【《某机械式变速器齿轮设计计算与校核》4500字】

某机械式变速器齿轮设计计算与校核目录TOC\o"1-3"\h\u12852某机械式变速器齿轮设计计算与校核 1111051.1齿轮设计计算 153731.1.1各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 127331.1.2变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 6154241.2齿轮强度计算 7125631.2.1齿轮强度校核 7127121.2.2轮齿接触应力校核 13244931.2.3倒档齿轮的校核 1980641.2.4齿轮材料的选择原则 211.1齿轮设计计算1.1.1各档齿轮齿数的分配及传动比的计算本设计变速器采用斜齿圆柱轮，计算公式如下式（4-1）： （4-1）1、确定一挡齿轮的齿数和传动比一挡传动比公式如（4-2）： = （4-2）由公式（4-1）得：=≈53轿车可在12～17之间选取，为了使尽量大些，应将取得尽量小些，则取=15=38对中心距A进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据如下式： （4-3）代入（4-3）得：取整得mm，为标准中心矩。由公式（4-2）得：2、齿轮的齿根圆直径df，分度圆直径d和齿顶圆直径da的计算公式如下： （4-4） （4-5） （4-6） 通过式（4-4）、式（4-5）和式（4-6），计算可得：3、确定二挡齿轮的齿数和传动比，计算公式（4-4）、（4-5）如下： (4-7) (4-8)已知：=80mm，=2.031，=2.75，；将数据代入（4-7）、（4-8）两式，齿数取整得：，，所以二档传动比代入（4-7）得：4、计算二档齿轮的齿根圆直径df，分度圆直径d和齿顶圆直径da通过式（4-4）、式（4-5）和式（4-6），计算可得：5、确定三档齿轮的齿数和传动比，计算公式（4-9）、（4-10）如下： （4-9） （4-10）已知：=80mm，=1.587，=2.75，；将数据代入(4-9)、(4-10)两式，齿数取整得：，，所以三档传动比代入（4-9）得：6、计算三档齿轮的齿根圆直径df，分度圆直径d和齿顶圆直径da通过式（4-4）、式（4-5）和式（4-6），计算可得：7、确定四档齿轮的齿数和传动比，计算公式（4-11）、（4-12）如下： (4-11) (4-12)已知：=80mm，=1.258，=2.75，；将数据代入(4-11)、(4-12)两式，齿数取整得：，，所以四档传动比代入（4-11）得：8、计算四档齿轮的齿根圆直径df，分度圆直径d和齿顶圆直径da通过式（4-4）、式（4-5）和式（4-6），可解得：9、确定五档齿轮的齿数和传动比，计算公式（4-13）、（4-14）如下： (4-13) (4-14)已知：=80mm，=0.969，=2.75，；将数据代入(4-13)、(4-14)两式，齿数取整得：，，所以五档传动比代入（4-13）得：10、计算五档齿轮的齿根圆直径df，分度圆直径d和齿顶圆直径da通过式（4-4）、式（4-5）和式（4-6），得：11、确定六档齿轮的齿数和传动比，计算公式（4-15）、（4-16）如下： (4-15) (4-16)已知：=80mm，=0.75，=2.75，；将数据代入(4-15）、（4-16）两式，齿数取整得：，，所以六档传动比代入（4-15）得：12、计算六档齿轮的齿根圆直径df，分度圆直径d和齿顶圆直径da通过式（4-4）、式（4-5）和式（4-6），得：13、确定倒档齿轮的齿数和传动比初选倒档轴上齿轮齿数为=22，输入轴齿轮齿数=15，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式（4-13）： (4-17) （4-18）已知：，，，把数据代入（4-18）式，齿数取整，解得：，则倒档传动比代入（4-17）得：14、对倒挡齿轮Z13、Z14以及Z15的分度圆直径、齿顶圆直径和齿根圆直径计算 （4-19） （4-20） （4-21）通过公式（4-19）、（4-20）、（4-21）得计算得：15、输入轴与倒档轴之间的距离代入（4-3）得：mm16、输出轴与倒档轴之间的距离代入（4-3）得：mm1.1.2变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。变位系数如下图4-1图4-1变位系数图倒挡啮合角：计算得：=210查图得：0.42-0.260.42其余各档啮合角：=21.80查图得：0.35同理计算得：，0.28，-0.22，，1.2齿轮强度计算1.2.1齿轮强度校核直齿轮弯曲应力如下式（4-22）： （4-22）式中—弯曲应力（M）；—为圆周力(N),；—计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm);—应力集中系数；=1.65；—摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合上的摩擦力的方向不同，对弯曲应力影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；-为齿宽（mm);，-为端面齿数（mm)；m—模数；y—齿形系数，如图4-2所示；因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入上式后得下式（4-23）： = （4-23）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。图4-2齿形系数图斜齿轮弯曲应力公式如下（4-24）： （4-24）式中，为圆周力(N)，；为计算载荷()；为节圆直径()，；为法向模数(mm)；为齿数；为斜齿轮螺旋角；为应力集中系数，；为齿面宽(mm);为法向齿距(mm)，；为齿形系数。可按当量齿数=在图中查得；为重合度影响系数，。