齿轮材料的选择

chv2000

大家好,我以前没做过减速器,齿轮也没搞过(学校除外),最近,由于工作需要,被迫整了一个,但有些细节不清楚,向大家求教一下:功率45KW,I=1.2,输出转速1460R/MIN，Z1=23，Z2=28，都是斜齿轮电机竖直向下安装。输出轴也向下。
1.两个齿轮的材料如何选择，具体的技术要求（热处理）是什么？
+ x% g; X/ l% t) T( y& ^1 i2.螺旋角该选多大合适，我的大概为14，17行吗？
, u: O" Z8 U5 u3.齿宽系数选多大合适，我的轴承是对称布置，选0.8（与D1分度圆有关的哪个齿宽系数）可以吗，但宽度感觉太大（120左右）
# t& W0 A5 d# h& v以上问题希望大家多多帮助，感谢感谢！！！1

chv2000

没人回答俺,版主帮帮忙吧!!!!!!!!!!!!!

gaoyns

1  两齿轮齿数相差不大，可选成一样材料。选用45钢，若负荷较大也可选用40Cr。调质处理，齿部HB280，其余HB220--250。
2  初选螺旋角可为14°，等确定中心距A后，再修正螺旋角 β： β = arccos [ (Z1+Z2)mn / (2A) ]。
3  齿宽系数先选定，经过弯曲强度计算后，再修正，强度裕量太大就减小齿宽，反之增大。

hero2006

1.没有提供减速机的中心距
2.输出转速是减速机的输出转速吗?
3.工作机是什么?也就是工况如何
# k! Q1 E  r( U5 _& K  i* y7 i有了这些才可以回答楼主下面的问题

chv2000

是这样的,减速机的输出转速是1460,电机是45KW,转速为1800（交流电的频率为60HZ），中心距应该是计算得出的吧？我搞的是155MM，因为减速机输出轴要接泵，部分时间段内还是有较大冲击的。麻烦版主和大家在给看看，谢了！！！！！！！！

