh, N/mm; h 为齿高, h =1 5m ; F n =F t /cos =2T /(K d cos ) ; K 为承载能力系数, 与 有关(图7) ; T 为传递的转矩; #为综合曲率半径, #=
! 12
-1
, 对于鼓形齿与直齿
内齿啮合, 内齿的曲率半径#2() ,
=0, 即#2
#=#1, 而#1=R e = e R (图5) 。如取 e ∗2 7
将以上参量代入上式, 可得
(表1) , 并取R =0 5d, #1=2 7∋0 5d =1 35d 。F n E
(9)
#1h
如取转矩T 的单位为Nm , 则上式可写成强度条
∃H max =0 418件式
∃, MPa
H P
Kd 式中, ∃H P 为许用齿面接触应力(表6) 。
∃H =6170
表6 许用应力值
材 料
硬 度 250HB >250~350HB 38~57HRC 56~64HRC 550~750HV
∃H
∃H
(10)
a =
(7)
钢
模数m 7mm m +8mm
[**************]
[**************]
22∀(8) 1-∀11-∀2
+
E 1E 2
式中, E 1、E 2、∀1、∀2为两接触的弹性模量和 ∃H m a x =∀2ab =
泊松比, 对于两钢制内外齿, ∀1=∀2=0 3; E 1=25M ; %单位钢表面淬火钢渗碳钢氮化钢
()
∀58∀
重型机械 2005No 3
时而室外为23, ) ; −温差. 是指油温与车上环境温度之差; −升降. 指本装置使用后与使用前的温差之差; 以上温度是用红外线测温仪测量的。从表1可以看出, 使用补充润滑装置后, 润滑油的温度与环境温度之差变小, 比使用前平均降低4, 以上, 其降温效果较明显。5 2 使用注意事项
(1) 由于本装置直接从减速器底部螺口吸油, 油中的淤泥沉渣容易吸入吸油过滤器, 故要求本装置初次运行24小时后及时更换吸油过滤器的滤芯。之后要定期检查更换吸油过滤器的滤芯。吸油过滤器的堵塞没有压力表显示, 须靠经验来定期拆开检查, 通过滤芯中的金属颗粒情况还能预测减速器齿轮的磨损。根据压力过滤器的要求, 提示堵塞情况的压力表指针进入红色警告区域时, 就要及时更换滤芯。否则, 如果压力过滤
器被击穿, 大量颗粒集中喷到齿轮啮合区, 就会加剧轮齿的磨损、甚至卡住啮合区造成更严重的损坏。
(2) 注意检查冷却器的散热效果和本装置的其它部分是否运转正常。
6 结语
给大吨位行车主卷减速器设计配置外部简易的补充润滑装置, 采用油过滤车改制, 成本低、投产快, 为减缓减速器轮齿点蚀磨损进一步恶化起到了一定的抑制作用。只要定期更换过滤器滤芯, 则可延长行车减速器齿轮的使用寿命。参考文献:
[1] 成大先. 机械设计手册[M ].(第三版) 第四卷. 北
京:化学工业出版社, 1994.
(上接第55页
)
4 结构设计
鼓形齿联轴器的一般结构见图1, 本文仅提及结构设计应妥善处理的几点。
(1) 外齿轴套外径D 2+(1 5~1 6) D 1; (2) 内齿圈直径D 3 d 2f , 以便插齿退刀, D 4应按空心轴承受转矩的强度计算通过。
(3) 两内、外齿宽中线距l 在满足必要的轴向活动量的前提下尽可能较大。同时应保证内齿圈轴向窜动时鼓形齿宽中点在内齿的中部, 内齿轮的齿宽两端点的距离大于模数。
(4) 鼓形齿的齿顶必须倒角, 倒角大小根据内齿齿根圆角半径确定, 一般不小于0 1m ∋45 。
图6 接触应力简图
(a) 鼓形齿接触应力 (b)
两圆柱体接触应力
5 结束语
本文提出一种鼓形齿联轴器的设计计算方法, 其重点是表5及公式(10) , 即设计的核心问题, 经实际应用验证该方法可靠适用。参考文献:
[1] 齿轮手册编委会. 齿轮手册[M ].北京:机械工业
出版社, 2000.
[2] 西安重型机械研究所. 德国施罗曼西马克(SM S) 圆
图7 承载能力系数
柱齿轮减速器设计资料汇编[Z].西安:1987.
