干粉压片机的设计

在本文中，个由建议阻尼比的固定值，来求解方程的解。

包括齿形误差的动态接触载荷，可以写为，，和是齿形误差。

本文对齿轮的齿形误差动态响应的影响是不考虑。

因此，齿形误差假定为零。

所开发的电脑程序有个使用了任何方式去解决误差。

应当指出，上述方程，当两个齿轮之间的接触时才有效。

当分离时，因为两个齿轮之间的齿有相对误差，动态负载是零，运动方程会得到，啮合条件说明如下当，，双齿轮啮合当，齿轮分离当单齿轮啮合当单齿轮啮合齿轮啮合的等效刚度齿轮啮合刚度在个啮合周期的低接触率的圆柱直齿齿轮，个接触齿对和两对接触齿轮，分别发生。

因此，由于齿轮啮合刚度是在接触齿轮对函数，所以它是个时间的函数。

啮合运动开始在点和在点结束，如图所示。

齿轮啮合是在单啮合接触区和双啮合接触区和之间，沿接触路径相互交替见图。

因此，由于每个接触情况，齿轮啮合刚度变化在两个平均值之间。

，单啮合区，双啮合区在双啮合区的齿轮啮合刚度大于在单啮合区的。

在传动侧有个更大压力角的非对称齿轮被认为是个单啮合周期。

可以看出，随压力的增加可以降低接触率和增大单啮合区。

齿轮齿刚度根据方程式和，为了计算对齿轮啮合等效刚度，齿刚度首先进行校核。

齿轮齿的硬度可表示为，，，，其中是载荷和是在齿轮应用方向的载荷挠度。

在论文里，不同的方法和经验公式用于计算齿轮齿的变形。

这些方法往往是基于经典的弹性理论和数值方法。

然而，他们都是推导对称的齿轮。

因此，在本研究中，二维有限元模型，改进了用来计算的不对称和对称齿轮的变形见图。

这个二维模型是个使用平面元素的网状图形见图，元素是个拥有个节点高阶元素。

因为该平面元素有很强的适应性和位移形状模型的曲面边界，因此被选择。

图是个以平面的二维元素的几何形状。

利用开发了种计算机程序，从而节省了时间并提供了个方法来进行与齿轮参数参量的研究。

该方案生成并输入到的批处理文件。

当这个文件是在中执行时，般的有限元分析程序即二维建模，网格化，载荷，解决方案和后处理是自动完成的。

最后，创建了个输出文件，包含用于加载节点的节点变形。

每个齿轮重复这个过程。

应当指出，在这应力分析中，工作负载加在五个齿位置见图。

在这项研究中，每个联系点载荷被定为，来确定齿轮齿的热变形单位负载。

从输出文件中知道通过使用节点挠度，沿接触线单齿刚度的近似曲线涉及到齿轮的半径。

为方便在装货点了计算偏转赫兹成分，附近的始发点网格大小在纲要，选择使用下列公式其中和的长度和宽度，分别为见图。

在这项研究中，假设参数和的值相等，元素的宽度值，然后用方程式进行计算。

这个结果转化为元素的尺寸写入程序。

要采取赫兹理论联系齿轮，假定在曲率为小齿轮啮合点见图等于两个半径相同的汽缸压在起见图。

在赫兹接触宽度，齿宽见图，计算如下其中是单位长度载荷，是齿轮的材料杨氏模量，和分别表示在为小齿轮和齿轮啮合点的曲率半径。

动态分析程序减少了运动方程式解决了以前在使用数值表纲要时详细的方法。

该方法采用了线性迭代过程，将啮合周期划分成许多相等的时间间隔。

在这项研究中，开发了个程序。

使用这个流程图计算程序来计算齿轮的动态响应，如图所示。

初始接触点和单接触的最高点之间的时间间隔，被认为是个啮合周期图。

在数值解中，为了良好的准确性把每个啮合周期分为点。

在个小间隔，不同的运动方程的参数作为常量和解析。

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除非他们之间的分歧比预设容忍小，迭代程序将采取在单对齿轮的终点以前计算的与作为新的初始条件接触而不断重复。

然后使用的计算相对