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    1. 正基元齒輪 載荷

      載荷
      作用在齒輪上的外加力或力矩(轉矩、彎矩)稱為載荷(或負荷)。作用在齒輪上的載荷,主要是指工作阻力的載荷和慣性力引起的載荷。按其隨時間變化的特點可分為靜載荷和變載荷(包括穩定載荷和不穩定載荷);按其作用方式可分為集中載荷和分布載荷(包括均布載荷和非均布載荷);按其位置是否變化可分為固定載荷和移動載荷;按其作用時間可分為長期載荷和短時載荷;按其計算特點可分為名義載荷和計算載荷。

      靜載荷
      不隨時變化或變化緩慢的載荷稱為靜載荷。

      變載荷
      隨時間變化的載荷稱為變載荷。

      穩定循環變載荷
      每個工作循環內的載荷不變,各循環載荷又相同,稱為穩定循環變載荷。

      不穩定循環變載荷
      每個工作循環內載荷是變動的,稱為不穩定循環變載荷。

      沖擊載荷
      在很短時間內以較高速度作用在零件上的載荷。

      短期過載載荷
      因啟動和制動或偶然因素引起超過正常工作值的短期過載,稱為短期過載載荷。它是隨機變化的沖擊載荷,雖然不會影響齒輪的疲勞強度,但會使齒面或齒根產生塑性變形,還可能使輪齒折斷。

      名義載荷
      根據原動機額定功率,或機器承載能力等原始數據,用力學理論和方法計算出來作用在齒輪輪齒上的載荷,稱為名義載荷。它是表示齒輪受力大小的一個參考量。

      計算載荷
      考慮到齒輪內部動載荷和外部各種因素引起的過載,將名義載荷放大后的載荷,稱為計算載荷(或稱設計載荷)。在進行設計計算或校核計算時,取名義載荷乘以載荷系數后作為計算載荷值,它比實際載荷中作用次數較少的峰值要小,常接近于作用次數較多、作用時間較長的實際載荷中的較大值。 

      額定載荷
      在設計壽命內,齒輪傳動允許傳遞的最大載荷。

      齒輪傳動的體積載荷
      齒輪傳動裝置(如減速器)的體積除以所能傳遞的額定載荷所得的商,稱體積載荷。它是衡量齒輪副承載能力大小和齒輪傳動裝置設計質量的重要指標。

      齒輪傳動的功率容量
      齒輪傳動能傳遞的額定功率稱功率容量。它一般分為三檔:傳遞功率P<5000kW的稱小功率容量;傳遞功率P=5000~10000kW的稱中功率容量;傳遞功率P>10000kW的稱大功率容量。目前,燃氣透平齒輪傳動的最大功率為47000kW。就現在的齒輪技術水平而言,可以制造出承受80000kW的透平齒輪傳動。

      轉矩
      作用在物體上使它轉動或具有轉動趨勢的力矩,同時引起物體的扭轉變形。作用在軸上的轉矩,等于諸切力對軸線力矩的代數和,起著傳遞功率的作用。齒輪裝置的功率通常根據轉矩和轉速來計算。轉矩與扭矩的區別是:轉矩是外力偶矩,而扭矩是內力偶矩。

      扭矩
      齒輪承載能力 - 齒輪知識:正基元零件或構件扭轉時,在其任一橫截面上的兩方出現相互作用的力矩,稱為扭矩。零件或構件某截面上的扭矩值等于該截面上任意一側所有外力對零件或構件力矩的代數和。扭矩的正負可用右手螺旋法則確定,以右手四指表示扭矩的轉向,拇指方向背離截面時為正,指向截面時為負。

      齒輪傳動的效率
      齒輪傳動效率η可按下式計算:η=ηm·ηb·ηo 式中,ηm為齒輪嚙合效率;ηb為軸承效率;ηo為油阻損失效率。
      因為功率損失與許多因素有關,很難確定,所以目前最好的辦法是采用實測的方法確定齒輪傳動的效率。

