膨脹輪式變速傳動機構(gòu)變速器變速箱設(shè)計帶8張CAD源文件圖紙

膨脹輪式變速傳動機構(gòu)變速器變速箱設(shè)計帶8張CAD源文件圖紙,膨脹,輪式,變速,傳動,機構(gòu),變速器,變速箱,設(shè)計,cad,源文件,圖紙 膨脹輪式變速傳動機構(gòu)設(shè)計及性能分析 目錄 摘要 III 第一章 緒論 1 1.1變速器的功能 1 1.2變速器的分類 1 1.3研究意義 1 第二章 變速器結(jié)構(gòu)方案選擇 2 2.1變速器軸數(shù)選擇 2 2.2檔數(shù)的選擇 2 2.3換擋結(jié)構(gòu)方案選擇 2 2.4倒檔形式選擇 3 2.5確定變速器傳動方案 4 2.6設(shè)計參數(shù) 4 第三章 主要參數(shù)設(shè)計計算 5 3.1最大傳動比 5 3.2最小傳動比 5 3.3各檔傳動比 5 3.4中心距 6 3.5確定齒輪參數(shù) 6 3.5.1齒輪模數(shù) 6 3.5.2壓力角α 7 3.5.3螺旋角β及旋向 7 3.5.4齒寬b 7 3.5.5變位系數(shù) 8 3.6各檔齒輪齒數(shù)分配 8 3.6.1確定一檔齒輪齒數(shù) 8 3.6.2確定二檔齒輪齒數(shù) 9 3.6.3確定三檔齒輪齒數(shù) 9 3.6.4確定四檔齒輪齒數(shù) 10 3.6.5確定五檔齒輪齒數(shù) 10 3.6.6確定倒檔齒輪齒數(shù) 10 第四章 各檔齒輪的校核 11 4.1齒輪接觸疲勞強度校核 11 4.1.1 1、2號齒接觸疲勞強度校核 11 4.1.2 3、4號齒接觸疲勞強度校核 13 4.1.3 5、6號齒接觸疲勞強度校核 14 4.1.4 7、8號齒接觸疲勞強度校核 15 4.1.5 9、10號齒接觸疲勞強度校核 17 4.1.6 倒檔齒接觸疲勞強度校核 18 4.2齒輪彎曲應(yīng)力校核 19 4.2.1 1、2號齒輪彎曲應(yīng)力校核 20 4.2.2 3、4號齒輪彎曲應(yīng)力校核 22 4.2.3 5、6號齒輪彎曲應(yīng)力校核 23 4.2.4 7、8號齒輪彎曲應(yīng)力校核 25 4.2.5 9、10號齒輪彎曲應(yīng)力校核 26 4.2.6 倒檔齒輪彎曲應(yīng)力校核 28 第五章 軸的設(shè)計計算 30 5.1輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 30 5.2輸入軸強度校核 30 5.3輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 31 5.3輸出軸強度校核 33 5.4中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 34 5.5中間軸強度校核 34 參考文獻 37 附錄1：外文翻譯 38 附錄2：原文 43  摘要 變速器是汽車的重要組成部分，它可以在較大范圍內(nèi)改變發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩，使發(fā)動機在最佳的工作狀態(tài)滿足汽車在不同行駛狀況下的工作要求。 對于變速器的設(shè)計，其主要的設(shè)計參數(shù)有檔位數(shù)、各擋傳動比、中心距和變速器的外形尺寸。本文主要根據(jù)大型車輛工作時行駛速度低，扭矩大的特點，在確定了變速器的主要設(shè)計參數(shù)后，對變速器主要組成部件進行了設(shè)計，如變速器結(jié)構(gòu)方案選擇、各擋齒輪的設(shè)計校核、各軸的設(shè)計校核、同步器選擇、變速器箱體的設(shè)計等。 本文所設(shè)計的變速器中采用的是中間軸式變速器，其主要特點是可以設(shè)置發(fā)動機直接檔獲得高轉(zhuǎn)速檔位，較大的變速范圍大可以滿足不同的工況，不易損壞，維護方便，成本低。 關(guān)鍵詞：變速器；齒輪；輸入軸；結(jié)構(gòu)  Abstract The transmission is an important part of the car,it can change the engine's speed and torque in a wide range.Make the engine working in the best condition to meet the requirements of the car in different driving conditions. The transmission's main design parameters are gear number,transmission ratio,center distance and the shape dimension of the transmission．