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[求助] 减速机齿轮打齿,用不了一个月

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发表于 2009-12-11 21:41:06 | 显示全部楼层 |阅读模式 来自: 中国河北

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现在用于热电厂的浆液循环泵,介质为石灰石浆液。配用电机为560kw-8级电机,采用斜齿轮,与电机连接的为27齿齿轮轴,配对齿轮为71齿,模数为5,齿轮中心矩距为250mm,材料为42CrMo,现使用热处理以后硬度HRC52。全部采用刚性连接。
9 H; z  g6 \, `9 m. m. U打齿现象频频发生,出现在与电机连接的齿轮轴上。通过降低齿轮硬度,和增加模数的办法也没能解决。希望高手能指点一二
发表于 2009-12-11 21:52:44 | 显示全部楼层 来自: 中国江苏苏州
是浸泡在石灰水里面?
 楼主| 发表于 2009-12-11 21:55:23 | 显示全部楼层 来自: 中国河北

回复 2# huanking 的帖子

不是,减速机有减速箱
发表于 2009-12-11 22:08:53 | 显示全部楼层 来自: 中国山东淄博
你是哪里的 我是山东淄博的 在邹平工作  如果远就算了
发表于 2009-12-11 22:10:48 | 显示全部楼层 来自: 中国山东淄博
一般是在启动的时候打齿对吧  说说具体的情况
发表于 2009-12-11 22:10:52 | 显示全部楼层 来自: 中国河南周口
这么大的电机用刚性输出产生的冲击将会很大!想办法用别的联轴器吧----比如液力耦合器。
发表于 2009-12-11 22:14:36 | 显示全部楼层 来自: 中国广东广州
等待明确的结果。
 楼主| 发表于 2009-12-11 22:17:23 | 显示全部楼层 来自: 中国河北

回复 6# baolongzhou 的帖子

是可能有这方面的原因,但也有这样的一套就没事。是28-71齿配对的。正因为这个情况百思不得其解
 楼主| 发表于 2009-12-11 22:20:56 | 显示全部楼层 来自: 中国河北

回复 5# 蚂蚁像蚂蚁 的帖子

基本上是连续运行的,间隙启动几乎没有。
发表于 2009-12-11 22:26:16 | 显示全部楼层 来自: 中国河南周口
原帖由 小木虫 于 2009-12-11 22:17 发表 http://www.3dportal.cn/discuz/images/common/back.gif
$ f0 X/ a1 U9 w4 _: s+ V4 E是可能有这方面的原因,但也有这样的一套就没事。是28-71齿配对的。正因为这个情况百思不得其解
; s2 E( `% T9 B
' b7 W% C) m- _4 k
---看一下是否你说的这一对齿轮啮合的好,侧隙小,或者齿轮有变位?/ h9 l9 |1 ?2 t, z
4 K+ ^6 A* I# L5 s. _* s
----是否坏的那套操作不当,带负荷启动?是否电机启动电流高?
发表于 2009-12-12 08:32:52 | 显示全部楼层 来自: 中国山东淄博
一般说来是齿轮热处理的原因所致 有一台日本镗床由于事故所致一齿轮损坏 自制一个不是打齿就是卷边(火大火小所致)后来改为两遍调质处理 齿部高频淬火HRC42-48(40Cr)可也  你所用的材料油淬温度一定要把握好  再一个齿轮热处理不好由于启动时负载很大 这时候很容易导致局部先受力的齿轮暗损 可以考虑加装缓启动装置 比如加装钢球式离心离合器就很方便 10秒钟可达额定转数对小齿轮保护明显
发表于 2009-12-13 17:28:43 | 显示全部楼层 来自: 中国湖北武汉
是自己设计的非标设备吗?
发表于 2009-12-13 20:30:36 | 显示全部楼层 来自: 中国河南许昌
原帖由 小木虫 于 2009-12-11 22:17 发表 http://www.3dportal.cn/discuz/images/common/back.gif( Z- W& R* @; z- T( |, B
是可能有这方面的原因,但也有这样的一套就没事。是28-71齿配对的。正因为这个情况百思不得其解

