(整理)2齿轮的设计及校核

..................................2齿轮的设计及校核2.1设计参数及基本参数表2.1设计对象主要参数项目参数前进档档数5最高时速140km/h最大扭矩200Nm/1400r/min最高转速4800r/min传动比范围0.5-5.572.1.1基本参数表表2.2各档传动比传动比/档位一档二档三档四档五档计算值5.573.141.7710.56实际值5.463.201.7610.58表2.3各档齿轮齿数档位/齿数常啮合一档二档三档五档倒档输出轴齿轮214036281836..................................2.2齿轮参数确定2.2.1齿形、压力角α、螺旋角β汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2.4选取。压力角一般大的压力角，可提高齿轮的抗弯强度与表面强度，使承载能力加大；而小的压力角，会使重合度加大，降低轮齿刚度，但其减少了动载荷，使传动平稳，降低噪声。本设计的商用汽车要求承载能力大，齿轮的强度高，采用大压力角，全部齿轮选用相同的压力角，按国家标准为20°。2.2.2齿宽（1）设计齿宽的要求设计变速器各齿轮齿宽，应考虑变速器的质量与轴向尺寸，同时中间轴齿轮381323314119表2.4汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目/车型齿形压力角α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形14.5°，15°，16°16.5°25°~45°一般货车GB1356-78规定的标准齿形20°20°~30°重型车同上低档、倒档齿轮22.5°，25°小螺旋角..................................也要保证齿轮工作平稳以及轮齿的强度要求。齿宽可以设计得小，这样就可以减少变速器的轴向尺寸和减小质量，工作应力也会加大。而大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，齿轮会受力不均匀产生偏载，所以应合理设计齿宽的大小。（2）齿宽的设计方案第一轴常啮合齿轮的齿宽可以设计得大一些，使接触应力降低，提高齿轮的传动平稳性，此外，对于选取相同的模数的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽（如一档齿轮齿宽）可以取得稍大一些。因而设计齿宽的时候，将影响总体设计中的变速器总的轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b=(4.5~8.0)m，mm斜齿b=(6.0~8.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。一档齿轮：取cK＝8，则齿宽为23.5mm。二档齿轮：取cK＝7.5，则齿宽为24.5mm。三档齿轮：取cK＝7.5，则齿宽为25.5mm。五档齿轮：取cK＝7.5，则齿宽为27mm。常啮合齿轮：取cK＝8.5，则齿宽为23.4mm。2.2.3齿轮的几何参数计算一档齿轮副：模数mmmn3..................................压力角20n齿轮齿顶高系数：*1ahmm顶隙系数：*0.25cmm齿轮数和：53Z理论主中心距：mma6.840实际主中心距：mma85啮合角：09.20)cosarccos(0aa…………………………………………（2.1）变位系数和：zxinvinv0.2772022tan……………………………（2.2）小齿数变位系数：n1x0.277202大齿轮变位系数：n2n1xxx0分度圆直径：mmzmdn7.12720cos403cos11mmzmdn50.4120cos133cos22基圆直径：mmddb0.120cos11mmddb0.39cos22齿顶高：mmyXhmhnnana81.3)(11…………………………………………（2.3）mmyXhmhnnana3)(22齿顶圆直径：mmhddaa32.1352111…………………………………………（2.4）mmhddaa5.472222..................................齿根圆直径：mmmxchddnnnanf86.121)(211111…………………………（2.5）mmmxchddnnnanf34)(2222222.2.4计算各级齿轮的转矩从发动机输入转矩：mNT200max计算输出转矩：①常啮合齿轮：mNTT200max1mNZZTTt7.29299.021382001212（t为传动效率，取0.99）。