∀52∀
重型机械 2005No 3
鼓形齿联轴器设计计算简明适用方法
王新林1, 孙永胜2
(1 湖南科技职业学院, 湖南 长沙 410118; 2 合肥钢铁公司钟山矿业公司, 安徽 合肥 231554)
摘 要:本文基于啮合原理及国内外的设计资料, 提出了一种鼓形齿联轴器的设计方法, 并经过实际应用验证, 该方法可靠适用。
关键词:鼓形齿; 联轴器; 几何尺寸计算; 齿面接触强度
中图分类号:T H133 4 文献标识码:A 文章编号:1001-196X(2005) 03-0052-04
S imple calculating method for design of drum tooth coupler
WANG Xin lin 1, SUN Yong sheng 2
(1 Hunan Science and T echnolog y Poly technic, Changsha 410118, China; 2 Hefei Iron &Steel G roup Zhongshan M ining Cor p , Hefei 231554, China)
Abstract:According to the basic engaging theory, domestic and foreign design data, author puts for ward a simple caluculating met hod for design of drum tooth coupler. After being used, it is verified that the method is good and reliable.
Key words:drum tooth; coupler; g eomety; calculation; tooth face contact strength
1 本设计方法的适用范围和特点
(1) 允许两轴线角位移(交角偏差) 1 5 , 也可 3 , 增大, 侧隙应增大, 承载能力下降。允许两轴线的径向位移 Y =l tan , 见图1, 图2。
(2) 适用于中、低速重载荷传动。在相同的角位移时, 比直齿联轴器的承载能力高15%~20%。
(3) 安装、拆卸时允许角位移 ! 5 。
图2 鼓形齿联轴器工作状态
(a) 二轴线无径向位移, 角位移 (b) 二轴线径向位移 Y, 内、外相对角位移
2 几何参数与几何尺寸计算
图1 鼓形齿联轴器结构简图
1 外齿轴套 2 端盖 3 内齿圈
收稿日期:2005-02-21
:) , 男, (1) 鼓形齿的形成。鼓形齿联轴器的内齿套
为普通直齿内齿轮, 外齿套为鼓形齿, 多采用滚齿加工, 见图3。滚刀中心O u 的轨迹为以O B 为圆心, R u 为半径的圆弧。以R 为半径的圆弧( 9) , ,
2005No 3 重型机械
∀53∀
图5中, D-D 视图为垂直鼓形齿套轴线齿
允许 较大, 运转较灵活; R 较大, 接触强度较好。本文推荐取R =(0 5~1) d 。d 为分圆直径, R a =0 5d a , 鼓形齿的顶圆面为球面的一部分, 对存在 时的运转有利。德国SMS 公司
的重载鼓形齿设计采用此方法。
中间截面图; A-A 视图为包含啮合线AA 且垂直D-D 截面的截面图, A-A 面称为啮合平面;
B-B 视图为过啮合点、与分圆相切且垂直D-D 平面截面图, B-B 面称工作圆切面。g e 、g t 分别为A -A 、B-B 截面单侧齿厚减薄量。滚齿加工的鼓形齿在A-A 、B-B 截面内的齿廓为双曲线(插齿加工为椭圆) , 各点曲率半径不相等。为简化计算, 分别用半径为R e 、R t 的圆弧代替, 其误差很小, 对工程计算足够精确。这样简化以后, R e 、R t 与R 有以下关系式:
R e = e R R t = t R
(1) (2)
图3 滚齿加工鼓形齿
滚齿加工的鼓形齿, 在任一垂直于位移圆的截面内齿廓曲线为渐开线。因此当 =0 时, 鼓形齿与内齿圈的啮合是一条共轭渐开线啮合。当 #0, 将出现非共轭啮合, 且 的绝对值越大, 误差越大, 见图4
。
式中, e 、 t 为曲率系数, R e 、R t 分别为啮合平面和工作圆切面齿廓近似曲率半径, e 、 t 可以计算, 但几何参量和计算过程较复杂, 此处从略。当 =20 , 对应不同齿数的 e 、 t 值如表1, 由表1可知 e 、 t 相差不多。