This article is mainly based on the characteristics of low driving speed and high torque.After determining the main design parameters of the transmission, the main components of the transmission are designed. Such as the transmission structure scheme selection, each gear's design and check,each axis's design and check,choose the synchronizer,design of gearbox enclosure and so on. In this paper,the intermediate shaft transmission is adopted in the transmission.Its main feature is that the engine can be set up directly gear to obtain high speed gear,large variable speed range can meet different working conditions,nonperishable,easy maintenance and low cost. Key words: transmission；gear；input shaft；structure  63 第一章 緒論 1.1變速器的功能 變速器是用來改變來自發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的機構(gòu)。為了使發(fā)動機工作在有利的工況下滿足不同行駛條件對牽引力的需要，所以需要借助變速器在較大范圍內(nèi)改變汽車的行駛速度大小和汽車驅(qū)動輪上扭矩的大小。此外，通過變速器可以使汽車實現(xiàn)空檔和倒檔功能。 1.2變速器的分類 汽車變速器按傳動比可分為無級式、有級式和綜合式三種。 無級式變速器：傳動比可在一定范圍內(nèi)連續(xù)變化，常見的有液力式，機械式和電力式等。 有級式：有幾個可選擇的固定傳動比，采用齒輪傳動。又可分為：齒輪軸線固定的普通齒輪變速器和部分齒輪(行星齒輪)軸線旋轉(zhuǎn)的行星齒輪變速器兩種。 綜合式：由有級式變速器和無級式變速器共同組成的，其傳動比可以在最大值與最小值之間幾個分段的范圍內(nèi)作無級變化。 1.3研究意義 汽車在人們的日常生活及生產(chǎn)工作都有著舉足輕重的地位。隨著汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，人們對汽車的要求也越來越高，而汽車變速器作為汽車傳動系中的重要組成部分，對汽車整體性能有著不可忽視的影響。其技術(shù)的發(fā)展，對于汽車整體技術(shù)的發(fā)展有著積極的推動作用。  第二章 變速器結(jié)構(gòu)方案選擇 2.1變速器軸數(shù)選擇 變速器一般有兩軸式和中間軸式變速器。兩軸式變速器較中間軸式變速器相比，由于軸數(shù)少，且動力輸出只經(jīng)過一對齒輪傳遞，故其具有效率高、外形尺寸較小的優(yōu)點。缺點是沒有發(fā)動機直接檔，高速檔工作時，齒輪和軸承需要承受載荷，容易造成疲勞破壞，且傳動比范圍小。而中間軸式變速器在高速檔工作時，動力可有輸入軸通過同步器直接傳遞到輸出軸，所以中間軸式變速器在高速檔工作時齒輪和軸承不需要承受載荷，故其使用壽命較長。中間軸式變速器在其他檔位工作時需要4個以上的齒輪傳遞動力，雖然較低了效率，但是可以增大變速范圍，提高輸出轉(zhuǎn)矩。 通過以上的方案分析結(jié)合本設(shè)計要求，為使變速器獲得較大的傳動比范圍，決定采用中間軸式變速器。 2.2檔數(shù)的選擇 增加變速器的檔數(shù)可以提高發(fā)動機功率的利用率、提高燃油經(jīng)濟性，但是檔數(shù)過多會增加換擋操作難度。市場上大多數(shù)車型采用五速變速器，由于五速變速器可滿足大多數(shù)人車輛駕駛操作習(xí)慣，所以本設(shè)計設(shè)有5個前進檔和1個倒檔，可滿足車輛較復(fù)雜工況要求和大多數(shù)人的駕駛習(xí)慣。 2.3換擋結(jié)構(gòu)方案選擇 目前汽車上常見的換檔方式主要有滑動直齒輪換檔、嚙合套換檔及同步器換檔。 滑動齒輪換擋：齒輪通過撥叉在花鍵上移動與不同的齒輪配合實現(xiàn)換檔?；瑒育X輪換檔具有結(jié)構(gòu)簡單、易加工的優(yōu)點，但這種方式不能保證兩個換檔齒輪在換擋時具有相同的轉(zhuǎn)速和準(zhǔn)確的姿態(tài)，換檔時會產(chǎn)生沖擊力，易對齒輪造成損壞，且換檔時噪聲較大。故變速器中除了使用較少一檔和倒檔外，其他檔位已經(jīng)很少采用。 嚙合套換檔：通過齒合套換檔，需將換檔齒輪做成兩部分，其中一部分是常嚙合傳動齒輪，另一部分齒輪是一個齒數(shù)較多的直齒輪，用于配合嚙合套。