将上述有关参数代入上式，整理后得到斜齿轮弯曲应力如下式（4-25）： = （4-25）1、一挡主从动齿轮弯曲应力（1）一挡主动齿轮弯曲应力已知：；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.191，把以上数据代入（4-25）式，得：==318.37＜[]其中 =×× （4-26）代入（4-26）得： =258×0.96×0.96=221.184N·mm=221184N·m（2）一挡从动齿轮弯曲应力已知：；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.182，把以上数据代入（4-25）、（4-26）式，得：==271.04＜[]２、二挡主从动齿轮弯曲应力（1）二挡主动齿轮弯曲应力已知：；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.168，把以上数据代入（4-25）式，得：==276.79＜[]其中=（2）二挡从动齿轮弯曲应力已知：；；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.175，把以上数据代入(4-25)式，得：==241.66＜[] =×× （4-27）代入（4-17）得：３、三挡主从动齿轮弯曲应力（1）三挡主动齿轮弯曲应力已知：；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.148，把以上数据代入(4-25)式，得：==251.35＜[]其中=（2）三挡从动齿轮弯曲应力已知：；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.154，把以上数据代入(4-25)式，得：==241.39＜[] =×× （4-28）代入（4-28）得：4、四挡主从动齿轮弯曲应力（1）四挡主动齿轮弯曲应力已知：；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.149，把以上数据代入(4-25)式，得：==201.06＜[]其中=（2）四挡从动齿轮弯曲应力已知：；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.151，把以上数据代入(4-25)式，得：==230.82＜[] =×× （4-29）代入（4-29）得：5、五挡主从动齿轮弯曲应力（1）五挡主动齿轮弯曲应力已知：；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.152，把以上数据代入(4-25)式，得：==198.83＜[]其中=（2）五挡从动齿轮弯曲应力已知：；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.142，把以上数据代入(4-25)式，得：==207.15＜[] =×× （4-30）代入（4-30）得：6、六挡主从动齿轮弯曲应力（1）六挡主动齿轮弯曲应力已知：；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.154，把以上数据代入(4-25)式，得：==171.11＜[]其中=（2）六挡从动齿轮弯曲应力已知：；；mm；；；；，查齿形系数图1.1得：y=0.154，把以上数据代入(4-25)式，得：==160.69＜[] =×× （4-31）代入（4-23）得：1.2.2轮齿接触应力校核轮齿接触应力公式入下（4-32）： （4-32）式中：——轮齿接触应力（MPa）；——齿面上的法向力（N），；——圆周力（N），；——计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）；——节点处压力角，为齿轮螺旋角；——齿轮材料的弹性模量（MPa）；——齿轮接触的实际宽度（mm）；，——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；、——主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力[]见表4-1：表4-1变速器齿轮许用接触应力齿轮渗碳齿轮一档和倒挡1900—2000常啮合齿轮和高档齿轮1300—14001、一档齿轮接触应力校核已知：N·mm；；；MPa；主、从动齿轮的节圆直径如式(4-33)、（4-34）： （4-33） （4-34）由公式（4-33）、（4-34）得：mmmm；齿轮接触的实际宽度如式(4-35): mm （4-35）由公式（4-35）得：齿面上的法向力如式（4-36）： （4-36）由式（4-36）得：N齿轮在节点处的曲率半径公式如（4-37） （4-37）通过公式（4-37）计算得：由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（4-32）得：MPa2、二档齿轮接触应力校核已知：N·mm；；；MPa；由公式（4-33）、（4-34）得：mm；mm；由公式（4-35）得：mm；由式（4-36）得：N通过公式（4-37）计算得：同一档，将以上数据代入（4-32）得：MPa3、三档齿轮接触应力校核已知：N·mm；；；MPa；由公式（4-33）、（4-34）得：mm；mm；由公式（4-35）得：mm；由式（4-36）得：N通过公式（4-37）计算得：同一档，将以上数据代入（4-32）可得：MPa4、四档齿轮接触应力校核已知：N·mm；；；MPa；由公式（4-33）、（4-34）得：mm；mm；由公式（4-35）得：mm；由式（4-36）得：N通过公式（4-37）计算得：同一档，将以上数据代入（4-32）可得：MPa5、五档齿轮接触应力校核已知：N·mm；；；MPa；由公式（4-33）、（4-34）得：mm；mm；由公式（4-35）得：mm；由式（4-36）得：N通过公式（4-37）计算得：同一档，将以上数据代入（4-32）可得：MPa6、六档齿轮接触应力校核已知：N·mm；；；MPa；由公式（4-33）、（4-34）得：mm；mm；由公式（4-35）得：mm；通过公式（4-36）得：N通过公式（4-37）计算得：同一档，将以上数据代入（4-32）可得：MPa以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力[]，所以各档均合格。1.2.3倒档齿轮的校核1、齿面接触疲劳许用应力的计算公式如下（4-38）： （4-38）式中：——齿轮的接触疲劳极限应力（MPa）；——寿命系数；——润滑油膜影响系数；——工作硬化系数；——尺寸系数；——最小安全系数。查机械设计手册得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1将这些数据代入（4-34）式，得：MPa2、齿根弯曲疲劳许用应力计算公式如下（4-39）： （4-39）式中：——齿根弯曲疲劳极限应力；——寿命系数；——相对齿根圆角敏感系数；——尺寸系数；——表面系数；——最小安全系数。查机械设计手册得到：=920MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25将这些数据代入（4-35）式，得：MPa接触疲劳强度校核公式如下（4-40）： （4-40）式中：——节点区域系数；——弹性系数；——重合度系数；——齿轮上的圆周力（N）；——表示齿宽（mm）；——齿轮直径；——表示传动比；——使用系数。查机械设计手册得到：=2.33；=189.8；0.73；已知：mm；；N将以上数据代入（4-40）式，得：MPaMPa。1.2.4齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