表1 曲率系数 e 、 t
齿数Z 30 e t
35
40
45
50
55
60
65
70
2 572 612 642 662 682 702 722 742 752 452 472 492 512 532 552 572 582 59
图4 无 、 Y 时的啮合状况
注:齿数与表中齿数不同时, 可用插入法求得。
(2) 鼓形齿啮合平面、工作圆切面齿廓曲率半径。图5
为齿廓的曲率半径。
(3) 鼓形齿与内齿啮合的最小法向侧隙。与齿轮传动一样, 鼓形齿联轴器内外齿啮合时, 非啮合侧必须有足够的侧隙, 而且应考虑 、鼓形齿套与轴装配以及齿部加工误差对侧隙的影响。最小保证侧隙J s , 补偿加工误差的侧隙J z 见表2。表2中J z 适用于7~8级精度齿轮。
表2 侧隙J s 、J z
模数m J s J z
2
3
4
6
8
12
mm 16
0 040 060 080 100 120 150 200 150 200 250 400 601 001 50
图5 齿廓的曲率半径
补偿角位移 的侧隙J 见表3; 补偿鼓形齿轴套与轴组装膨胀的侧隙J c 见表4。
∀54∀
表3 侧隙 J
允许角位移
J
! 1
! 1 5
! 2
! 2 5
重型机械 2005No 3mm ! 3
设计齿侧法向侧隙
J n 1=J s +J z +J +J c
(3)
联轴器装配后未装在轴上且 =0时的法
向侧隙
J n 2=J s +J +J c
(4)
联轴器装在轴上对中精确, 且 =0时的法向侧隙
J n 3=J s +J 隙
J n m i n =J s
(6)
(4) 设计中给定侧隙的方法。侧隙给定的方法有多种, 如按无侧隙啮合计算外齿轮的公法线W n , 并给以负偏差, 计算内齿圈圆棒测量跨距M , 并给以正偏差; 对内、外齿轮加工采用不同的变位系数, 改变齿厚, 造成侧隙等。本文推荐的方法见表5。先选定齿型参数, 取内齿的变位系数X z =0 5, 然后按要求的侧隙计算鼓形齿的变位系数x 1, 并按x 1和x 2计算齿厚测量数据。此法加工方便, 且可使内、外齿趋向等强度。
(5) 几何计算。几何计算公式见表5。
mm
内 齿
d =Z m 由强度计算确定
0 00045d 0 001d 0 0018d 0 0028d 0 0040d
表4 侧隙 J c
J c
节圆直径d
楔键联接
双平键联接
mm
热 装
(5)
J c =0 00011d J c =0 00017d J c =0 0004d
110~170170~230230~290290~350350~410410~470470~550550~690690~840840~1000
0 0150 0200 0250 0350 0400 0450 0500 0600 0750 090
0 0250 0350 0450 0550 0650 0750 0900 1200 1400 160
0 0650 0850 1000 1400 1500 1700 2200 2900 3400 400
联轴器工作, 且 达到允许值时的法向侧
表5 几何计算公式
名称代号分度圆(节圆) 直径d
齿数Z 模数m 齿形角 齿顶高系数h *a 齿根高系数h *f 顶圆直径d a 齿根圆直径d f
h *a 1=1h * 75f 1=0d a 1=d +2m d f 1=d -1 5m 外 齿
一般Z =30~60 重载有冲击取齿数较少
m =d /Z 20
h * 5a 2=0h *f 2=1d a 2=d -m d f 2=d +2m
一般b 1=(0 12~0 2) d , b 2=(1 2~1 4) b 1
齿宽b
若要求内齿圈工作时轴向窜动较短, 则b 2=(0 12~0 2) d , b 1=(1 2~1 4) b 2
按设计侧隙J n 1计算:x 1=x 2-(J n 1按公式(3) 计算)
鼓形齿位移圆半径R
R =(0 5~1) d
J n 1
Zm sin
变位系数x
x 2=0 5
2005No 3 重型机械
∀55∀
内 齿
圆棒跨距测量:圆棒直径d p =1 65m
名称代号外 齿
公法线测量跨齿数k =
Z 1cos -1+
2x 1Z
-cos 2
偶数齿圆棒跨距:M =奇数齿圆棒跨距:M =
mZ cos
-d p
cos M
mZ cos !