( ^; o  l  u7 i8 U) m6 ?其一、28-71齿配对和27-71齿配对两对相比前者重合度更大,传递更平稳。& a* p% ~" T2 S1 U; H4 }
其二、两种配对齿轮的操作和使用环境是否有差别/
发表于 2009-12-15 14:36:32 | 显示全部楼层 来自: 中国广西钦州
问题的原因太多了:比如1.齿轮是否存在毛刺.损伤?2.间隙是否太大?3.热处理的变形?9 W; y! ^6 D7 {* w% d* t
4.跳动太大?都可能影响到打齿
发表于 2010-1-18 17:50:03 | 显示全部楼层 来自: 中国陕西西安
能不能将受损的齿轮情况传图片上来,这样可以直观了解。
发表于 2010-1-20 11:48:22 | 显示全部楼层 来自: 中国北京
[quote]问题的原因太多了:比如1.齿轮是否存在毛刺.损伤?2.间隙是否太大?3.热处理的变形?7 {3 c2 H' c" V/ F
4.跳动太大?都可能影响到打齿
5 B& Y7 B( }6 e9 P, e  d! _还有就是你齿轮在交货时无损探伤是否合格,是否存在进表面的裂纹?启动时的缓冲是否足够?还要看断齿是发生在什么状况下,是启动时还是运行中,如果发生了好几次的话,完全是有规律可循的!!还有就是断裂的程度和断齿面去分析!!- r  L/ ^: E, c3 C