嚙合套換檔雖然可以防止換擋時沖擊對齒輪造成損壞，但卻不能消除換擋時產(chǎn)生的沖擊力，故換擋時會伴有較大的噪聲及震動。 同步器換擋:常見的同步器有慣性式、慣性增力式及常壓式三種類型。使用同步器換擋可以保證換檔齒輪在換檔時達到與傳動齒輪相同轉(zhuǎn)速后切入換檔，從而避免了換檔時的產(chǎn)生沖擊力，且同步器換檔還具有換擋迅速，噪聲小的優(yōu)點，因而被廣泛采用。 在上述各種換擋形式中，各有各的優(yōu)缺點，綜合考慮變速器的結(jié)構(gòu)尺寸及換檔便利性，本設(shè)計中通過斜齒輪傳動的高速檔部分使用鎖銷式慣性同步器換檔，倒檔及一檔通過滑動直齒輪的方式換檔，鎖銷式慣性同步器結(jié)構(gòu)如下圖所示： 2.4倒檔形式選擇 常見的倒檔形式有在前進檔路線中間加裝倒檔齒輪式、常嚙合齒輪式、和聯(lián)體齒輪式。第一種方式是通過在一檔齒輪副中間加裝倒檔齒輪，改變一檔轉(zhuǎn)向，實現(xiàn)倒檔，這種方案結(jié)構(gòu)簡單，但是這種倒檔形式倒檔齒輪需要在正負交替的彎曲應(yīng)力下工作，易產(chǎn)生疲勞破壞；常嚙合齒輪式是將倒檔齒輪像前進檔齒輪一樣常嚙合的狀態(tài)，通過同步器換擋，這種方式換擋方便快捷，但是其結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜；聯(lián)體齒輪式是將倒檔齒輪做成左右兩部分齒輪，其中左邊齒輪與一檔齒輪常嚙合，通過輸出軸一檔滑動齒輪滑動與聯(lián)體齒輪右邊齒輪齒合改變轉(zhuǎn)向?qū)崿F(xiàn)倒檔，這種形式的缺點是會增加軸向尺寸，但是這種形式倒檔齒輪不用承受正負交替彎曲應(yīng)力，且可實現(xiàn)較大的傳動比，故本設(shè)計倒檔形式采用這種方式。 2.5確定變速器傳動方案 通過上述各部分方案論證選擇后確定變速器傳動方案如下圖所示： 2.6設(shè)計參數(shù) 發(fā)動機型號 最大輸出功率 額定轉(zhuǎn)速 最大扭矩 最大扭矩轉(zhuǎn)速 東風(fēng)ISD245 180kW 2500rpm 950N?m 1200-1800rpm  第三章 主要參數(shù)設(shè)計計算 3.1最大傳動比 根據(jù)汽車在最大爬坡度（設(shè)計最大爬坡度為30%）行駛時，最大驅(qū)動力等于爬坡阻力與地面摩擦力之和可知: Fkmax≥Ff+Fimax (3-1) 式中：Fkmax——最大驅(qū)動力，F(xiàn)kmax=Temaxi1i0?/R0 Ff——汽車與地面摩擦阻力，F(xiàn)f=fmgcosαmax Fimax——最大上坡阻力，F(xiàn)imax=mgsinαmax 帶入公式（3-1），則： i1≥mg(fcosαmax+sinαmax)R0Temaxi0? (3-2) 式中：i1——一檔傳動比 i0——主傳動比，i0=6.6 Temax——發(fā)動機最大扭矩，Temax=950N?m m——汽車額載總質(zhì)量，m=20000kg f——摩擦系數(shù)，f取0.02 ?——機械效率取0.96 R0——車胎半徑R0=0.5m αmax——最大爬坡角，由最大爬坡度為30%，得αmax=16.7゜ 帶入公式（3-2），則： i1≥4.99 取i1=5.00 3.2最小傳動比 最高檔輸出轉(zhuǎn)速即為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，即i5=1 3.3各檔傳動比 i1i2=i3i4=i4i5=q (3-3) 式中q為公比常數(shù)，為了防止換擋困難，一般q的取值不宜大于1.6，根據(jù)等級級數(shù)q=4i1/i5=1.5初步分配各檔傳動比： i1=5.00 i2=3.33 i3=2.22 i4=1.50 i5=1.00 3.4中心距 中心距是指中間軸是變速器中，中間軸與輸出軸軸心距。其大小對于變速器外形尺寸及齒輪壽命有一定影響，增大中心距會使變速器高度增大，減小中心距，會增大齒輪的接觸應(yīng)力，導(dǎo)致齒輪壽命變短。 中間軸式變速箱中心距的確定可根據(jù)經(jīng)驗公式確定： A=KA3Temaxi1? (3-4) 式中：KA——中心距系數(shù)，對于小型車輛KA=8.8～9.3，對于大型車輛 KA=8.6～9.6，取KA=9.5。 Temax——發(fā)動機最大扭矩，Temax=950N?m ?——機械效率，?=0.96 i1——一檔傳動比，i1=5.00 帶入公式（3-4）得：A=157.54mm，取整、預(yù)選A=158mm 3.5確定齒輪參數(shù) 3.5.1齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，它對于齒輪的強度、質(zhì)量、工藝、噪聲等都有影響。模數(shù)的選取一般遵循以下規(guī)則：在中心距不變的情況下，選取較小的模數(shù)，可增加齒輪齒數(shù)，同時增大齒寬，便可增加齒輪的重合度達到減小噪音的目的；選取較大模數(shù)，同時減小齒寬，可減輕齒輪質(zhì)量；各檔齒輪選用同一模數(shù)，可簡化加工工藝；各檔齒輪選用不同模數(shù)，可增大齒輪強度。