wuyuwl

一、设计信息
$ }$ ?# c% V+ m4 S: O    设计者 Name=朱家诚
    设计单位 Comp=合肥工业大学
    设计日期 Date=2009-1-9
    设计时间 Time=14:39:31
二、设计参数
    传递功率 P=45(kW)
    传递转矩 T=238.72(N·m)
" x5 ~5 N0 h) c7 ?( `* n4 |. v    齿轮1转速 n1=1800(r/min)
$ J* z* E) X1 `$ [. c9 s  y    齿轮2转速 n2=1460(r/min)
    传动比 i=1.23
/ f: @2 {" s( ~　　原动机载荷特性 SF=中等振动
　　工作机载荷特性 WF=轻微振动
$ l2 U) q- o6 I% x2 `　　预定寿命 H=10000(小时)
1 ]  c  C/ o1 s* f$ ~0 t三、布置与结构
　　结构形式 ConS=闭式
1 I; b) z  K2 K/ \% a  S　　齿轮1布置形式 ConS1=对称布置
　　齿轮2布置形式 ConS2=对称布置
! B& O% j6 Y% B: U: I四、材料及热处理
　　齿面啮合类型 GFace=软硬齿面
2 F! H0 n0 \6 [; k/ y　　热处理质量级别 Q=ML
. b; L5 \* b" k  l! Y- h$ P　　齿轮1材料及热处理 Met1=45<表面淬火>
　　齿轮1硬度取值范围 HBSP1=45～50
0 G/ g. C) u6 s" U- z) {  w　　齿轮1硬度 HBS1=48
　　齿轮1材料类别 MetN1=0
9 ]+ v& y( y, e4 H9 `7 F7 e. {0 u　　齿轮1极限应力类别 MetType1=11
) K  }, H5 K  U6 K2 J　　齿轮2材料及热处理 Met2=45<正火>
　　齿轮2硬度取值范围 HBSP2=162～217
　　齿轮2硬度 HBS2=190
9 g0 u# X% m  V9 Y　　齿轮2材料类别 MetN2=0
　　齿轮2极限应力类别 MetType2=7
( z+ y/ V# E* X5 ^# M五、齿轮精度
3 `6 ^" _7 X- d: g0 K( G　　齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=7
/ b( S: H6 ~6 G2 g, A3 K; O8 f　　齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=7
　　齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=7
0 D" [9 K+ K& m) ]　　齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F
% ], E, G6 ~4 I) _5 w; {' [　　齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L
　　齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=7
2 t7 U2 r1 O5 u6 r) q　　齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=7
　　齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=7
, g, @' j& c! ]  v! c8 _　　齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F
# B- y8 Z! o0 y% \% n. \　　齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L
六、齿轮基本参数
　　模数(法面模数) Mn=5
" A0 O# @( i5 X* h6 e5 d" t- U6 z0 ?　　端面模数 Mt=5.17638
$ e7 ^! l0 Y( ]5 j: B　　螺旋角 β=15.00000(度)
! `& e% ?5 b- T! W1 v/ u　　基圆柱螺旋角 βb=14.0760955(度)
　　齿轮1齿数 Z1=19
　　齿轮1变位系数 X1=0.00
7 ~& l% B( D8 G  g+ d( _6 p9 `　　齿轮1齿宽 B1=43.176(mm)
8 k: E: R5 F+ i　　齿轮1齿宽系数 Φd1=0.439
　　齿轮2齿数 Z2=23
4 F5 J# G6 G7 O4 K% u, t( Z　　齿轮2变位系数 X2=0.00
( ~; S. s$ ~+ ?- s/ _* G, x, F+ P　　齿轮2齿宽 B2=43.176(mm)
4 [' _3 m- y) k- M- R2 E　　齿轮2齿宽系数 Φd2=0.363
* J/ y- T% R2 f5 T: }5 s! W　　总变位系数 Xsum=0.000
　　标准中心距 A0=108.70400(mm)
" w+ _0 m* u7 v) Q" y4 t0 U　　实际中心距 A=108.70400(mm)
/ y  }+ f- Y4 @% Q/ W% |. ]9 p: @  |　　齿数比 U=1.21053
　　端面重合度 εα=1.50035
　　纵向重合度 εβ=0.71141
0 H$ [% c7 y/ _　　总重合度 ε=2.21176
　　齿轮1分度圆直径 d1=98.35124(mm)
　　齿轮1齿顶圆直径 da1=108.35124(mm)
　　齿轮1齿根圆直径 df1=85.85124(mm)
6 O7 C1 {+ j; w　　齿轮1齿顶高 ha1=5.00000(mm)
) x' u; Q$ b- x" M+ G　　齿轮1齿根高 hf1=6.25000(mm)
　　齿轮1全齿高 h1=11.25000(mm)
　　齿轮1齿顶压力角 αat1=31.852811(度)
　　齿轮2分度圆直径 d2=119.05676(mm)
　　齿轮2齿顶圆直径 da2=129.05676(mm)
　　齿轮2齿根圆直径 df2=106.55676(mm)
　　齿轮2齿顶高 ha2=5.00000(mm)
% ]! \1 r3 `5 O( `　　齿轮2齿根高 hf2=6.25000(mm)
. z/ @8 P" Y/ q0 u: F　　齿轮2全齿高 h2=11.25000(mm)
  A$ M) s+ l+ a8 u/ T* i. Y7 c. A　　齿轮2齿顶压力角 αat2=30.315080(度)
　　齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=7.84672(mm)
4 v! K( H9 q8 K　　齿轮1分度圆弦齿高 hh1=5.14623(mm)
: R, K8 j( C0 a. H1 i! X- u* K　　齿轮1固定弦齿厚 sch1=6.93524(mm)
) ?* x  ^, S+ }7 l　　齿轮1固定弦齿高 hch1=3.73779(mm)
　　齿轮1公法线跨齿数 K1=3
　　齿轮1公法线长度 Wk1=38.37045(mm)
　　齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=7.84902(mm)
　　齿轮2分度圆弦齿高 hh2=5.12081(mm)
　　齿轮2固定弦齿厚 sch2=6.93524(mm)
* L  G, K2 h3 }: a& D% s　　齿轮2固定弦齿高 hch2=3.73779(mm)
  l! V, u5 a! ?& E( X5 c( S　　齿轮2公法线跨齿数 K2=3
7 @: _& P/ M2 h0 {: \5 p- [2 f) P　　齿轮2公法线长度 Wk2=38.67967(mm)
　　齿顶高系数 ha*=1.00
　　顶隙系数 c*=0.25
5 X, ?: t" [, e8 o9 }# w2 z　　压力角 α*=20(度)
　　端面齿顶高系数 ha*t=0.96593
& E: ~: ]5 _" c% I0 E: G7 B　　端面顶隙系数 c*t=0.24148
　　端面压力角 α*t=20.6468965(度)
  u; b3 U5 |- s, s1 ~  n: D
2 @1 ]# |! {5 R4 U七、检查项目参数
　　齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.05312
/ m- h7 X( p( d1 i# d9 L$ c　　齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04368
　　齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03150
: d/ [7 n9 B) w# B4 B% O　　齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01809
6 X1 i% g9 I8 x7 y; v　　齿轮1齿形公差 ff1=0.01441
　　齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.01950
4 i3 P* S- l* K5 O# Z. N+ ?　　齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0
　　齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01451
　　齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.06753
! c9 M5 N, q, W　　齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.06116
　　齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01693
" v4 Y& E" I, B3 b) I" R) Q' O　　齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.01883
# D- }% k# Q8 C3 G　　齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01451
　　齿轮1齿向公差 Fb1=0.01451