-d p
cos M 2Z
齿厚测量计算
2x 1
tan -inv %+0 5Z
4舍5入成整数公法线长度:
W n =m ∃cos ! (k -0 5) +Z ∀inv +2x 1sin %
齿部偏差顶圆公差带根圆公差带齿面粗糙度
3 2
式中 M 按下式计算并查渐开线函数表inv M =inv -d p ! 2x tan
++
mZ cos 2Z Z
公法线长度W n 按h7, 跨齿距M 按H7查取, 其余根据所选精度等级按G B10095查取
l8&1 6
/~
/
H9H83 2
/3 强度计算
(1) 载荷与损伤形式。鼓形齿联轴器工作时传递转矩, 内、外齿接触线上承受法向挤压力, 同时由于两半联轴器鼓形齿轴线有角位移 或径向位移 Y, 将有轴向分力, 导致内、外齿间相对滑动。因此, 损伤形式主要是齿面点蚀剥落和磨损。一般在点蚀剥落发展到一定程度时, 才发生轮齿折断。
减轻磨损的方法是润滑充分, 润滑油合格干净, 提高齿面硬度, 精心安装, 尽可能减小 和 Y 。
防止点蚀剥落则需控制齿面接触应力不超过许用值, 即强度计算主要计算接触应力。
(2) 接触强度计算公式。如图6所示, 齿面受力近似两弹性圆柱体相互挤压, 接触部位产生赫兹接触应力。因此可按赫兹公式推导鼓形齿联轴器的接触强度计算公式。按赫兹公式有:
1-∀11-∀2E 1+E 2∀! 12
荷, 对于鼓形齿为每个齿单位齿高上的载荷%=F n /Zh, N/mm; h 为齿高, h =1 5m ; F n =F t /cos =2T /(K d cos ) ; K 为承载能力系数, 与 有关(图7) ; T 为传递的转矩; #为综合曲率半径, #=
! 12
-1
, 对于鼓形齿与直齿
内齿啮合, 内齿的曲率半径#2() ,
=0, 即#2
#=#1, 而#1=R e = e R (图5) 。如取 e ∗2 7
将以上参量代入上式, 可得
(表1) , 并取R =0 5d, #1=2 7∋0 5d =1 35d 。F n E
(9)
#1h
如取转矩T 的单位为Nm , 则上式可写成强度条
∃H max =0 418件式
∃, MPa
H P
Kd 式中, ∃H P 为许用齿面接触应力(表6) 。
∃H =6170
表6 许用应力值
材 料
硬 度 250HB >250~350HB 38~57HRC 56~64HRC 550~750HV
∃H
∃H
(10)
a =
(7)
钢
模数m 7mm m +8mm
[**************]
[**************]
22∀(8) 1-∀11-∀2
+
E 1E 2
式中, E 1、E 2、∀1、∀2为两接触的弹性模量和 ∃H m a x =∀2ab =
泊松比, 对于两钢制内外齿, ∀1=∀2=0 3; E 1=25M ; %单位钢表面淬火钢渗碳钢氮化钢
()
∀58∀
重型机械 2005No 3
时而室外为23, ) ; −温差. 是指油温与车上环境温度之差; −升降. 指本装置使用后与使用前的温差之差; 以上温度是用红外线测温仪测量的。从表1可以看出, 使用补充润滑装置后, 润滑油的温度与环境温度之差变小, 比使用前平均降低4, 以上, 其降温效果较明显。5 2 使用注意事项
(1) 由于本装置直接从减速器底部螺口吸油, 油中的淤泥沉渣容易吸入吸油过滤器, 故要求本装置初次运行24小时后及时更换吸油过滤器的滤芯。之后要定期检查更换吸油过滤器的滤芯。吸油过滤器的堵塞没有压力表显示, 须靠经验来定期拆开检查, 通过滤芯中的金属颗粒情况还能预测减速器齿轮的磨损。根据压力过滤器的要求, 提示堵塞情况的压力表指针进入红色警告区域时, 就要及时更换滤芯。否则, 如果压力过滤
器被击穿, 大量颗粒集中喷到齿轮啮合区, 就会加剧轮齿的磨损、甚至卡住啮合区造成更严重的损坏。
(2) 注意检查冷却器的散热效果和本装置的其它部分是否运转正常。
6 结语
给大吨位行车主卷减速器设计配置外部简易的补充润滑装置, 采用油过滤车改制, 成本低、投产快, 为减缓减速器轮齿点蚀磨损进一步恶化起到了一定的抑制作用。只要定期更换过滤器滤芯, 则可延长行车减速器齿轮的使用寿命。参考文献:
[1] 成大先. 机械设计手册[M ].(第三版) 第四卷. 北
京:化学工业出版社, 1994.
(上接第55页
)
4 结构设计
鼓形齿联轴器的一般结构见图1, 本文仅提及结构设计应妥善处理的几点。
(1) 外齿轴套外径D 2+(1 5~1 6) D 1; (2) 内齿圈直径D 3 d 2f , 以便插齿退刀, D 4应按空心轴承受转矩的强度计算通过。
(3) 两内、外齿宽中线距l 在满足必要的轴向活动量的前提下尽可能较大。同时应保证内齿圈轴向窜动时鼓形齿宽中点在内齿的中部, 内齿轮的齿宽两端点的距离大于模数。
(4) 鼓形齿的齿顶必须倒角, 倒角大小根据内齿齿根圆角半径确定, 一般不小于0 1m ∋45 。
图6 接触应力简图
(a) 鼓形齿接触应力 (b)
两圆柱体接触应力
5 结束语
本文提出一种鼓形齿联轴器的设计计算方法, 其重点是表5及公式(10) , 即设计的核心问题, 经实际应用验证该方法可靠适用。参考文献:
[1] 齿轮手册编委会. 齿轮手册[M ].北京:机械工业
出版社, 2000.
[2] 西安重型机械研究所. 德国施罗曼西马克(SM S) 圆
图7 承载能力系数
柱齿轮减速器设计资料汇编[Z].西安:1987.