對于本設(shè)計而言，減小變速箱質(zhì)量比減少噪音更為重要，因此選用較大模數(shù)，綜合考慮工藝和強度方面，變速箱一檔和倒檔選用同一模數(shù)，其他高速檔位選用另一模數(shù)。 齒輪模數(shù)初選時可根據(jù)經(jīng)驗公式進行選擇。 輸入軸常齒合斜齒輪的法向模數(shù)mn： 由經(jīng)驗公式：mnm=0.73Temaxi1?10=5.1，根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取整mnm=5 3.5.2壓力角α 壓力角較小時，齒輪配合重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時有利于提高齒輪的強度。但由于國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定壓力角為20°，所以大多數(shù)汽車變數(shù)器中都普遍采用的壓力角為20°，本設(shè)計中也采用壓力角α=20°。 3.5.3螺旋角β及旋向 斜齒輪螺旋角對于齒輪的壽命、工作噪聲有很大影響。增大螺旋角可以提高齒輪齒重合度，減小噪聲，同時能提高齒輪的抗彎疲勞強度及接觸疲勞強度。但是當(dāng)螺旋角超過30°時，齒輪的抗彎疲勞強度會驟降，二接觸疲勞強度任有所上升。故在選取螺旋角時，需要兼顧齒輪的抗彎疲勞強度及接觸疲勞強度，選取適當(dāng)?shù)闹?，使齒輪達到最佳的工作狀態(tài)。 對于斜齒輪的旋向，為消除斜齒輪工作時的軸向力，減小軸承承受的軸向載荷，變速箱輸入輸出軸上的斜齒輪采用左旋，而中間軸采用右旋，這樣便可消除部分軸向載荷。 大型車輛的變數(shù)器斜齒輪螺旋角一般在18°~26°的范圍內(nèi)選取，這里初選斜齒輪的螺旋角為20°。 3.5.4齒寬b 齒輪的寬度對于變速箱軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性及齒輪的強度均有影響，齒輪的寬度較大時可提高齒輪的強度及平穩(wěn)性，但會使變速箱的軸向尺寸及質(zhì)量增加；齒輪的寬度較小時會使齒輪的平穩(wěn)性降低，同時還會使軸向力增大，增加軸承的軸向負荷。 b=?dd，其中?d為齒寬系數(shù)， 綜合考慮變速器的外形齒輪及齒輪的強度，本設(shè)計中選取斜齒輪?d=0.4，直齒輪?d=0.7。 3.5.5變位系數(shù) 變位系數(shù)是指齒輪在加工時，刀具位置在徑向的變位量xm，其中m為模數(shù)，x為徑向變位系數(shù)，簡稱變位系數(shù)。 采用變位齒輪可以避免齒輪產(chǎn)生根切、配湊中心距、提高齒輪的平穩(wěn)性、耐磨性、抗膠合能力、降低噪音。 3.6各檔齒輪齒數(shù)分配 齒輪的齒數(shù)在初選中心距、模數(shù)及螺旋角后，可根據(jù)傳動方案及傳動比來分配各檔齒輪齒數(shù)。 3.6.1確定一檔齒輪齒數(shù) 一檔傳動比：i1=z2z9z1z10 中心距公式：A=mnZh2COSβ，A=Zhm2 其中Zh為兩個齒輪的齒數(shù)和，中心距A預(yù)選值為158mm，斜齒輪螺旋角β為20°。 則一檔齒輪齒數(shù)和：z9+z10=2Am=2×1585=63.2，取整Zh=64，這里取z9=44，z10=20。 由傳動比公式：z2z1=i1z10z9=5×2044=2.27 (1) 由中心距公式：A=mn(z1+z2)2COSβ=5×(z1+z2)2COS20°=158 (2) 聯(lián)立（1）（2）解得：z1=19，z2=41 修正中心距：A=mn(z1+z2)2COSβ=5×（19+41）2COS20°=160mm 修正螺旋角：β12=arccos【mn×（z1+z2）/2A】= arccos【5×（19+41）2×160】=20.36° 修正傳動比：i1=z2z9z1z10=41×4419×20=4.75 3.6.2確定二檔齒輪齒數(shù) 二檔傳動比：i2=z2z7z1z8 中心距公式：A=mnZh2COSβ 可知： z7z8=i2z1z2=3.33×1941=1.54 (1) z7+z8=2ACOSβmn=2×160×COS20°5=60.14 (2) 聯(lián)立（1）（2）可得：z7=36，z8=24。 修正螺旋角：β78=arccos【mn×（z7+z8）/2A】= arccos【5×（36+24）2×160】=20.36° 修正傳動比：i2=z2z7z1z8=41×3619×24=3.24 3.6.3確定三檔齒輪齒數(shù) 三檔傳動比：i3=z2z5z1z6 中心距公式：A=mnZh2COSβ 可知： z5z6=i3z1z2=2.22×1941=1.03 (1) z5+z6=2ACOSβmn=2×160×COS20°5=60.14 (2) 聯(lián)立（1）（2）可得：z5=31，z6=29。 