DOI:10.13436/j.mkjx.2013.09.060 图5工作缸1活塞向左（复位）运动（4）工作缸2活塞向左（复位）运动（见图6）当工作缸1活塞杆上的挡块压下行程开关1S,通过电气上的连锁装置使电磁铁2YA断电，换向阀1回到中位，工作缸1的活塞停止运动；同时电磁铁4YA得电，换向阀2右位开始工作，压力油进入工作缸2的右腔,工作缸2的活塞向左做复位运动。当工作缸2活塞杆上的挡块压下行程开关3S时，电磁铁4YA断电，换向阀2回到中位，工作缸2活塞停止运动，完成一个工作循环。图6工作缸2活塞向左（复位）运动2结语在工程应用中，针对不同的液压油路工作顺序需求，可进行适合的换向阀设计选取，应根据实际情况而论。参考文献：［1］左健民.液压与气压传动［M］.北京：机械工业出版社,2005．［2］李静明,邓海顺.液压缸结构及设计［J］.煤矿机械.2009，30(9)：.［3］姜佩东.液压与气动技术［M］.北京：高等教育出版社,2002.作者简介：王晓伟(1980-），河南濮阳人，讲师，主要从事液压传动研究，电子信箱：782872286@qq.com.责任编辑：王海英收稿日期：2013－04－150引言将传统的强度设计公式与润滑设计公式相耦合，得出摩擦学设计公式，建立了以摩擦学设计为主体的齿轮传动接触强度设计模型。1摩擦学设计公式的建立（1）接触强度设计模型按照Hertz理论，在预期使用期内，齿轮传动齿面不发生疲劳点蚀的强度条件为σHmax=W2πLEρ姨≤［σH］（1）式中W———斜齿轮传动法向力，W＝Fn=2T1d1cosαncosβb；E———一对啮合轮齿材料的当量弹性模量，1E＝121-μ12E1+1-μ22E222；矿用重载斜齿轮传动的主动摩擦学设计*尉海晶1，亓秀梅1，高创宽2（1.太原理工大学机械工程学院，太原030024；2.杭州万向职业技术学院，杭州310023)摘要：将润滑理论与现行强度设计公式相融合，建立了渐开线斜齿圆柱齿轮传动的摩擦学设计模型，并开发了相应程序。应用该模型，以一矿用重载斜齿轮传动为例，进行了摩擦学设计。结果显示：在低速条件下，摩擦学设计结果是依据现行强度公式计算结果的3~6倍；随着速度的增大，依据不同模型所得设计结果逐渐趋于一致。关键词：摩擦学设计；强度设计；润滑设计；重载齿轮传动中图分类号：TH132.41文献标志码：A文章编号：1003－0794（2013）09－0028－03InitiativeTribologyDesignofHeavy-dutyHelicalGearsUsedinMineWEIHai-jing1，QIXiu-mei1，GAOChuang-kuan2(1.CollegeofMechanicalEngineeringofTaiyuanUniversityofTechnology,Taiyuan030024,China;2.HangzhouWanxiangVocationalandTechnicalCollege，Hangzhou310023,China)Abstract:Aninitiativetribologydesignmodelofaninvolutehelicalgeardriveisestablishedbyintegratinglubricationtheorywiththecurrentgearingstrengthdesignformulaandthecorrespondingcalculationprogramisalsodeveloped.Withaheavy-dutyhelicalgeartransmissionusedinamineasanexample,gearingtribologydesigniscarriedbasedonthismodel.Theresultsshowthatthecomputingvaluefromthetribologydesignmodelisas3~6timesasthatfromthecurrentgearingstrengthcalculationformulaforthelowspeedgeardrive,however,withanincreamentofspeed,theresultsfromthedifferentdesignmodelstendtoconsistent.Keywords:tribologicaldesign;strengthdesign;lubricationdesign;heavy-dutygeartransmission*国家自然科学基金资助项目(0975189)煤矿机械CoalMineMachineryVol.34No.09Sep.2013第34卷第09期2013年09月1S2S工作缸1工作缸21YA2YA3YA4YA3S4S换向阀1换向阀21S2S工作缸1工作缸21YA2YA3YA4YA3S4S换向阀1换向阀228中国煤炭期刊网 www.chinacaj.net

ρ———综合曲率半径，ρ＝d1cosαtanα′2cosβbuiui±1；L———轮齿接触线总长度，L＝φdd1εα/cosβb。