      齒輪傳動的受力分析
      作用在齒面上的法向力Fbn可分解為三個分力:圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fx。各種類型齒輪的Ft、Fr和Fx的計算公式可查有關手冊。三個分力的方向可按下列方法確定:
      對于直齒圓柱齒輪,圓周力的方向與該輪轉矩方向相反;即主動輪的圓周力與其轉向相反,從動輪的圓周力與其轉向相同。徑向力的方向分別指向各輪輪心。法向力通過節點與基圓相切?傊瓼t2=-Ft1,Fr2=-Fr1(外嚙合),Fr2=Fr1(內嚙合)。
      對于斜齒圓柱齒輪,圓周力的方向與該輪轉矩方向相反;徑向力的方向分別指向各輪輪心;軸向力的方向取決于齒輪轉向和輪齒的螺旋方向。軸向力的方向可用右(左)手定則來判斷:右(左)旋,用右(左)手,握緊拳頭,伸開拇指,軸線通過拳心,四指表示齒輪轉矩方向,拇指則表示軸向力的方向?傊瓼t2=-Ft1;外嚙合Fr2=-Fr1,Fx2=-Fx1;內嚙合,Fr2=Fr1,Fx2=Fx1。
      對于直齒錐齒輪,圓周力的方向與該輪轉矩方向相反。徑向力的方向分別指向各輪輪心。軸向力的的方向分別指向各輪大端。當∑=δ12=90°時,Fx2=-Fr1,Fr2=-Fx1。
      對于曲線齒錐齒輪,圓周力的方向與該輪轉矩方向相反。徑向力和軸向力的方向并不總是指向輪心和大端,它們與曲線齒錐齒輪的轉向和輪齒的螺旋方向有關。如果根據公式計算的結果為正,則徑向力指向輪心,軸向力指向大端,否則徑向力背向輪心,軸向力指向小端。當∑=δ12=90°時,Fx2=-Fr1,Fr2=-Fx1。

      蝸桿傳動的受力分析
      蝸桿傳動的受力分析方法與斜齒圓柱齒輪類似。但蝸桿傳動的嚙合損失較大,因此應計入齒面摩擦力的影響。作用在齒面上的法向壓力和摩擦力最后可分解成三個分力:圓周力Ft、徑向力Fr、軸向力Fx。這三個分力的方向可按斜齒圓柱齒輪傳動受力分析方法處理。而蝸桿與蝸輪受力關系為:Fx2=-Ft1,Fr2=-Fr1,T2=iT1η。

      齒間載荷分配
      齒輪在嚙合過程中,為了保證運動的連續性,重合度εa要大于1。直齒圓柱齒輪傳動通常在2>εa>1范圍內變化,即在工作時是單對齒嚙合和雙對齒嚙合交替進行,如圖13-1a所示。嚙合線上的BD段為單對齒嚙合區,全部載荷由一對齒承擔。嚙合線上的AB和DE段為雙對齒嚙合區,載荷由兩對齒分擔。D點為單對齒嚙合區上界點。B點為單對齒嚙合區下界點。輪齒1在各嚙合位置的受力情況如圖13-1b所示。

      最壞(惡)載荷作用點的確定
      最壞(惡)載荷作用點,是指產生最大彎矩時載荷的作用點。
      齒輪承載能力 - 齒輪知識:正基元以前路易士是以載荷作用于齒頂推導其公式的。但對于重合度1<εa<2的齒輪傳動,理論上只有單對齒嚙合時,載荷才全部由一個齒承受,因此ISO(GB)以單對齒嚙合區上界點(最高點D),作為最壞(惡)載荷作用點(圖13-2),認為此時產生的彎矩最大。圖中AB、DE為雙對齒嚙合區,BD為單對齒嚙合區。D點為單對齒嚙合區上界點,B點為單對齒嚙合區下界點。

      載荷系數

      載荷系數K= 計算載荷   而 K = KA Kv Kα Kβ
      名義載荷

      式中,KA為工作狀況系數(使用系數);Kv為動載荷系數;Kα為齒間載荷分配系數;Kβ為齒向載荷分布系數。
      這些系數可分別查閱后面條目說明。

      使用系數
      它是考慮由于嚙合外部因素引起的動力過載影響的系數,用KA表示。這種過載取決于原動機和工作機的特性、質量比、聯軸器類型及運行狀態。
      如有可能,使用系數應通過精密測量或對傳動系統的全面分析來確定。如上述方法不能實現時,可按GB3980—83表2直接查取。該表上的值,僅在齒輪轉速不在共振范圍內時有效。從經驗得知,增速嚙合比減速嚙合時的KA值稍大一些。所以作為增速齒輪使用時,應取表中值的1.1倍。