修正螺旋角：β56=arccos【mn×（z5+z6）/2A】= arccos【5×（31+29）2×160】=20.36° 修正傳動比：i3=z2z5z1z6=41×3119×29=2.31 3.6.4確定四檔齒輪齒數(shù) 四檔傳動比：i4=z2z3z1z4 中心距公式：A=mnZh2COSβ 可知： z3z4=i4z1z2=1.50×1941=0.70 (1) z3+z4=2ACOSβmn=2×160×COS20°5=60.14 (2) 聯(lián)立（1）（2）可得：z3=25，z4=35。 修正螺旋角：β34=arccos【mn×（z3+z4）/2A】= arccos【5×（25+35）2×160】=20.36° 修正傳動比：i4=z2z3z1z4=41×2519×35=1.54 3.6.5確定五檔齒輪齒數(shù) 五檔為直接檔，不需要專門齒輪。 3.6.6確定倒檔齒輪齒數(shù) 本設(shè)計倒檔采用聯(lián)體齒輪的方式，一檔中間軸齒輪與聯(lián)體齒輪上的左邊齒輪常嚙合，倒檔時，一檔輸出軸齒輪與聯(lián)體齒輪的右邊齒輪嚙合，實現(xiàn)倒檔。 倒檔齒輪模數(shù)選擇與一檔齒輪相同模數(shù)m=5，選初11號齒輪齒數(shù)為20，12號齒輪齒數(shù)為25，即： z11=20， z12=25。 則倒檔傳動比iR=z2z11z9z1z10z12=3.79。  第四章 各檔齒輪的校核 4.1齒輪接觸疲勞強度校核 對于直齒圓柱齒輪接觸疲勞強度的校核有以下公式： σH=2KHT1?dd13?u±1uZHZEZε≤[σH] 式中：σH——彎曲應(yīng)力（MPa） KH——接觸疲勞強度計算的載荷系數(shù)，KH=KAKVKHaKHβ T——小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ZH——區(qū)域系數(shù) ZE——彈性影響系數(shù) Zε——接觸疲勞強度計算的重合度系數(shù)，按式Zε=4-εα3計算 ?d——齒寬系數(shù)，?d=b/d 對于斜齒圓柱齒輪接觸疲勞強度的校核有以下公式： σH=2KHT1?dd13?u±1uZHZEZεZβ≤[σH] 式中：Zβ——接觸疲勞強度計算的螺旋角系數(shù)，按式Zβ=cosβ計算 Zε——接觸疲勞強度計算的重合度系數(shù)，按式Zε=4-εα31-εβ+εβεα計算 4.1.1 1、2號齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：T1=9550Pn1=9550×180×103/2500 N?mm=6.876×105 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd1n160×1000=3.14×101×250060000=13.21m/s，精度等級8，差取KV=1.28 查取KHa=1.4 查取KHβ=1.206 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.28×1.4×1.206=2.161 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.37 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat1=arccosz1cosαtz1+2han*cosβ=arccos19×cos21.22°19+2×1×cos20.36°=31.95° αat2=arccosz2cosαtz2+2han*cosβ=arccos41×cos21.22°41+2×1×cos20.36°=26.95° εα=z1tanαat1-tanαt'+z2tanαat2-tanαt'2π =19×tan31.95°-tan21.22°+41×tan26.95°-tan21.22°2×3.14 =1.50 εβ=?dz1tanβπ=0.90 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.5031-0.90+0.901.50=0.83 計算螺旋角系數(shù)：Zβ=cosβ=cos20.36°=0.9682 計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]： 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應(yīng)力： σH=2KHT1?dd13?u±1uZHZEZεZβ =2×2.161×6.876×1050.4×1013?4119+14119×2.37×189.8×0.83×0.9682 =1172MPa<[σF] 4.1.2 