+ B7 r5 I7 @: D5 D$ k# C/ J1 W7 n3 D, {- J! U7 P
这个问题恐怕的需要很多现场的资料才可以!!等待你的处理结果!!!
发表于 2010-1-20 14:18:33 | 显示全部楼层 来自: 中国河北石家庄
可能是齿轮热处理有缺陷,造成的疲劳破坏吧
) Z. @: y: W4 n  z# N5 W也可能是齿轮强度问题,建议重新分配模数和齿数等。
发表于 2010-1-20 16:06:35 | 显示全部楼层 来自: 中国江苏
1,非设计原因
1 [5 P% H) {! r. j; b2,非工艺原因3 g# }* t. a7 {8 l2 h& A
3,装配可能性也很小
7 h  N5 _7 G: A怀疑电机转速不稳定
发表于 2010-1-20 16:33:16 | 显示全部楼层 来自: 中国香港
确保计算没有问题吗?
发表于 2010-1-20 17:32:02 | 显示全部楼层 来自: 中国山东济南
根据您所述,我大体上校核了一下您的减速机。您看看,应该是接触强度和弯曲强度均无法满足要求。# ?9 W, Q$ M* m4 f' }
渐开线圆柱齿轮传动设计报告 % m' C" V3 t$ n0 {5 H
( k( X! z5 m/ Z6 R# y9 N3 H
一、设计信息3 ]) |. H# z4 v% F
  设计者 Name=101
3 A4 R! _8 ^- _8 D; t0 a: ]& Q  设计单位 Comp=LBMT8 K2 ]7 F# E" R3 q: v
  设计日期 Date=2010-1-20
  y3 x' a9 c1 U! W; \( p+ P  设计时间 Time=16:49:29
4 [: p  T8 s- V: m/ p7 a, p6 {5 W# T5 t! }, a" {
二、设计参数9 X) g- Z+ B1 z* Y
  传递功率 P=560.00000  (kW)2 T0 ?9 f2 E& q+ t" c. e
  传递转矩 T=7129.92000  (N.m)% q) o$ w; c9 E) G5 @% o
  齿轮1转速 n1=750  (r/min)
4 D! y+ j& C4 v4 n  齿轮2转速 n2=285.21127  (r/min)
: B: Y3 y$ V4 e1 |) A2 z1 u  传动比 i=2.6296296296296296296296296296296
3 n& m, _5 J" s, X  原动机载荷特性 SF=轻微振动' j% ]; a! O1 |4 A; ~# {5 l' n1 p
  工作机载荷特性 WF=中等振动% I( a  w5 |' M  r
  预定寿命 H=10000  (小时)* L' o/ I/ e# G. U; A
( s$ I& M! n4 b5 p  [0 D
三、布置与结构
1 [3 ]) s' v% b" n  结构形式 ConS=闭式/ ]. W# O/ P: p6 F# m
  齿轮1布置形式 ConS1=对称布置: q7 s! u% X/ p$ b: T. I
  齿轮2布置形式 ConS2=对称布置
8 u9 G. p" E) f7 A& l- l
* s0 O7 i8 R: \! C  N- b" ]. d0 V四、材料及热处理
2 Q# Y  p) ]  M  齿面啮合类型 GFace=硬齿面
4 {0 `$ a! i9 M! A  热处理质量级别 Q=MQ
" C6 n4 F( b* L4 k- k+ }) |* h" a8 @% c5 Z& R9 Q
  齿轮1材料及热处理 Met1=42CrMo<表面淬火>
# h: n0 l7 |3 k0 m  齿轮1硬度取值范围 HBSP1=48-56/ S% d) ~. A- F; l9 K
  齿轮1硬度 HBS1=52& w/ N" C, n  P3 ]0 ~
  齿轮1材料类别 MetN1=04 I+ h: n8 ~& }2 A0 v
  齿轮1极限应力类别 MetType1=11
. f  R5 K8 h; t) H* V# t
9 ]4 i% q$ o% t( C% M4 O& R% x  齿轮2材料及热处理 Met2=42CrMo<表面淬火>0 v1 p+ z% o/ _6 c9 k, a7 L
  齿轮2硬度取值范围 HBSP2=48-568 {0 O, `5 ~$ V' @+ [) f- w% q
  齿轮2硬度 HBS2=52
' q" j7 g: M( w+ C  齿轮2材料类别 MetN2=0& e$ ~2 D( X* P7 i  o) @
  齿轮2极限应力类别 MetType2=118 ]( C8 l  J" v* y. C' q
" G/ `% v5 _( p+ `$ H3 S
五、齿轮精度7 W; h! L" _8 C! i5 G; {
  齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=71 g" i: N( s. I/ |7 _
  齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=7
9 i4 t+ ?% C; _" k  齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=7- J0 h0 N# c6 i( V
  齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F% C5 {- b: M* e
  齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L$ e; p0 ]0 b/ {
7 x3 H! Q! ]" l7 }! u
  齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=7
- J: x$ d2 U2 D  齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=73 z- C" C# c7 `3 Z, K5 L1 {
  齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=7
; ^# T# Q6 H/ h# k  齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F) W1 m$ ^! O- h; W2 ]: r7 n5 L' e
  齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L9 G; N% Z& }; r

1 Y, Y- V0 O7 V4 G- l六、齿轮基本参数
# X( ~5 u) f9 q% g  模数(法面模数) Mn=5) I2 L( ^1 x4 V' ^' S" v: c4 [
  端面模数 Mt=5.10204
1 o# b9 h1 C8 h; b$ K9 `  螺旋角 β=11.478340954533572625029817807861  (度)# Y. r# `6 _& q& x& Z  q
  基圆柱螺旋角 βb=10.7775533  (度)
- x5 s4 A1 V2 @! J" |( A9 Z- E- Q8 y
  齿轮1齿数 Z1=27
9 [  d2 s  J' S8 {4 H  齿轮1变位系数 X1=0.00
) {& W+ J% h$ O8 n5 Z/ j/ L$ D  齿轮1齿宽 B1=100  (mm)
; Z) x/ ^- P- b; w  _5 I  齿轮1齿宽系数 Φd1=1.48148, w; m$ n* l1 M; `& Q