②五档齿轮：mNiTTt7.11399.058.020022513mNTT7.29224③三档齿轮：mNiTTt0.35099.076.120022315mNTT7.29226④二档齿轮：mNiTTt26.62799.020.320022217mNTT7.29228⑤一档齿轮：mNiTTt27.107099.046.520022119mNTT7.292210⑥倒档齿轮：mNT33.87099.0)44.4(200211mNiTTtD73.33199.013192002211132.2.5计算各级齿轮的转速输入转速1400/minenr①中间轴上各档齿轮转速公式：..................................min06.9472138140012rZZnnege………………………………………………（2.6）②第二轴上各档齿轮转速：一档min50.256401306.9479101rZZnngeg二档min10.437362306.947782rZZnngeg三档min31.794283106.947563rZZnngeg五档min84.2426184106.947345rZZnngeg倒档min69.315361306.9471112rZZnngegDmin63.559191306.947131213rZZnngeg2.3齿轮的强度校核一档齿轮强度校核2.3.1轮齿接触强度计算1）节圆上名义切向力tFNdTFt36.150937.1271027.10702232）使用系数AK查得25.1AK。3）动载系数vK齿轮节圆上的线速度为：..................................smndvb/91.11000605.25612010006011………………………………………（2.7）查得10.1vK。4）齿向载荷分布系数HK由于齿轮精度等级为7级，小齿轮是悬臂支承，装配时对研配合，则由公式一档齿轮：223111.120.1816.70.2310HbbKbdd………………………（2.8）b——齿轮副的工作齿宽，其值为mmb4.23。165.14.231023.0)674.23(])674.23(7.61[18.012.11023.0)(])(7.61[18.012.132232121bdbdbKH5）齿间载荷分配系数HK由于mmNbFKtA/27.8064.2336.1509325.1查得1.1HK。6）节点区域系数HZ由于，20，查得37.2HZ。7）弹性系数EZ查得218.189MPaZE。8）断面重合度..................................由于20,38,2121ZZ查得:51.1765.0745.0765.0745.02121，9）计算接触应力H由公式uubdKFZZtEHH11………………………………………………………（2.9）d——小齿轮的分度圆直径，其值为mmd50.41；u——大齿轮与小齿轮的齿数比，即：08.3134012ZZu；k——载荷系数762.11.1165.11.125.1HHVAKKKKKMPauubdKFZZtEHH76.142708.308.451.150.414.2336.15093762.18.18937.211寿命系数NTZ应力循环次数按下式计算：1160LNnt………………………………………………………………………（2.10）t——该变速器的使用寿命，平均每天工作10小时，寿命15年，则其值为ht547501536510。则：911606014001036515.2710LNnt＝410921121031.113401027.4ZZNNLL由公式..................................0706.0910LNTNZ…………………………………………………………………（2.11）得：0.07060.07069919110100.9034.2710NTLZN968.0)1031.110()10(0706.01090706.0292LNTNZ10）润滑油膜影响系数RVLZZZ查得92.0RVLZZZ。11）齿面工作硬化系数WZ查得131.0WWZZ。12）尺寸系数XZ由公式：nXmZ0109.0076.1…………………………………………………………（2.12）nm——齿轮端面模数，其值为73nm时，取7nm。得：0.170109.0076.10109.0076.1nXmZ13）许用接触应力HP由公式XWRVLNTHHPZZZZZZlim………………………………………………（2.13）得：MPaZZZZZZXWRVLNTHHP83.14530.10.192.0903.0175011lim1MPaZZZZZZXWRVLNTHHP48.15580.10.192.0968.0175022lim2因此，该齿轮副的许用接触应力为：..................................MPaMinMinHPHPHPH15.1506}93.1916,15.1506{]}[23.1,2][][{][221HP齿轮接触疲劳强度符合要求，齿轮工作安全可靠。2.3.2轮齿弯曲强度计算1）齿形系数FY，应力修正系数SY根据齿数401Z，132Z得：21.4820cos40cos3311ZZV67.1520cos13cos3322ZZV查得238.21FaY；847.22FaY756.11SaY；553.12SaY2）螺旋角系数Y1Y3）计算齿根弯曲应力F由公式：nSaFatFbmYYYKF………………………………………………………………（2.14）得：MPabmYYYKFnSaFatF5.78551.175.24.231756.1238.236.15093762.1111MPabmYYYKFnSaFatF8.81251.175.24.231553.1847.236.15093762.12224）实验齿轮的应力修正系数STY..................................查得0.2STY。5）寿命系数NTY由公式02.06103LNTNY………………………………………………………………（2.15）得：865.01027.410310302.09602.0161LNTNY842.01031.110310302.010602.02