3、4號齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：T3=9550P/n3=9550×180×1032500×19×3541×25N?mm=1.06×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd3n360×1000=3.14×117×2500×19×3541×2560000=9.93m/s，精度等級8，差取KV=1.27 查取KHa=1.4 查取KHβ=1.219 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.27×1.4×1.219=2.167 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.37 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat3=arccosz3cosαtz3+2han*cosβ=arccos25×cos21.22°25+2×1×cos20.36°=29.87° αat4=arccosz4cosαtz4+2han*cosβ=arccos35×cos21.22°35+2×1×cos20.36°=27.77° εα=z3tanαat3-tanαt'+z4tanαat4-tanαt'2π =25×tan29.87°-tan21.22°+35×tan27.77° -tan21.22°2×3.14 =1.51 εβ=?dz3tanβπ=1.18 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.5131-1.18+1.181.51=0.63 計算螺旋角系數(shù)：Zβ=cosβ=cos20.36°=0.9682 計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]： 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應(yīng)力： σH=2KHT3?dd33?u±1uZHZEZεZβ =2×2.167×1.06×1060.4×1333?3525+13525×2.37×189.8×0.63×0.9682 =792MPa<[σH] 4.1.3 5、6號齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：T6=9550P/n6=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd6n660×1000=3.14×155×2500×194160000=9.40m/s，精度等級8，差取KV=1.27 查取KHa=1.4 查取KHβ=1.231 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.27×1.4×1.231=2.189 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.37 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat5=arccosz5cosαtz5+2han*cosβ=arccos31×cos21.22°31+2×1×cos20.36°=28.48° αat6=arccosz6cosαtz6+2han*cosβ=arccos29×cos21.22°29+2×1×cos20.36°=28.88° εα=z5tanαat5-tanαt'+z6tanαat6-tanαt'2π =31×tan28.48°-tan21.22°+29×tan28.48° -tan21.22°2×3.14 =1.47 εβ=?dz6tanβπ=1.37 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.47 31-1.37+1.371.47 =0.62 計算螺旋角系數(shù)：Zβ=cosβ=cos20.36°=0.9682 計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]： 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應(yīng)力： σH=2KHT6?dd63?u±1uZHZEZεZβ =2×2.189×1.483×1060.4×1553?2931+12931×2.37×189.8×0.62×0.9682 =811MPa<[σH] 4.1.4 7、8號齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：T8=9550P/n8=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd8n860×1000=3.14×128×2500×194160000=7.76m/s，精度等級8，差取KV=1.25 查取KHa=1.4 查取KHβ=1.278 