4 O8 {# o. l: Z5 X  齿轮2齿数 Z2=71
+ ^1 b% h5 _% C  齿轮2变位系数 X2=0.00: ]) q  Y3 P# d2 O& B: P
  齿轮2齿宽 B2=90  (mm)' f$ `3 \+ y* B
  齿轮2齿宽系数 Φd2=0.50704* i8 U# }) Q! m" O8 B9 M

9 M) ]# I3 E: ~3 W$ D) d  总变位系数 Xsum=0.00000
% ^3 {: t; n1 g4 s  d  标准中心距 A0=250.00000  (mm)& Y3 U% j5 n: _: ]
  实际中心距 A=250.00000  (mm)
. k+ _0 d1 e/ t) l  齿数比 U=2.629635 s, D+ O! D5 y6 V) z! x0 [+ M
  端面重合度 εα=1.67058
6 l6 H. ?# F+ U0 f  纵向重合度 εβ=1.14017# V- B' V& f) l7 o
  总重合度 ε=2.81075
) }5 l* _7 K9 Y/ E5 ^- g5 I: @
+ P% S2 e- T  @% F# {  齿轮1分度圆直径 d1=137.75510  (mm)4 w3 W3 A# j3 Z* i' ~2 l
  齿轮1齿顶圆直径 da1=147.75510  (mm)
9 S) _2 q. ?3 v  齿轮1齿根圆直径 df1=125.25510  (mm)
9 Q; J9 [% j* Q8 H, p  齿轮1齿顶高 ha1=5.00000  (mm)' }" p4 s, }6 U4 X4 ]  X
  齿轮1齿根高 hf1=6.25000  (mm)
0 x5 ]( l# u' h. F( c  B  齿轮1全齿高 h1=11.25000  (mm)
- B3 P3 Q5 v/ h& t$ M1 z9 ]  i* f  齿轮1齿顶压力角 αat1=29.074403  (度)& ]3 M. i6 H$ P

2 t5 _. ^# \2 e: c5 f8 \' S  b9 A  齿轮2分度圆直径 d2=362.24490  (mm)
7 ^" |0 w% w* K& }% Z  齿轮2齿顶圆直径 da2=372.24490  (mm)) S' h9 X1 K, m7 p1 |% G; h
  齿轮2齿根圆直径 df2=349.74490  (mm)
. Z" C0 d9 L# @3 e  齿轮2齿顶高 ha2=5.00000  (mm)' D( d+ `0 @8 Q
  齿轮2齿根高 hf2=6.25000  (mm)4 `4 \% S$ w. F5 d
  齿轮2全齿高 h2=11.25000  (mm). Y' j% F% `/ [4 K; x, K* ~& B
  齿轮2齿顶压力角 αat2=24.181659  (度)
' f3 v, @, F( s! Z; F; v  b
. L, M6 v5 `* V  齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=7.85006  (mm)1 P1 y4 v0 l: m
  齿轮1分度圆弦齿高 hh1=5.10749  (mm)
' m5 b9 @; b7 R9 J  齿轮1固定弦齿厚 sch1=6.93524  (mm)
$ a- [  \* S7 s3 v2 j' S  齿轮1固定弦齿高 hch1=3.73779  (mm)
/ K* B" r# V8 I8 u  齿轮1公法线跨齿数 K1=39 g. s/ L' A& N9 J  \
  齿轮1公法线长度 Wk1=38.90461  (mm)
" R9 t( j8 V' i) o( |. Z6 N! v. O, H" p
  齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=7.85341  (mm)
$ a! f1 h2 t! g5 {, ^  \4 V  齿轮2分度圆弦齿高 hh2=5.04088  (mm)# [1 i$ x2 {6 ^1 I8 @' k# w
  齿轮2固定弦齿厚 sch2=6.93524  (mm)
) l0 \8 Z. p* ~  齿轮2固定弦齿高 hch2=3.73779  (mm)- o- R4 V! v& J3 D4 f
  齿轮2公法线跨齿数 K2=8  V: k% j( ^/ y9 Q8 w) |; p9 l& W  @
  齿轮2公法线长度 Wk2=115.97199  (mm)
, y' p- p8 u, i1 p4 H7 @& Y2 u2 X8 y* t* Q
  齿顶高系数 ha*=1.00
& y1 Z( x0 ~2 y- ~" G- `  顶隙系数 c*=0.25
( k% c$ l' {+ m  压力角 α*=20  (度)
. G9 Q' c% M. H8 Q- T2 B4 |  端面齿顶高系数 ha*t=0.98000# D3 y; X# M# O% |* g& Y/ V
  端面顶隙系数 c*t=0.24500
- r5 A, F1 E8 ^2 L  端面压力角 α*t=20.3749059  (度)7 r+ {  a, g6 Z% n

