【《翻板机结构设计中齿轮的选择与校核计算案例》2700字】

翻板机结构设计中齿轮的选择与校核计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u16348翻板机结构设计中齿轮的选择与校核计算案例 1238831.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1243451.2按齿面接触疲劳强度设计 2151811.3按齿根弯曲疲劳强度设计 4291921.4几何尺寸计算 7233661.5圆整中心距后的强度校核 8268571.6主要设计结论 101.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数图3为齿轮结构图，齿轮相当于一个动力装置，它运行的时候会推动动力的流动，它是机械运动中不可或缺的一部分。正常工作状态下的齿轮，可以实现传功功能，目前运用最广泛的传动装置和最稳定的结构是齿轮传动装置，并且齿轮是许多机械设备的核心部件，机械设备运用齿轮需满足两个技术要求，一是脉动循环应力、弯曲应力及表面摩擦应力的一般工况条件，二是包括短期超载及不规则的冲击荷载在内的特殊工况条件。图3齿轮结构图所以齿轮本身的性能指标比较高，承载能力比较强，有着极高的柔韧性。其次，对于工作空间的限制，要求齿轮尺寸不能随着机械设备功率的增大而增大，否则，容易导致齿轮的表面接触疲劳应力及弯曲应力增大，除此之外，齿轮还必须保证材料的接触疲劳及弯曲疲劳性能[11]。（1）选择合适类型的齿轮进行传动，控制压力角和初选螺旋角的度数。一般压力角为α＝20°，初选螺旋角为β＝14°。（2）翻转机运转的时候，对齿轮精度比较高，要保证精度的合理性，选用7级精度。（3）材料选择。材料选择要严谨，不同材料的硬度标准不同，要控制其指数标准。选择小齿轮材料为40Cr，齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，齿面硬度为240HBS。（4）选小齿轮齿数z1＝20大齿轮齿数z2＝u·z1＝6.7×20＝1341.2按齿面接触疲劳强度设计（1）计算小齿轮分度圆直径d1t≥QUOTE22KHtT1ϕd确定公式中的各参数值选取载荷系数KHt＝1.3②计算小齿轮传递的转矩T1＝9.55×QUOTE106Pn1=9.55×③选取齿宽系数Φd＝1④区域系数ZH＝2.433⑤材料的弹性影响系数ZE＝189.8MPa1∕2⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zεαt＝arctan(tanαn/cosβ)＝arctan(tan20°/

cos14°)＝20.562°αat1＝arccos[z1cosαt/(

z1＋2h*ancosβ)]＝arccos[20×

cos20.562°/(20＋2×1×cos14°)]＝31.408°αat2＝arccos[z2cosαt/(

z2＋2h*ancosβ)]＝arccos[134×

cos20.562°/(134＋2×1×cos14°)]＝22.642°εα＝[z1(tanαat1－tanαt')＋z2(tanαat2－tanαt')]/2π＝[20(tan31.408°－tan20.562°)＋134(tan22.562°－tan20.562°)]/2π＝1.645εβ＝Φdz1tanβ/π＝1×20×tan14°/π＝1.588QUOTEZε＝4-εβ31-ε⑦螺旋角系数QUOTEZβ=cosβ=cos14o⑧计算接触疲劳许用应力[σH]小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1＝600MPa、σHlim2＝550MPa。计算应力循环次数：N1＝60n1jlh＝60×750×1×(2×8×300×15)＝3.24×109N2＝N1/u＝3.24×109/6.7＝4.836×108接触疲劳寿命系数KHN1＝0.9KHN2＝0.95选取失效概率为1%、安全系数S＝1，选取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力[σH]＝[σH]2＝523MPa计算小齿轮分度圆直径d1t≥32KHtT22×1.3×2.332×＝110.215mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据①圆周速度vvQUOTE=πd1n160×1000=②齿宽bb＝Φdd1t＝1×110.215mm＝110.215mm2）计算实际载荷系数KH①使用系数KA＝1②根据v＝4.328/s、7级精度，得，动载系数Kv＝1.12③齿轮的圆周力Ft1＝2T1/d1t＝2×2.332×106/110.215N＝4.24×104NKAFt1/b＝1×4.24×104/110.215N/mm＝384.703N/mm＞110N/mm齿间载荷分配系数KHα＝1.2④使用插值法得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，齿向载荷系数为KHβ＝1.434所以，实际载荷系数为KH＝KAKVKHαKHβ＝1×1.12×1.2×1.434＝1.93按实际载荷系数算得的分度圆直径QUOTEd1=dt12KH齿轮模数m＝d1cosβ/z1＝125.732×cos14°/20mm＝6.000mm1.3按齿根弯曲疲劳强度设计(1)计算模数Mt≥QUOTE22KFtT1Yε1)确定公式中的各参数值①选取KFt＝1.3。②计算弯曲疲劳强度用重合度系数βb＝arctan(tanβcosαt)＝arctan(tan14°cos20.526°)＝13.140°εαv＝εα/cos2βb＝1.645/cos213.140°＝1.734Yε＝0.25＋QUOTE0.75εav=0.25+0.751.734③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ＝1－1QUOTE-εbβ1200=1-1.588×14④计算QUOTEYFaYsaσF当量齿数Zv1＝Z1/cos3β＝20/cos314°＝21.89Zv2＝Z2/cos3β＝134/cos314°＝146.66齿形系数YFa1＝2.74YFa2＝2.17应力修正系数Ysa1＝1.57Ysa2＝1.82小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1＝500MPa、σFlim2＝380MPa。弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.85、KFN2＝0.88。选取弯曲疲劳安全系数S＝1.4。[σF]1＝QUOTEKFN1σFLIM1S=[σF]2＝QUOTEKFN2σFLIM2S=YY由于大齿轮的QUOTEYFaYsaσFYY2)计算模数Mt≥QUOTE22KFtT1YεY=(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据①圆周速度vd1＝m1z1/cosβ＝5.087×20/cosβ＝104.85mm

