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直齿柱式齿轮作用损耗化预设的探讨

摩擦学设计模型的建立由齿面接触疲劳强度条件与润滑设计验算公式，可以得出摩擦学设计模型。整理得润滑条件：A0154（G0n1）017（cosA）1126（tanAc）1113（uiui1）1113（7dT1ZE2）0113（Ec）-0103d11391E51482[K]R2a1 R2a2（2）（2）强度条件[1]RHmax=FPL

例题设计一*机床主轴箱中的一对直齿圆柱齿轮传动。已知：功率P1=6kW，传动比i=3，齿轮非对称安装，两班制，寿命3年，当量弹性模1量Ec=213@1011Pa，环境粘度G0=01075Pas，压粘指数A=212@10-8m2/N，齿宽系数Wd=110，小齿轮的材料为45Cr，调质处理，平均硬度为HB260；大齿轮为45钢，调质处理，平均硬度为HB240.动力机平稳，工作机有中等冲击。6级精度。

为膜厚比K=1及K=2时d1随n1的变化情况。1、2、3分别为按强度设计、润滑设计、摩擦学设计所得曲线。润滑公式计算结果低速时满足强度要求，n1gt;1475r/min后即不满足强度要求。摩擦学设计公式计算结果既满足润滑要求，又满足强度要求。低中速安全系数较大，高速计算结果略大于强度结果。随K*润滑尺寸*，摩擦学设计公式计算结果也*。安全系数比K=1时大。

结论通过对三种设计方法在各种情况下的结果进行比较得出以下结论：（1）强度设计方法没有考虑润滑要求，其结果一般比润滑要求尺寸小很多，受精度等级影响也较小。摩擦学设计公式计算结果既满足强度要求，又能满足润滑要求。

（2）擦学设计公式较适用于56级及更高l级精度，且受精度的影响较大，****精度可以大大减小尺寸。7级精度下，轻载适用于各种润滑状态，中载及重载只适用于1lt;Klt;115的情况。

（3）在56级及更高l级精度下，摩擦学设计公式可以适用于各种润滑状态及各种载荷。尺寸随着膜厚比及载荷的增加而*，精密齿轮供应商，但各种润滑状态下的安全程度接近。

（4）存在的问题：此模型在高速下不安全，有待进一步修正。不适用于8级精度以下的齿轮传动

人字齿轮管理生产方案

根据寿命系数定义ZN=RcHlim/RHlim式中RcHlim和RHlim分别为有限和无限寿命时的试验齿轮接触疲劳****限应力。由于ZN，RcHlim和RHlim与其他计算参数无关，可以导出有限寿命系数计算式ZN=ScH/SH式中，ScH为有限寿命时的安全系数，ScH=SHmin=0.85，SH为无限寿命时的安全系数，FO1300钻井泵人字齿轮设计制造方案决策分析。

三种方案的齿轮工作寿命计算结果见。表中使用下述公式计算=109/Z1/0.057N（107lt;lt;109）L=/60n式中，L）工作寿命，h；n）齿轮工作转速，精密齿轮销售，r/min；对大小齿轮分别计算。无退刀槽的设计制造方案在可靠度R=0.90时的工作寿命为138889小时，是拼装设计方案齿轮工作寿命的3.4倍，而有退刀槽的设计制造方案，精密齿轮，其齿轮副寿命只有12361小时，为****l低。因此，无退刀槽的设计制造方案为****l优方案。

需要说明的是，上述工作寿命是在一定条件下计算的。当RHlim、kA等取值不同时，所得到的L值也不同。但是，这样做通常对三种方案的寿命比不会有较大的影响，精密齿轮零售价，所以表6中L值具有参考价值，寿命比具有实际意义。无退刀槽设计制造方案制造费用****l高，为拼装方案的1.326倍，而有退刀槽设计制造方案与拼装设计制造方案的制造费用基本相同。