【《压片机结构中的齿轮设计计算及校核案例》3600字】

压片机结构中的齿轮设计计算及校核案例目录TOC\o"1-3"\h\u24225压片机结构中的齿轮设计计算及校核案例 1182981.1一级减速锥齿轮设计计算及校核 1116381）齿面接触疲劳强度计算 121342）验算 3178943）确定传动主要尺寸 411754）齿根弯曲疲劳强度计算 4318901.2二级减速圆柱斜齿轮设计计算及校核 5271141）齿面接触疲劳强度计算 635172）齿根弯曲疲劳强度计算 9234601.3三级减速圆柱斜齿轮设计计算及校核 1138352）齿面接触疲劳强度计算 115722）齿根弯曲疲劳强度计算 141.1一级减速锥齿轮设计计算及校核锥齿轮加工是多为刨齿，不宜采用硬齿面，小齿轮采用40Cr，调质处理，硬度为241HB~286HB，取平均硬度260HB，大齿轮选用42SiMn，调质处理，硬度为217HB~255HB，取平均硬度230HB。齿面接触疲劳强度计算齿数z和精度等级，取z1=20,z使用寿命KA表5使用系数K工作机工作特性均匀平稳轻微冲击中等冲击严重冲击动力机工作特性均匀平稳1.001.251.501.75轻微冲击1.101.351.601.85中等冲击1.251.501.752.0严重冲击1.501.752.0≥2.25动载系数Kv齿间载荷分配系数KH （5） （6）齿向载荷分布系数Kβ表6齿向载荷分布系数K应用两轮均为两端支承一轮两端支承一轮悬臂支承两轮均为悬臂支承飞机、车辆1.51.651.88工业机器、船舶1.651.882.25载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH接触疲劳极限σHlim根据两齿轮材料进行取值，此处大小齿轮分别取值为σHlim1=710MPa接触最小安全系数根据使用要求取值，此处取值SHmin接触寿命系数取值ZN1许用接触应力[σH （7）分别代入大小齿轮的参数得小轮大端分度圆直径d1按式（8）计算，其中Ψ （8）验算 （9）9.32865N/mm<100N/mm 该值符合要求。3）确定传动主要尺寸大端模数按照国家标准，取锥齿轮模数m=1。实际大端分度圆直径d锥距R齿宽b圆整取齿宽b=10。4）齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数YFa,按照当量齿数查图得Y应力修正系数YSa，按照当量齿数查图得Y重合度系数Y （10）齿间载荷分配系数K载荷系数K弯曲疲劳极限σFlim根据两齿轮材料进行取值，此处大小齿轮分别取值为弯曲最小安全系数SFmin根据使用要求取值，取弯曲寿命系数取值Y尺寸系数YX按照材料和模数查图取值，此处取值许用弯曲应力[σF （11）分别代入大小齿轮的参数得 校核验算弯曲应力σF1 （12） （13）480MPa>89.6MPa,456MPa>89.07MPa，因此该对齿轮许用应力在安全范围内 综合以上计算，在此一级减速中所设计使用的锥齿轮符合要求且各数值在安全范围之内。1.2二级减速圆柱斜齿轮设计计算及校核在此处设计中，对齿轮无严格要求，因此设计时小齿轮采用40Cr，调质处理，硬度为241HB~286HB，取平均硬度260HB，大齿轮选则用45钢，调质处理，硬度为229HB~286HB，取平均硬度240HB。齿面接触疲劳强度计算首先进行初步计算，如下：转矩T2，其数值见表4，值为齿宽系数Ψd表7齿宽系数齿轮相对于轴承的位置软齿面硬齿面对称布置0.8~1.40.4~0.9非对称布置0.6~1.20.3~0.6悬臂布置0.3~0.40.2~0.25Ad值按照螺旋角取值，估计螺旋角β=18°接触疲劳极限σHlim,按照大小齿轮所用材料查图，得大小齿轮接触疲劳极限值分别为初步计算的许用接触应力σH （14）代入大小齿轮参数得初步计算小齿轮直径d （15）圆整取d初步齿宽b进行校核计算，如下：齿数z、模数m和螺旋角β取z1=19查表取m与估计值接近，因此螺旋角估计值符合要求。