v＝②齿宽bb＝Φdd1＝1×104.85mm＝104.85mm③宽高比bQUOTE//hh＝(2ha＋c)mt＝(2×1＋0.25)×5.087＝11.45mmQUOTEbh=104.8511.45bh=2)计算实际载荷系数KF①根据v＝4.36m/s,7级精度，得动载系数Kv＝1.12②由Ft1＝2T1/d1＝2×2.332×106/104.85＝4.620×104N，KAFt1QUOTE//b＝1×4.260×10QUOTE//104.85＝406NQUOTE//mm＞100N/mm，得齿间载荷系数KFα＝1.2。③使用插值法得KHβ＝1.432，结合bQUOTE//h＝9.16，查图得KFβ＝1.42。因此载荷系数为KF＝KAKVKFαKFβ＝1×1.12×1.2×1.42＝1.91按实际载荷系数算得的齿轮模数m＝QUOTEm12KFKFt=5.087×通过对计算结果的分析，我们可以发现，齿面模数数值呈动态变化的趋势，受多方面的因素影响，齿轮模数的大小数值与弯曲疲劳强度之间有着直接的联系，齿轮的疲劳强度决定了承载能力高低，这里我们经过对弯曲疲劳强度计算，得出模数为5.783mm并就近圆整为标准值mn＝6mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝125.732mm，计算出小齿轮齿数z1＝d1cosβ/m＝125.732×cos14°/6＝20.32mm。取z1＝21，因此大齿轮齿数z2＝uz1＝6.7×21＝140.7，取z2＝141，z1与z2互为质数。以这样的方式进行计算和设计，可以最大程度上提高齿轮的传动性，同时结构之间的连接更为紧凑。1.4几何尺寸计算(1)计算中心距a＝QUOTEZ1+Z2mn2cosβ取圆整为500mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角β＝arccosQUOTEZ1+Z2mn2a(3)计算分度圆直径d1＝QUOTEZ1mncosβ=d2＝QUOTEZ1mncosβ=计算齿轮宽度b＝Φdd1＝1×129.63＝129.63mm由于在安装时候存在不可避免的安装误差，为了保证齿宽b和节省使用材料，可以将小齿轮略微加宽(5～10)mm，即b1＝b＋(5～10)mm＝129.63＋(5～10)mm＝134.63～139.63mm。取b1＝135mm，使得大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2＝b＝130mm。1.5圆整中心距后的强度校核将中心距圆整至a'＝500mm(1)齿面接触疲劳强度校核KH＝1.93小齿轮传递转矩T1＝9.55×106P/n1＝9.55×106×183.5/750N·mm＝2.332×106N·mm齿宽系数Φd＝1分度圆直径d1＝129.63mm传动比U＝6.7区域系数ZH＝2.435材料的弹性影响系数ZE＝189.8MPa1/2计算接触疲劳强度用重合度系数αt＝arctan(tanαn/cosβ)＝arctan(tan20°/

cos13.59°)＝20.529°αat1＝arccos[z1cosαt/(

z1＋2h*ancosβ)]＝arccos[21×

cos20.529°/(21＋2×1×cos13.59°)]＝31.002°αat2＝arccos[z2cosαt/(

z2＋2h*ancosβ)]＝arccos[141×

cos20.529°/(141＋2×1×cos13.59°)]＝22.518°εα＝[z1(tanαat1－tanαt')＋z2(tanαat2－tanαt')]/2π＝[21(tan31.002°－tan20.529°)＋141(tan22.518°－tan20.529°)]/2π＝1.657εβ＝Φdz1tanβ/π＝1×21×tan13.59°/π＝1.616Zε＝QUOTE4-εβ31-εβεβε螺旋角系数Z计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Yβ＝1QUOTE-εββ120°代入得：σH＝QUOTE2KHT1ϕdd12×1.93×2.332×满足齿面接触疲劳强度要求。(1)齿根弯曲疲劳强度校核KF＝KAKVKFαKFβ＝1.91小齿轮传递转矩T1＝9.55×106P/n1＝9.55×106×183.15/750N·mm＝2.332×106N·mm齿形系数YFa1＝2.60YFa2＝2.12应力修正系数Ysa1＝1.62Ysa2＝1.83弯曲疲劳强度用重合度系数QUOTEYεYε=0.25QUOTE+0.75εα+0.75εα=0.25QUOTE+0.751.6