【《某机械式变速器的齿轮和轴的强度计算与校核案例》2300字】

某机械式变速器的齿轮和轴的强度计算与校核案例目录TOC\o"1-3"\h\u10297某机械式变速器的齿轮和轴的强度计算与校核案例 1278901变速器的齿轮强度计算与材料的选择 179291.1齿轮的损坏原因和形式 151261.2齿轮强度计算与校核 2123912变速器轴的强度计算与校核 6209552.1变速器轴的结构和尺寸 636262.2轴的校核 81变速器的齿轮强度计算与材料的选择1.1齿轮的损坏原因和形式齿轮折断、齿轮齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部损坏是齿轮损坏的三种形式，轮齿在受到反复的载荷使齿根出现裂纹，裂纹受到载荷的作用下会越来越大，最后折断，这种情况最长出现。齿轮在运作时，齿轮之间会相互啮合也会相互挤压，产生裂缝，反复挤压后，使裂缝变大，齿轮的表层有块状脱落，从而形成了齿面点蚀。换挡是通过移动齿轮的方式，换挡时两个啮合的齿轮存在速度差，所以换挡的一瞬间，齿轮端部会造成强烈的冲击载荷，从而造成了齿轮损坏。1.2齿轮强度计算与校核1.2.1齿轮弯曲强度计算1.2.1.1直齿轮弯曲应力W（4-1）式中：—弯曲应力（MPa）；—计算载荷（N.mm）；—应力集中系数，可近似取=1.65；齿形系数如图5，可以查得：图5齿形系数图—摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；—齿宽（mm）；—模数；—齿形系数，如图5。当计算载荷取作用在第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限。计算倒挡齿轮11、12、13的弯曲应力：=231.60MPa<400～850MPa=282.84MPa<400～850MPa=247.98MPa<400～850MPa1.2.1.2斜齿轮弯曲应力（4-2）式中：—计算载荷（N.mm）；—法向模数（mm）；—齿数；—斜齿轮螺旋角（°）；—应力集中系数，=1.50；—齿形系数，可按当量齿数在工具书中查得；—齿宽系数=7.0；—重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的时，对家用车的常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。计算一挡齿轮9，10的弯曲应力：=239.20MPa<100～250MPa=189.82MPa<100～250MPa其各挡齿轮的弯曲应力按同样方法计算，如表2：表2齿轮弯曲应力档位弯曲应力MPa常:101.37MPa<100～250MPa:92.87MPa<100～250MPa一:239.20MPa<100～250MPa:189.82MPa<100～250MPa二:118.39MPa<100～250MPa:132.19MPa<100～250MPa三:117.26MPa<100～250MPa:131.75MPa<100～250MPa五:61.56MPa<100～250MPa:61.44MPa<100～250MPa倒:231.60MPa<400～850MPa:282.84MPa<400～850MPa:247.98MPa<400～850MPa1.2.2齿轮接触应力（4-3）式中：—轮齿的接触应力（MPa）；—计算载荷（N.m）；—节圆直径(mm)；—节点处压力角（°）；—齿轮螺旋角（°）；—齿轮材料的弹性模量（MPa）；—齿轮接触的实际宽度(mm)；主、从动齿轮节点处曲率半径mm；直齿轮：（4-4）（4-5）斜齿轮：（4-6）（4-7）上述公式中，rz、rb为主动轮与从动轮的节圆半径（mm）。当计算的载荷是第一轴时，其齿轮接触应力的范围如表3所示。表3变速器齿轮的接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900~2000950~1000常啮合齿轮和高挡1300~1400650~700由计算得出的各档的齿轮接触应力为：一档：1992.3Mpa二挡：1320.54Mpa三档：1236.2Mpa四挡：1211.9Mpa五档：1020.3Mpa倒挡：1910.13Mpa2变速器轴的强度计算与校核2.1变速器轴的结构和尺寸2.1.1轴结构第一轴与齿轮为一体，轴的前端主要位于飞轮的内轴承上，先确定前轴内径再轴径。轴的方向，是通过后轴承的卡环和轴承盖所决定。第一个轴的长度通常被离合器的长度尺寸所决定，还要将花键和从动盘的内花键的尺寸进行确定。第一轴如下图6所示。图6第一轴结构图中间轴有两种形式，分为固定式与旋转式，本次选择了旋转轴式。2.1.2轴尺寸轴的尺寸可以参考下面的公式：第一轴和中间轴：（5-1）第一轴花键部分直径d(mm)初选d=（5-2）式中：K——经验系数，K＝1.0～1.6，取K＝1.3；——发动机最大转矩N•m；d=23.34mm，取d＝32mm。为确保设计的合理性，轴的强度与刚度，需要一定的协调关联。因此，L（轴的长度）和d（轴的直径）的关系可按照下面选取：第一轴和中间轴：d/L=0.160.18；第二轴：d/L=0.180.21。以下是轴的计算尺寸：第二轴：（C是由轴的材料和承载情况确定的常数）（5-3）T=9.55×T=Temax×i×由于扭矩不大，故C取较小值，由机械设计取C＝100整理可得：(mm)代入数据可得各挡位齿轮处的轴径为：dz1=21.32dz3=27.53dz5=31.67dz7=37.27dz9=37.67dz11=38.83dz13=40.562.2轴的校核通常情况下，由变速器的结构布置决定的轴的尺寸，强度是够用的。只能检查危险部位。对于变速器的设计，在设计过程中，所以只需要对一档进行校核即可；通常扭矩传递最大的是一档，所以轴承所受的扭矩也最大。由于在设计时，将第二轴的结构设计的比较复杂，所以，我们需要将第一和第二个轴一起进行校核。2.2.1第一轴刚度和强度的校核因为第一轴在运转中几乎不承受弯矩，只受承受扭矩。此中条件下，轴的扭矩强度条件公式为（5-4）式中：扭转切应力，MPa；T轴所受的扭矩，N·mm；轴的抗扭截面系数，；P轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；[]许用扭转切应力，MPa。其中P=115kw，n=6400r/mind=24mm；代入得：由查表可知[]=55MPa，故[]，符合强度要求。轴的扭转变形用扭转角来表示。其计算公式为：（5-5）式中，T轴所受的扭矩，N·mm；G轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G=8.1MPa；轴截面的极惯性矩，，；将已知数据代入上式可得：对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。2.2.2第二轴刚度和强度的校核轴的强度校核计算齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出：（5-6）（5-7）（5-8）式中齿轮的传动比，则三挡传动比2.267；d节圆直径，mm，为90mm；节点处的压力角，为16°；螺旋角，为30°；发动机最大转矩，为200000N·mm。代入上式可得:危险截面的受力图为：图7危险截面受力分析水平面：（160+75）=75=1317.4N；水平面内所受力矩：垂直面：=6879.9N（5-9）垂直面所受力矩：该轴所受扭矩为：故危险截面所受的合成弯矩为：（5-10）则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力,MPa:（5-11）将代入上式得：，在低挡工作时[]=400MPa，因此有：[]；符合要求。轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算：（5-12）