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朗动传动1

WGT型鼓形齿式联轴器具有少量轴线偏移补偿性能,不能缓冲、减振。外形尺寸小,理论上传递转矩大,需要润滑、密封,但噪声较大、价格贵,用于联接水平两同轴线轴系传动。用于低速、重载工况条件下联接水平两同轴线,如冶金机械、重型机械等。不适用于高速、轴系传动,起动频繁、正反转多变的工况不宜采用。

WGT型鼓形齿式联轴器外齿分为直齿和鼓形齿两种齿形,所谓鼓形齿即为将外齿制成球面,球面中心在齿轮轴线上,齿侧间隙较一般齿轮大,鼓形齿联轴器可允许较大的角位移(相对于直齿联轴器),可改进齿的接触条件,提高传递转矩的能力,延长使用寿命。有角位移时沿齿宽的接触状态。齿式联轴器在工作时,两轴产生相对角位移,内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动,必然形成齿面磨损和功率消耗,因此,齿式联轴器需在有良好和密封的状态下工作。齿式联轴器径向尺寸小,承载能力大,常用于低速重载工况条件的轴系传动,并经动平衡的齿式联轴器可用于高速传动,如燃汽轮机的轴系传动。由于鼓形齿式联轴器角向补偿大于直齿式联轴器,均广泛采用鼓形齿式联轴器,直齿式联轴器属于被淘汰的产品,选用者应尽量不选用。

WGT型鼓形齿式联轴器的特点(与直齿式联轴器相比有以下特点):

1、承载力强。在相同的内齿套外径和联轴器较大外径下,鼓形齿式联轴器的承载能力平均比直齿式联轴器提高15~20%。

2、角位移补偿量大。当径向位移等于零时,直齿式联轴器的许用角位移为1o,而鼓形齿式联轴器的许用角位移为1o30',提高50%。在相同的模数、齿数、齿宽下,鼓形齿比直齿允许的角位移大。

3、鼓形齿面使内、外齿的接触条件获得改进,避免了在角位移条件下直齿齿端棱边挤压,应力集中的弊端,同时改进了齿面摩擦、磨损状况,降低了噪声,维修周期长。

4、外齿套齿端呈喇叭形状,使内、外齿装拆方便。

WGT型鼓形齿式联轴器设计计算简明适用方法

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)△α≤1.5°,也可△α≤3°,△α增大,侧隙应增大,承载能力下降。允许两轴线的径向位移△y=Ltanα。

(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△α≤±5°。

2、几何参数与几何尺寸计算

(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Ou的轨迹为以OB为圆心,R为半径的圆弧。以R为半径的圆弧称位移圆。一般取R=(0.5~1.9)d,R较小,允许△α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为分度圆直径,Ra=0.5da,鼓形齿的顶圆面为球面的一部分,对存在△α时的运转有利。德国SMS公司的重载鼓形齿设计采用此方法。

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△α=0°时,鼓形齿与内齿圈的啮合是一条共轭渐开线啮合。当△α≠0,将出现非共轭啮合,且△α的值越大,误差越大。

(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。

图5中,D—D视图为垂直鼓形齿套轴线齿中间截面图;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。ge、gt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Re、Rt的圆弧代替,其误差很小,对工程计算足够准确。这样简化以后,Re、Rt与R有以下关系式:

式中e、ι为曲率系数,Re、Rt分别为啮合平面和工作圆切面齿廓近似曲率半径,e、ι可以计算,但几何参量和计算过程较复杂,此处从略。当a=20°,对应不同齿数的e、ι值如表1,由表1可知e、ι相差不多。

注:齿数与表中齿数不同时,可用插入法求得。

(3)鼓形齿与内齿啮合的较小法向侧隙。与齿轮传动一样,鼓形齿联轴器内外齿啮合时,非啮合侧有足够的侧隙,而且应考虑△α、鼓形齿套与轴装配以及齿部加工误差对侧隙的影响。较小侧隙Js,补偿加工误差的侧隙Jz见表2。表2中Jz适用于7~8级精度齿轮。补偿角位移△a的侧隙Jα见表3;补偿鼓形齿轴套与轴组装膨胀的侧隙设计齿侧法向侧隙

(3)联轴器装配后未装在轴上且△α=0时的法向侧隙

(4)联轴器装在轴上对中准确,且△α=0时的法向侧隙(5)联轴器工作,且△a达到允许值时的法向侧隙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Wn,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Xz=0.5,然后按要求的侧隙计算鼓形齿的变位系数X1,并按Xl和X2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。

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△α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,安装,尽可能减小△α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:

式中,El、E2、μ1、μ2为两接触的弹性模量和泊松比,对于两钢制内外齿,,μ1=μ2=0.3;E1

;ω为单位长度上的载荷,对于鼓形齿为每个齿单位齿高上的载荷ω=

Fn/Zh,N/mm;h为齿高,h=1.5 m;Fn=;K为承载能力系数,

与△a有关(图7);T为传递的转矩;ρ为综合曲率半径,,对于鼓形齿与直齿内

齿啮合,内齿的曲率半径,,即ρ=ρ1,而(图5)。如取

φe≈2.7(表1),并取R=O.5d,ρ1=2.7x0.5d=1.35d。

如取转矩T的单位为N.m,则上式可写成强度条件式,σHP为许用齿面接触应力

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;

(2)内齿圈直径,以便插齿退刀,D4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在满足轴向活动量的前提下尽可能较大。同时应让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°。


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