      動載荷系數
      它是考慮大、小齒輪嚙合振動產生的內部附加動載荷影響的系數,用Kv表示。Kv定義為實際齒輪副嚙合時最大作用力和純由外載荷所產生的相應作用力之比值。
      影響動載荷系數的主要因素有:由基節和齒形誤差產生的傳動誤差;大、小齒輪的質量(轉動慣量);嚙合剛度,特別是在輪齒嚙合循環中的剛度變化;考慮使用系數后切向力的大;速度大小和齒數;齒輪類型;其它影響因素。
      可根據傳動裝置的實際精度,研究工作可能支付的費用以及不同使用場合所需精度等級,采用GB3980—83的“一般方法”計算Kv系數或按“簡化方法”圖查取Kv。
      降低Kv系數影響的方法是,由速度大小合理選擇齒輪精度、齒數和齒輪類型;采用修緣齒輪會產生更顯著的效果。

      齒間載荷分配系數
      它是考慮同時嚙合的各對輪齒間載荷分配不均勻影響的系數,用Ka表示。在齒面接觸強度計算中記為KHa,在輪齒彎曲強度計算中記為KFd,在齒面膠合強度計算中記為KBa。
      影響齒間載荷分配系數的主要因素有輪齒嚙合剛度、輪齒總切向力、基節極限偏差修緣量、齒寬、齒廓跑合量、輪齒尺寸及重合度大小。
      齒間載荷分配系數值如能通過精密實測或對所有影響因素的精確分析得到,則應優先采用,但應保證實測量或分析法的精度和可靠性。在一般情況下可用GB3980—83的“一般方法”公式進行計算或根據“簡化方法”圖查出。

      齒向載荷分布系數
      它是考慮沿齒寬方向載荷分布不均影響的系數,一般用Kβ表示。在齒面接觸強度計算中記為K,在輪齒彎曲強度計算中記為K。在齒面膠合強度計算中記為K。它取決于承載齒輪副的嚙合齒向誤差Fβy及嚙合剛度Cγ等。
      影響齒向載荷分布系數的主要因素有:齒輪加工誤差;箱體鏜孔偏差引起的安裝誤差;大小齒輪軸的平行度;由幾何尺寸和結構形式確定的齒輪、輪緣、軸、箱體以及機座的剛度;熱膨脹及熱變形;軸承間隙及變形;輪齒接觸變形;切向、軸向載荷及軸上附加載荷;跑合效果;設計中有無元件變形補償措施。
      一般情況下,影響因素的數值未能確切知道,而運轉中的應力測量又難以實現時,可用GB3980—83提供的兩種方法——“一般方法”和“簡化方法”來近似計算齒向載荷分布系數值。
      降低Kβ影響的方法通常采用:合理增大軸系零件的剛度;合理選擇齒輪精度;采用鼓表齒。
      圓弧齒輪因為εa=0,所以不需要考慮。

      行星齒輪間載荷不均衡系數
      它是考慮行星齒輪間載荷分配不均勻對計算載荷影響的系數,用KP表示。
      影響KP值的因素多而復雜,很難用計算方法準確求出。最好的辦法是對具體傳動裝置進行實測,用實測的KP來校核其承載能力。一般情況下可根據經驗和推薦的數據和圖表確定。

      膠合齒間載荷分配系數
      它是考慮輪齒間載荷分配不均對膠合承載能力影響的系數,用KBa表示。
      由于目前對膠合強度研究不夠,產生膠合的機理不十分清楚,尚無可靠的試驗數據,故暫取KBa=KHa。

      膠合齒向載荷分布系數
      它是考慮齒向載荷分布不均勻對膠合承載能力影響的系數,用K表示。
      由于目前對膠合強度研究不夠,產生膠合的機理不十分清楚,尚無可靠的試驗數據,故暫取K=K。

      膠合螺旋線系數
      它是考慮當總重合度εγ增大時發生膠合的趨向增大而引入的修正系數,用K表示。其值由試驗得出,也可以按經驗數據繪制的線圖查出(GB6413—86圖2)。

      日利用系數
      在齒輪設計壽命期中,每日工作小時數與24小時之比,稱為日利用系數,用Kd表示。定義為:Kd=每日工作小時數/24。

      年利用系數
      在齒輪設計壽命期中,每年工作小時數與365天之比,稱為年利用系數,用Ky表示。定義為:Ky=每日工作小時數/365。

      每個工作循環利用系數
      在齒輪工作期中,每個循環時間與總時間之比,稱為每個工作循環利用系數,用Δ表示。定義為:Δ=每個工作循環時間/總時間。

      負載持續率
      在齒輪設計壽命期中,齒輪一小時內負荷(載荷)作用時間(min)與60min之比,以百分數表示,稱為負載持續率,又稱工作持續率,亦稱小時負荷率,用JC表示。定義為:

      JC= 一個小時負荷作用時間(min) ×100%   當JC<15%時,按JC=15%計。
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