【某机械式变速器齿轮设计和校核计算2900字】

某机械式变速器齿轮设计和校核计算目录TOC\o"1-3"\h\u24267某机械式变速器齿轮设计和校核计算 122881.1齿轮设计 1181631.1.1各挡齿轮齿数 1140871.1.2齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 625951.2齿轮强度计算 74341.2.1齿轮强度校核 7306081.2.2轮齿接触应力校核 11129991.2.3倒挡齿轮的校核 171.1齿轮设计1.1.1各挡齿轮齿数由上面数据可知（4-1）： （4-1）1、一挡齿轮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则取=15=38对A进行修正如式（4-3）： （4-3）代入（4-3）得：取整得mm，为标准中心矩。由公式（4-2）得：2、一挡齿轮齿根圆直径df，分度圆直径d和齿顶圆直径da公式如式（4-4）、式（4-5）和式（4-6）： （4-4） （4-5） （4-6） 通过式（4-4）、式（4-5）和式（4-6），计算可得：3、二挡齿轮齿数和传动比，公式（4-4）、（4-5）如： (4-7) (4-8)代入（4-7）、（4-8）两式得：，，所以代入（4-7）得：4、二挡齿轮齿根圆直径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：5、三挡齿轮齿数和传动比，公式（4-9）、（4-10）： （4-9） （4-10）代入(4-9)、(4-10)两式得：，，所以代入（4-9）得：6、三挡齿轮齿根圆直径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：7、四挡齿轮齿数和传动比，公式（4-11）、（4-12）： (4-11) (4-12)代入(4-11)、(4-12)两式得：，，代入（4-11）得：8、四挡齿根圆直径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：9、五挡齿轮齿数和传动比，（4-13）、（4-14）： (4-13) (4-14)代入(4-13)、(4-14)两式，齿数取整得：，，代入（4-13）得：10、五挡齿根圆直径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、六挡齿轮齿数和传动比，（4-15）、（4-16）： (4-15) (4-16)代入(4-15）、（4-16）两式得：，，代入（4-15）得：12、六挡齿根圆直径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、倒挡齿轮齿数和传动比初选倒挡齿数为=22，输入轴齿数=15，满足以下式（4-17）： (4-17) （4-18）代入（4-18）式，得：，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：15、输入轴与倒挡轴距离由（4-3）得：mm16、输出轴与倒挡轴距离由（4-3）得：mm1.1.2齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整为了降低噪声，齿轮箱除第一齿轮和第二齿轮外，齿轮的总变化系数要选择较小的几个值。一般情况下，随着齿轮的减小，总位移系数应按齿轮增加。一、二换挡时，应采用较高的值。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其余各挡啮合角：=21.80查图得：0.35同理由表4-1表示。表4-1变位角度0.37-0.020.280.070.220.130.13-0.220.13-0.220.220.130.20.2-0.21.2齿轮强度计算1.2.1齿轮强度校核直齿轮弯曲应力如式（4-22）： （4-22）式中：F1———圆周力(N)，；Tg———计算载荷；d———节圆直径;Kσ———应力集中系数；Kσ=1.65；Kf———摩擦力影响系数，主动齿轮Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；b———齿宽;t=πm，端面齿数；m———模数；y———齿形系数。参数代入（4-22）后得下式（4-23）： = （4-23）直齿轮许用弯曲应力在400-850Mpa。图4-2齿形系数弯曲应力公式如（4-24）： （4-24）式中：mn———法向模数；Z———齿数；β———螺旋角；Kσ———应力集中系数，1.5；Kg———重合度影响系数，2.0；Kc———齿宽系数，这取6；代入得应力式（4-25）： = （4-25）1、一挡（1）主动齿轮弯曲应力已知：，y=0.191，代入（4-25）得：==318.37＜[]其中 =×× （4-26）代入（4-26）得： =258×0.96×0.96=221.184N·m=221184N·mm（2）从动齿轮弯曲应力已知：，y=0.182，代入（4-25）、（4-26）得：==271.04＜[]２、二挡（1）主动齿轮弯曲应力已知：，y=0.168，代入（4-25）得：==276.79＜[]其中=（2）从动齿轮弯曲应力，y=0.175，代入(4-25)得：==241.66＜[] =×× （4-27）代入（4-17）得：３、三挡（1）主动齿轮弯曲应力已知，y=0.148，代入(4-25)得：==251.35＜[]其中=（2）从动齿轮弯曲应力，y=0.154，代入(4-25)得：==241.39＜[] =×× （4-28）代入（4-28）得：4、四挡（1）主动齿轮弯曲应力，y=0.149，代入(4-25)得：==201.06＜[]其中=（2）从动齿轮弯曲应力，y=0.151，代入(4-25)得：==230.82＜[] =×× （4-29）代入（4-29）得：5、五挡（1）主动齿轮弯曲应力，y=0.152，代入(4-25)得：==198.83＜[]其中=（2）从动齿轮弯曲应力，y=0.142，代入(4-25)得：==207.15＜[] =×× （4-30）代入（4-30）得：6、六挡（1）主动齿轮弯曲应力，y=0.154，代入(4-25)得：==171.11＜[]其中=（2）从动齿轮弯曲应力，y=0.154，代入(4-25)得：==160.69＜[] =×× （4-31）代入（4-23）得：1.2.2轮齿接触应力校核轮齿的接触应力公式由（4-32）所示： （4-32）式中：F———法向力（表面）；α———压力角（节点）；β———螺旋角（齿轮）；E———弹性模量（材质自身）2.06×105；ρz、ρb———曲率半径（各自齿轮节点位置）；rz、rb———节圆半径（主从动齿轮）。将第一轴上的载荷作为作用载荷时，齿轮许用接触应力见表4-1：表4-1变速器齿轮许用接触应力齿轮渗碳齿轮一挡和倒挡1900—2000常啮合齿轮和高挡齿轮1300—14001、一挡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（4-37）： （4-37）通过公式（4-37）得：作用在第一轴上的载荷作为计算载荷，代入（4-32）得：MPa2、二挡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：同一挡，将以上数据代入（4-32）得：MPa3、三挡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）得：同一挡，将以上数据代入（4-32）可得：MPa4、四挡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：同一挡，将以上数据代入（4-32）可得：MPa5、五挡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：同一挡，将以上数据代入（4-32）可得：MPa6、六挡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：同一挡，将以上数据代入（4-32）可得：MPa由计算知均在许用应力范围内，因此符合设计标准。1.2.3倒挡齿轮的校核1、齿面许用应力公式如（4-38）： （4-38）式中：σHlim———接触疲劳力（齿轮极限）；ZN———系数（寿命）；ZLVR———影响系数（油膜）；ZW———硬化系数（工作）；ZX———系数（尺寸）；SHlim———安全系数（最小）。经查机械设计手册知：=1500；=1；=1；=1；=1；=1代入（4-38）式，得：MPa2、齿根许用应力计算公式如下（4-39）： （4-39）式中：σFlim———弯曲疲劳应力（齿根极限）；YN———系数（寿命）；YδrelT———圆角敏感系数（齿根）；Yx———系数（尺寸）；———系数（表面）；SFlim