/ R8 K! @/ b' O0 C0 B. `4 z2 R; O$ ~　　齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01451
# x6 b! T' C2 U　　齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00726
　　齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.07236
　　齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.28944
　　齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.05755
5 v* c9 e9 u5 Q  T* u, ~% L6 E- @( r　　齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.04563
0 @- i/ ~4 ?- H1 Y6 E$ |& M　　齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.03271
; P# p  \# y) U6 d　　齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.01831
" ?6 W: E, X: _$ k$ u　　齿轮2齿形公差 ff2=0.01466
/ ?# g! e: b: M: h　　齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.01979
/ {! U! u; A' s( C5 W　　齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0
　　齿轮2齿向公差 Fβ2=0.00630
+ ~+ O! N  h" X3 m: }+ Y　　齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.07221
0 r. g  x, `( I5 X0 R0 d; w, s　　齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.06389
) m2 Q; y7 u  `8 q0 f9 t　　齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.01714
+ t: S/ x1 |" l5 n& {　　齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.01911
　　齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.00630
　　齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630
　　齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630
" e8 C' e* ?( ^- i. H4 h　　齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315
" U4 \: k6 t/ Z# L, s9 g- N　　齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.07326
　　齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.29302
/ c" D; A" x. r: d) u7 X　　中心距极限偏差 fa(±)=0.02587
* A# S: F' C; k" S  ^0 T: k
' i) E  o9 Z/ J5 w3 u' T, }八、强度校核数据
% `9 J2 X+ k" E" C- e% D2 u' I　　齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=960.0(MPa)
: M$ V: Z; z: Q　　齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=480.0(MPa)
　　齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=690.4(MPa)
* U) M2 c$ D2 r* Y1 v' x" U　　齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=709.2(MPa)
　　齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=427.1(MPa)
" n. I* F; M" \' |! H　　齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=311.1(MPa)
　　齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=307.2(MPa)
; S: P0 R! {9 V7 `; V7 y" v　　齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=459.7(MPa)
　　接触强度用安全系数 SHmin=2
　　弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
　　接触强度计算应力 σH=778.9(MPa)
' F1 u8 k& ]$ b) ^4 P　　接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=不满足
　　齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=132.3(MPa)
　　齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=128.4(MPa)
　　齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
+ \2 p7 _) O0 D! L: b: t　　齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足
* ?2 x8 f- D: J, F9 Y' o
九、强度校核相关系数
! G9 q% a3 ], ]* l5 A　　齿形做特殊处理 Zps=特殊处理
　　齿面经表面硬化 Zas=不硬化
　　齿形 Zp=一般
　　润滑油粘度 V50=120(mm^2/s)
　　有一定量点馈 Us=不允许
　　小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)
+ Y3 h( _3 w7 {5 e* O" h# r　　载荷类型 Wtype=静强度
, q" K" S* N! Z9 U　　齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm (Ra≤2.6μm)
  n; s8 D4 e3 n( E% x$ Z　　刀具基本轮廓尺寸
0 G4 C9 H% v6 L2 n( R6 j( a　　圆周力 Ft=4854.438(N)
: F! N& L# S; {　　齿轮线速度 V=9.269(m/s)
4 [- X/ Y2 H+ n& w' ]9 Y3 X4 H; b8 ~　　使用系数 Ka=1.500
5 H( A3 _. o" S0 h　　动载系数 Kv=1.204
* q3 X$ h. Y# U3 r- {. F　　齿向载荷分布系数 KHβ=1.000
3 s$ K* k' z+ h  Q' h0 G$ b! A* v0 |( b　　综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.000
  q1 c2 {% V' P　　安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.000
　　齿间载荷分布系数 KHα=1.100
& i. C# w# U+ m* a4 g+ ?　　节点区域系数 Zh=2.425
　　材料的弹性系数 ZE=189.800
0 ?1 v5 w& y& s, f6 _　　接触强度重合度系数 Zε=0.845
　　接触强度螺旋角系数 Zβ=0.983
　　重合、螺旋角系数 Zεβ=0.831
- i* U1 J6 o* x; n% D  }3 E9 {( D　　接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000
' \  n4 Z. J% O2 P" \+ K, i* h　　润滑油膜影响系数 Zlvr=0.95000
　　工作硬化系数 Zw=1.16471
1 g3 H! }7 [6 g  ~　　接触强度尺寸系数 Zx=1.00000
　　齿向载荷分布系数 KFβ=1.000
　　齿间载荷分布系数 KFα=1.100
　　抗弯强度重合度系数 Yε=0.750
　　抗弯强度螺旋角系数 Yβ=0.911
　　抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.683
　　寿命系数 Yn=2.06859
0 G: p1 Z  p7 ]" k; s　　齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000
　　齿根表面状况系数 Yrr=1.00000
/ U, M9 b4 p' Q1 C% k　　尺寸系数 Yx=1.00000
　　齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.33720
　　齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.55502
　　齿轮2复合齿形系数 Yfs2=4.20812
3 l; R, m2 y# T. t3 S　　齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.58966

YUEYUE520

楼上的原来齿轮检测有这么多项啊.