7 P( P( Z% Z7 L' X. Q9 @9 m5 M# a2 l3 _) ]( Y" C4 n
七、检查项目参数
3 z: `/ Z: q4 ?  z0 F$ c9 e& E% q# A  齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.06122
7 T- w) q. [$ ]) o' g+ \  齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04715
8 C' N% r1 C! b5 |% C  齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03372* j' t% u1 S  {. j9 K
  齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01843
: {% E: f4 F; h( k  齿轮1齿形公差 ff1=0.01482
. J) u9 E! N: V% F: R: p  齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.01995
+ t) d4 b# L# S( \  齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.02605
$ w! v. I  D% |4 k1 ?  _  齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01880
- H  g2 C% O. n# [8 t& o' |  齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.07604
. h% r! {, `1 `3 t0 I  齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.06601  e% x2 O: Q  S* G% N$ c0 K( |
  齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.017286 O* N/ k0 w# ~/ K
  齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.01955
0 j6 L, V& {* P$ {' o# V  齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01880( q# \) |+ m  o' B" y) D5 `+ J
  齿轮1齿向公差 Fb1=0.01880
7 b2 r/ U3 G+ r2 q) v  齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01880$ g1 C) S2 O+ ^' U( V* J0 b/ F0 m% h
  齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00940& ^: f  g4 b1 }* X$ J
  齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.073736 ~5 n  `8 @5 o% z# b- D
  齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.29492& ?4 p- i7 E. w. n
! T# q+ {" c5 c# W! h4 R
  齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.09368
- G- r$ S- H; Q2 A  齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.06145
0 ?* ?. A9 D/ q  齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.04262$ b+ p3 E& A4 Z' H! [; H  s+ G
  齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.02007
' D- F& V- l) i0 u) L  齿轮2齿形公差 ff2=0.01763+ M/ N5 k4 ^, F3 Z. D
  齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.02262$ {' \/ A0 z7 Y+ }% _4 H" A( T0 {5 g8 ]" A
  齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.028336 X5 S* D/ n/ C! [) i; m. x
  齿轮2齿向公差 Fβ2=0.00630& d- T( t! l" q& c% |$ u
  齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.11131
4 w$ ]3 N8 ]3 C6 Y5 f/ w! Z8 c  齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.08603, d4 {! F4 C' C9 c& F
  齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.01882
8 T4 M% v4 ~7 b, a& g  齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.02217
  F6 y6 q" q& D  齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.00630' ]0 Q: M. q# ~
  齿轮2齿向公差 Fb2=0.006307 C) V' G: R% T, S, Q9 P1 `
  齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630
! g1 M2 ^6 I; ]8 C; }9 O  齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315* k: x, d3 P" j# b' A
  齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.08030
7 ^2 d" G( S3 E6 |* k  齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.32119
5 X9 G4 @0 a2 x* Y9 E( J
" O, F6 m) v, S2 A" o, a  中心距极限偏差 fa(±)=0.03600/ H6 M& m6 h7 z0 @