（2）润滑设计模型润滑设计条件：由齿面最小油膜厚度hmin与齿面综合粗糙度σ的比值所定义的油膜比厚λ不小于许用油膜比厚［λ］，即λ＝hminσ12+σ22姨≥［λ］（2）最小膜厚hmin依照文献［6］的计算式（3）确定hmin=6.76α10.53（η0u）0.75R0.41（E）0.06w0.16（3）若取齿面粗糙度均方根值σ与齿面粗糙度的算术平均值Ra之间的关系为σ＝1.225Ra则有hmin≥1.225［λ］Ra12+Ra22姨（4）式中R———齿面啮合点处的当量曲率半径，R＝d1cosαtanα′2cosβbuiui±1；w———单位齿宽载荷，w＝2T1εαφdd12cosα；u———啮合点处的齿面卷吸速度，u＝n1πd1cosαttanαt′60cosβbuiui±1将以上参数代入式（3）和式（4），并整理可得润滑设计模型α10.53（η0n1）0.75（cosαt）1.32（E）-0.06uitanαt′ui±1≥≥1.16（cosβb）－1.16×εαφdT1000.16d11.48≥2.4908［λ］Ra12+Ra22姨（5）（3）摩擦学设计模型联立式（1）与式（5）得：α10.53（η0n1）0.75（cosαt）1.32（E′）-0.06π2K（cosβb）－1.16cos2αtE′cosβb×（tanαt′）2.16d13uiui±1002.16［σH］2εαφdT1001.16d11.48≥2.4908×［λ］Ra12+Ra22姨整理可得摩擦学设计公式d1≥（1.586［λ］Kcosβb）α1-0.1183（η0n1）-0.1674（cosαt）-0.7411×（tanαt′）-0.4821（Ra12+Ra22）0.1116uiui±1000.4821（E′）0.2366×T1εαφd000.2589［σH］-0.4464（6）根据文献［6］、文献［7］研究成果，引入修正系数rr和kkkk＝［λ］0.42+n110200000T10.1363n11-p-313p-200精度等级修正系数rr，5~6级及其以上精度取rr=1；7级及以下精度取rr=1.580。将2个修正系数代入式（6），可得d1≥rr×kk（1.586［λ］Kcosβb）α1-0.1183（η0n1）-0.1674×（cosαt）-0.7411（E′）0.2366（Ra12+Ra22）0.1116uiui±1000.4821×T1εαφd000.2589（tanαt′）-0.4821［σH］-0.4464（7）需要说明的是，以上各式中“+”用于外啮合传动，“－”用于内啮合传动。2程序研发运用VB语言开发程序并建立如图1所示的界面。从该图可以看出，只需输入齿轮传动的基本参数，依据摩擦学设计公式（7）即可快捷、方便地算出所需结果。3实例分析某矿用重载齿轮传动，其传动参数如图1所示。图2～图5分别为膜厚比λ取值不同时小齿轮分度圆直径d随其转速n的变化情况。图1摩擦学模型计算界面图2～图4表明，润滑设计结果满足强度设计要求，摩擦学设计结果既满足润滑要求又满足强度条件。低速时摩擦学设计结果是强度设计结果的3～6倍；随着速度的增大，摩擦学设计和润滑设计所得数值迅速下降，并逐渐趋于依据现行齿轮传动强度设计理论的计算结果。图2膜厚比λ=3时小轮直径d随转速n的变化1.摩擦学设计2.润滑设计3.强度设计图5为λ=1.5时的设计结果。润滑设计结果在低速时可以满足强度要求，但当n>1900r/min时就不再能满足强度要求；而摩擦学设计结果既可满足润滑要求又满足强度条件。第34卷第09期Vol.34No.09矿用重载斜齿轮传动的主动摩擦学设计———尉海晶，等14.48n1900014.481231000转速n直径d50070060050040030020010001500200025003000350029中国煤炭期刊网 www.chinacaj.net

图3膜厚比λ=2.5时小轮直径d随转速n的变化1.摩擦学设计2.润滑设计3.强度设计图4膜厚比λ=2时小轮直径d随转速n的变化1.摩擦学设计2.润滑设计3.强度设计图5膜厚比λ=1.5时小轮直径d随转速n的变化1.摩擦学设计2.润滑设计3.强度设计4结语（1）本文分别建立了强度、润滑和摩擦学设计3种模型。在低速条件下，摩擦学设计结果是强度设计结果的3～6倍，相差幅度取决于膜厚比；随着速度的增大，摩擦学设计和润滑设计所得数值迅速下降，并逐渐趋于依据现行强度设计理论的计算结果。在任何工况条件下，摩擦学设计结果既可满足润滑要求又满足强度条件；（2）基于上述分析，本文认为依据现行齿轮传动接触疲劳强度计算公式设计低速齿轮传动有时是不安全的。这是因为现行公式是从仅仅适用于干接触的Hertz理论推导所得，没有考虑润滑设计要求，从而导致低速齿轮传动由于润滑不良而出现疲劳点蚀或磨损损坏。参考文献：［1］彭秉东，亓秀梅，高创宽.基于粗糙齿面的矿用重载齿轮传动润滑效应研究［J］.煤矿机械，2012，33（10）：58-60.［2］贺治成，张建军，王优强.考虑冲击载荷的直齿圆柱齿轮弹流润滑数值分析［J］.煤矿机械，2007，28（7）：59-60.［3］闻邦椿.机械设计手册［K］.北京：机械工业出版社，2010.［4］濮良贵，纪名刚.机械设计［M］.8版.北京:高等教育出版社，2006.［5］温诗铸，黄平.摩擦学原理［M］.2版.北京:清华大学出版社,2002.［6］杨沛然，温诗铸.线接触弹流问题，一种新的解算方法及更准确的油膜厚度公式［R］.清华大学科学报告，1988.［7］陈海真，曲文庆.直齿圆柱齿轮传动摩擦学设计的研究［J］.润滑与密封，2003（2）：10-11.作者简介：尉海晶（1986-），女,山西临汾人，太原理工大学2010级硕士研究生，主要从事齿轮传动弹流润滑研究，电子信箱：weihaijing0023@126.com；通讯作者：亓秀梅.责任编辑：王海英收稿日期：2013－04－01!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!123123123第34卷第09期Vol.34No.09矿用重载斜齿轮传动的主动摩擦学设计———尉海晶，等10005007006005004003002001000150020002500300035001000500550500450400350300250200150100501500200025003000350010005004504003503002502001501005015002000250030003500转速n直径d转速n直径d转速n直径d30中国煤炭期刊网 www.chinacaj.net