使用系数KA动载系数Kv齿间载荷分配系数K由此得齿向载荷分布系数KHβ （16）载荷系数K弹性系数ZE根据大小齿轮材料进行选取，此处取值189.8节点区域系数ZH重合度系数Zε，使用式（17）进行计算，因为εβ>1 （17）螺旋角系数Z许用接触应力σH验算从计算结果可以得知，齿轮的接触疲劳强度足够，因此齿轮的尺寸已经合适，无需进行尺寸调整。最后确定传动主要尺寸：中心距a实际分度圆直径d齿宽b2）齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数YFa,首先计算当量齿数z按照当量齿数查图得YFa1应力修正系数YSa，按照当量齿数查图得Y重合度系数Y 螺旋角系数Y齿间载荷分配系数K因此K齿向载荷分布系数KFβ （18）计算后取K载荷系数K弯曲疲劳极限σFlim根据大小齿轮所用材料查图可得，其值分别为σFlim1=600MPa弯曲最小安全系数SFmin根据使用要求取值，取S弯曲寿命系数YN根据应力循环次数取值，取YN1=0.95尺寸系数YX许用弯曲应力使用式（11）计算，分别代入大小齿轮的参数得 校核验算弯曲应力σF1 （19）349MPa>91.48MPa,349MPa>89.63MPa，因此该对齿轮许用应力在安全范围内，不需进行静强度校核。 综合以上计算，在此二级减速中所设计使用的锥齿轮符合要求且各数值在安全范围之内。1.3三级减速圆柱斜齿轮设计计算及校核第三级减速齿轮和第二级减速齿轮一样，要求上没有严格的限制，因此所用材料也一样，小齿轮用40Cr调质处理，硬度为241HB~286HB，取平均硬度260HB，大齿轮用45钢调质处理，硬度为229HB~286HB，取平均硬度240HB；此外，因为二级、三级都为圆柱斜齿轮，因此计算过程中所使用公式也一样，在此步计算不再重写，直接代入数值计算。齿面接触疲劳强度计算初步计算如下：转矩T3，其数值见表4，值为齿宽系数ΨdAd值按照螺旋角取值，估计螺旋角β=16°接触疲劳极限σHlim,按照大小齿轮所用材料查图，得大小齿轮接触疲劳极限值分别为初步计算的许用接触应力σH，根据式（14）计算，初步计算小齿轮直径d圆整取d初步齿宽b进行校核计算，如下：齿数z、模数m和螺旋角β取z1=24，则z2查表取m与估计值接近，因此螺旋角估计值符合要求。使用系数KA动载系数Kv齿间载荷分配系数K由此得齿向载荷分布系数KHβ载荷系数K弹性系数ZE根据大小齿轮材料进行选取，此处取值189.8节点区域系数ZH重合度系数Zε，使用式（17）进行计算，因为εβ>1螺旋角系数Z许用接触应力σH验算从计算结果可以得知，齿轮的接触疲劳强度足够，因此齿轮的尺寸已经合适，无需进行尺寸调整。最后确定传动主要尺寸：中心距a圆整中心距后，取a=55mm。实际分度圆直径d圆整后，取d1=25mm，齿宽b2）齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数YFa,首先计算当量齿数z按照当量齿数查图得YFa1应力修正系数YSa，按照当量齿数查图得Y重合度系数Y螺旋角系数Y齿间载荷分配系数K因此K齿向载荷分布系数KFβ计算后取K载荷系数K弯曲疲劳极限σFlim根据大小齿轮所用材料查图可得，其值分别为σFlim1=600MPa弯曲最小安全系数SFmin根据使用要求取值，取S弯曲寿命系数YN根据应力循环次数取值，取YN1=0.95尺寸系数YX许用弯曲应力使用式（11）计算，分别代入大小齿轮的参数得 校核验算弯曲应力σF1349MPa>162.28MPa,349MPa>158.41MPa，因此该对齿轮许用应力在安全范围内，不需进行静强度校核。综合以上计算，在此三级减速中所设计使用的锥齿轮符合要求且各数值在安