. H7 w  w5 P2 ]3 M) f; p9 ?- o
. S: g& y" N: w1 D! P/ Y( }八、强度校核数据
( g& S" ^; }/ F4 G  齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1186.4  (MPa)2 r4 R. W; u: l9 M0 K: ~
  齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=672.0  (MPa)
. A4 t# h- W1 V4 C: l3 _7 _  p  齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1150.8  (MPa)5 f, m. J; L3 E: v" n0 z) B
  齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=480.0  (MPa)5 Y7 m2 w, p% C0 I2 i
  齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1186.4  (MPa)/ H; P- L3 j3 |3 L+ A
  齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=672.0  (MPa): `/ ?7 c' j! b6 \$ T4 X
  齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1150.8  (MPa)
3 l. \9 _0 ^) L/ s6 c& R  齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=480.0  (MPa)) g& F; l% A8 [# R( Z# c2 i+ V7 @
  接触强度用安全系数 SHmin=1.00
& C2 @+ @7 ]) w  弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40- h( l' b3 k  ]) {2 ?8 M
  接触强度计算应力 σH=1629.9  (MPa)  T. u& T+ U8 l' A
  接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=不满足; P" b; K7 C/ G$ f" h6 U
  齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=1092.7  (MPa)7 q1 }5 D" L' B1 h
  齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=1045.3  (MPa). W$ O' {# ]* }) V
  齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=不满足
" v: X1 k/ J# r) [" \+ e/ a; X  齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=不满足. ?& [" R- b+ [$ T1 j# H
* y; R% c$ F" R: k/ V

