氮气压缩机齿轮受力分析

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1、氮气压缩机齿轮受力分析摘要：某公司氮压机由天然气发动机带动，由于设计时变速输出方向不对，只好采用两级齿轮传动来改变转向，第一级只改变转向，由两只Φ204/192mm，32齿的齿轮，宽度分别为82mm，92mm；第二级为变速齿轮，小轮为Φ230/213mm，26齿，大轮为Φ352/336mm，42齿，宽度分别为92mm，102mm。材料均采用20CrMnTi，调质处理，HB220-250，齿面渗碳1.2mm以上，硬度要求HRC56-62。由于变速箱由原来的一级传动变为二级传动，齿轮设计受空间限制，而且多次出现轮齿损坏情况，设计是否合理？为此，对其进行必要的校核。一、一级齿轮分析天然气发

2、动机功率为400KW，转速1000r.p.m转矩T1=9550N1/n1=9550x400/1000=3820N.m名义切向力Ft=2T1/d1=2x3820/192=3.98x104N按表7-6选KA=1.5线速度V1==*192x1000/(60x1000)=10.05m/sVZ1/100=10.05x32/100=3.22,查图7-9得KV=1.2b/d1=82/192=0.43，查图7-12得Kβ=1.0法向模数Mn=192cos8°/32=5.94,取Mn=6.0εβ=bsinβ/(Mn)=82sin8°/(*6)=0.61ZV1=ZV2=Z1/cos3β=32/cos38

3、°=32.956查图7-14得εα=2x0.027Z=2x0.027x32=1.73εγ=εα+εβ=1.73+0.61=2.34,查图7-13得Kα=1.22计算载荷FtC=KAKVKβKαFt=1.5x1.2x1x1.22x3.98x104=8.74x104N法向载荷Fn=8.74x104/(cos20°cos8°)=9.39x104N查图7-19得Zε=0.825总接触线长度L===121.66U=Z2/Z1=1综合曲率==x2=0.06查表7-7得ZE=189.8齿面接触应力σH=ZE=189.8=1291.61MPa查图7-26，接触疲劳极限应力σHlim=720MPa按使

4、用寿命一年计算，应力循环次数N1=N2=1000x60x300x24=4.32x108查图7-27得ZN1=ZN2=1.04查图7-28得ZW1=ZW2=1.15，取SH=1，则[σ]H=σHlimZNZW/SH=720x1.04x1.15=861.12MPaσH>[σ]H，齿面接触疲劳强度不够。查图7-23得YFa=2.5查图7-24得YSa=1.63查图7-25得Yε=0.696查图7-38得Yβ=0.96齿根弯曲疲劳强度σF=YFaYSaYεYβ=x2.5x1.63x0.69x0.96=479.51MPa齿根弯曲疲劳极限应力查图7-29得σFlim=620MPa查图7-30得Y

5、N=1.0查图7-31得Yx=0.98取SF=1.0,得[σ]F=σFlimYNYX/SF=620x1.0x0.98/1.0=607.6MPaσF<[σ]F,齿根弯曲疲劳强度合格。二、二级齿轮分析小齿轮：转矩T2=T1=3820N.m名义切向力Ft1=2T2/d1=2x3820/213=3.59x104N按表7-6选KA=1.5线速度V1==*213x1000/(60x1000)=11.15m/sVZ1/100=11.15x26/100=2.90,查图7-9得KV=1.2b/d1=92/213=0.43，查图7-12得Kβ=1.0法向模数Mn=213cos8°/26=8.11,取Mn

6、=8.0εβ=bsinβ/(Mn)=92sin8°/(*8)=0.51ZV1=Z1/cos3β=26/cos38°=26.77ZV2=Z2/cos3β=42/cos38°=43.256查图7-14得εα1=0.03Z1=0.03x26=0.78εα2=0.02Z2=0.02x42=0.84εα=εα1+εα2=0.78+0.84=1.62εγ=εα+εβ=1.62+0.51=2.13,查图7-13得Kα=1.37计算载荷FtC=KAKVKβKαFt=1.5x1.2x1x1.37x3.59x104=8.85x104N法向载荷Fn=8.85x104/(cos20°cos8°)=9.51x

7、104N查图7-19得Zε=0.845总接触线长度L===130.11U=Z2/Z1=42/26=1.62综合曲率===0.04查表7-7得ZE=189.8齿面接触应力σH=ZE=189.8=1026.27MPa查图7-26，接触疲劳极限应力σHlim=720MPa按使用寿命一年计算，应力循环次数N1=1000x60x300x24=4.32x108N2=N1/1.62=2.67x108查图7-27得ZN1=1.04,ZN2=1.07查图7-28得ZW1=Z