礦用提升機(jī)鋼絲繩換繩車(chē)同步齒輪特性分析（4）(圖文)
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3 同步齒輪靜強(qiáng)度分析及模型驗(yàn)證
3.1 齒輪部件建模
采用理論分析與有限元分析相結(jié)合的方法，對(duì)同步齒輪嚙合傳動(dòng)進(jìn)行研究。同步齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所列。
表1 同步齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)
在 SolidWorks 中對(duì)同步齒輪進(jìn)行建模并調(diào)整，確保同步齒輪不會(huì)出現(xiàn)干涉。為了提高仿真精度和數(shù)據(jù)的可靠性，對(duì)靜強(qiáng)度仿真過(guò)程中參與嚙合的幾對(duì)輪齒表面網(wǎng)格化。齒面網(wǎng)格細(xì)化模型如圖5所示。
圖5 齒面網(wǎng)格化模型
3.2 理論計(jì)算Hertz 接觸理論是研究疲勞、摩擦及任何有接觸體相互作用的基本理論。在齒輪嚙合過(guò)程中，將齒輪的接觸問(wèn)題等效為兩圓柱面的接觸問(wèn)題。赫茲接觸應(yīng)力
式中，各相關(guān)參數(shù)及其含義可由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得。同步齒輪材料參數(shù)如表2所列。
表2 同步齒輪材料參數(shù)
根據(jù)同步齒輪結(jié)構(gòu)以及送繩機(jī)構(gòu)實(shí)際工況條件，齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為6000 N·m，F(xiàn)n=T/R，齒寬 b=120 mm，節(jié)圓的半徑 R=300 m m。將各數(shù)據(jù)代入式(9)得齒面接觸應(yīng)力為415MPa。
齒根彎曲應(yīng)力
式中：YF 為齒廓系數(shù)，YF=1；YS 為應(yīng)力修正系數(shù)，YS=1；KA 為使用系數(shù)，KA=1.25；KV 為動(dòng)載系數(shù)，KV=1；KFβ 為螺旋分布系數(shù)，KFβ=1；KFα 為載荷分布系數(shù)，KFα=1。將各數(shù)據(jù)代入式(10)，可得齒根彎曲應(yīng)力為100.42MPa。
3.3 仿真計(jì)算經(jīng)過(guò)計(jì)算，同步齒輪嚙合重合度為1.78。在齒輪中 心孔添加轉(zhuǎn)動(dòng)副，并施加6000 N·m 轉(zhuǎn)矩?？紤]鏈條上加裝摩擦墊塊增加了送繩時(shí)的摩擦力，故齒面摩擦因數(shù)設(shè)置為0.2。分別提取齒面與齒根單元進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，應(yīng)力云圖如圖6、7所示。
圖6 齒面接觸應(yīng)力
圖7 齒根彎曲應(yīng)力
由圖6、7可知，齒面zui大接觸應(yīng)力出現(xiàn)在齒面分度圓附近，為449.6M Pa；zui大彎曲應(yīng)力出現(xiàn)在接觸齒面對(duì)側(cè)齒根，為102.38MPa。仿真結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果對(duì)比如表3所列，可見(jiàn)有限元模型計(jì)算結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果相一致，接觸應(yīng)力的誤差為8.3%，彎曲應(yīng)力的誤差為1.9%，選取材料的安全系數(shù)為2，則計(jì)算結(jié)果均低于材料許用應(yīng)力792M Pa，說(shuō)明該模型精度可靠，齒輪滿足靜強(qiáng)度計(jì)算需求。
表3 靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果