4 r: U' B2 V+ Y7 o- x九、强度校核相关系数
0 `7 n/ E3 Z' ]0 d4 ?  齿形做特殊处理 Zps=特殊处理( t5 I8 b! b  X* `2 z: u0 W
  齿面经表面硬化 Zas=不硬化
& Q" @" O# X! ?7 m# A  齿形 Zp=一般
) |, A% F) A4 n7 _  润滑油粘度 V50=120  (mm^2/s)
# u1 G5 I9 X8 N2 Q: ~  有一定量点馈 Us=不允许+ K% e6 V6 V- w! _- ?
  小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm ( Ra≤1μm )0 E7 E7 {# V; d  y
  载荷类型 Wtype=静强度: D& X6 t0 E: Z- r  w
  齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm ( Ra≤2.6μm ), d' U. a9 O. V5 a
  刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn=1.25, Pao/Mn=0.38
6 t: p& u' y' U0 [0 V5 g8 ~. P/ F- z
  圆周力 Ft=103515.87709  (N)& D% l" J4 C! u; Q# M+ f' e
  齿轮线速度 V=5.40963  (m/s)
  m6 D1 n3 ^3 k
( `, D& F8 j2 e, e  使用系数 Ka=1.60000- t. \6 `% ~) M, _
  动载系数 Kv=1.02959
/ B$ ^5 o" w& C, r/ x  齿向载荷分布系数 KHβ=1.00000$ n: F3 w/ \' i: M3 G( P8 i7 T
  综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.00000
9 u" ^! Z0 H0 M; p" v' s6 P  安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.00000
, p4 @4 @$ ~/ ~) ]# \! ]  |  齿间载荷分布系数 KHα=1.10000
) g6 k) f5 e5 E  节点区域系数 Zh=2.45352
4 G4 [" w" {  h  材料的弹性系数 ZE=189.80000
' F9 z! \' `; |  接触强度重合度系数 Zε=0.77369" h# t4 f. q2 Q/ Q/ a! `2 ^
  接触强度螺旋角系数 Zβ=0.98995
- C, Z  |7 L3 F1 B  重合、螺旋角系数 Zεβ=0.765919 p3 b- {" A5 {7 R3 b/ S! z
  接触疲劳寿命系数 Zn=1.00000' x7 R1 ~* u- H& x. f
  润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000; y4 \5 h! x) c3 [
  工作硬化系数 Zw=1.00000! @& P( w: e+ ~
  接触强度尺寸系数 Zx=1.00000; K) F* j6 c$ @5 t9 ]5 W7 Z1 x
+ P+ p4 z' J/ q2 |/ _$ k
  齿向载荷分布系数 KFβ=1.00000
, n* q- N1 T& I& u* f% {  齿间载荷分布系数 KFα=1.10000
/ G# d8 w2 L9 v! L  抗弯强度重合度系数 Yε=0.69895
4 V. f4 c1 ]6 k5 ]9 Q0 m5 J9 u# d  抗弯强度螺旋角系数 Yβ=0.90435
' y; W& ]# b  c7 e; F  抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.63209
4 Y. ~) i6 l# z2 v" C! l$ S( x  寿命系数 Yn=1.00000! X/ M2 b# H0 Z. _4 |
  齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000
$ p& H. E% r3 p* Y# F  齿根表面状况系数 Yrr=1.00000
' i7 R4 e5 q9 t  l0 O  尺寸系数 Yx=1.00000
* ^+ }9 @1 n& n) ]0 X! j6 @$ u  齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.14725
& Z: ]) _! W5 s- h' y3 f3 }  齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.61156
+ w9 @  P. v6 u  X  齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.96743
5 g) Q& B- [# J- ~- D  齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.76843
发表于 2010-1-23 13:28:47 | 显示全部楼层 来自: 中国湖南长沙
理论计算在绝大多数情况下只是参考,没有参照对比的成熟产品样机参考的话直接设计产品,一般不可靠,你的齿轮断齿原因可能有很多,没见到你的工件实物断齿情况和具体的工作环境情况,估计没有人能在此有足够的时间和精力替你把原因和正确的解决办法一一找出来,减速机的输入输出端改为挠柔性连接,或许会有点帮助,但肯定不是彻底的解决办法,具体解决,还得靠你自己想办法(找人)解决的
发表于 2010-1-23 16:12:37 | 显示全部楼层 来自: 中国江苏淮安
如果设计强度没问题,也要看锻件质量和热处理。5 h( S/ @7 T4 [. R' W9 E# J9 m! f
你提到刚性联轴器的影响不容忽略。
发表于 2010-1-24 15:04:06 | 显示全部楼层 来自: 中国山东威海
记得本科时候的机械设计里在进行减速机设计时,老师提到过一件事:齿轮配对时,最好是一个偶数齿和一个奇数齿进行配对,这样子好像对齿轮受力有利。不知道你那问题是不是两个都是奇数齿的原因?
发表于 2010-2-3 14:28:31 | 显示全部楼层 来自: 中国北京
很多情况都能导致齿轮断齿,要看了现场的具体情况才能分析,还有我觉得27个齿比28个齿对齿根的敏感系数较大,这可能也是一个原因!
发表于 2010-2-19 08:44:53 | 显示全部楼层 来自: 中国江苏泰州
不了解具体情况,提供两个资料供你参考,专门讲齿轮失效分析的:http://www.3dportal.cn/discuz/vi ... tra=page%3D2&page=2,第48#,第49#,希望有用,另外啰嗦几句,算是几点建议:0 B2 k1 E4 L4 @1 ^. N- K- Z8 r
& l% k; w/ X; f4 d$ O: ^- s, E0 I
1)失效分析首先要描述清楚工况,起码要有照片,此类帖子信息最好提供的充分一点、大家的分析才能深入一点、接近真相一点;: X- O1 ], E& _+ Q2 H
. q& _( r+ K8 ]1 N2 ^0 h
2)先宏观、再微观,先做宏观断口分析,再使用扫描电镜拍断口图片,分析断口微观形貌;
$ ]0 W$ u9 {9 Y- A4 n
6 T2 k$ ?9 M9 ?. x0 i3)理化分析,检查材质、表面硬度、心部硬度(从表面到心部的硬度梯度)、金相组织(碳化物分布等)、表面组织(是否进行过表面强化处理,打一打强化层的脆性、梯度等);4 v1 N  }- o) \' V- ]9 z: R6 x3 x9 k
" s7 n$ [, M* W3 Y
4)力学分析,齿轮主要是接触强度、弯曲强度两项,是否满足要求。
8 u" X' H- Q  U
8 F- d8 |6 R! z! n0 [以上供参考。

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