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.25×1.4×1.278=2.237 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.37 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat7=arccosz7cosαtz7+2han*cosβ=arccos36×cos21.22°36+2×1×cos20.36°=27.62° αat8=arccosz8cosαtz8+2han*cosβ=arccos24×cos21.22°24+2×1×cos20.36°=30.16° εα=z7tanαat7-tanαt'+z8tanαat8-tanαt'2π =36×tan27.62°-tan21.22°+24×tan30.16° -tan21.22°2×3.14 =1.51 εβ=?dz8tanβπ=1.13 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.51 31-1.13+1.131.51 =0.64 計算螺旋角系數(shù)：Zβ=cosβ=cos20.36°=0.9682 計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]： 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應(yīng)力： σH=2KHT3?dd83?u±1uZHZEZεZβ =2×2.237×1.483×1060.4×1283?2436+12436×2.37×189.8×0.64×0.9682 =1220MPa<[σH] 4.1.5 9、10號齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：T10=9550P/n10=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.7 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd10n1060×1000=3.14×107×2500×194160000=6.49m/s，精度等級8，差取KV=1.17 查取KHa=1.1 查取KHβ=1.219 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.17×1.1×1.219=1.57 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.50 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αa9=arccosz9cosαz9+2han*=arccos44×cos20°44+2×1=25.99° αa10=arccosz10cosαz10+2han*=arccos20×cos20°20+2×1=31.32° εα=z9tanαa9-tanα’+z10tanαa10-tanα’2π =44×tan25.99°-tan20°+20×tan31.32° -tan20°2×3.14 =1.64 Zε=4-εα3=4-1.643=0.89 計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]： 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應(yīng)力： σH=2KHT10?dd103?u±1uZHZEZε =2×1.57×1.483×1060.7×1073?4420+14420×2.50×189.8×0.89 =1185MPa<[σH] 4.1.6 倒檔齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：T12=T10=9550P/n10=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.7 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd12n1060×1000=3.14×125×2500×194160000=7.58m/s，精度等級8，差取KV=1.21 查取KHa=1.1 查取KHβ=1.219 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.21×1.1×1.219=1.62 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.50 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αa9=arccosz9cosαz9+2han*=arccos44×cos20°44+2×1=25.99° αa12=arccosz12cosαz12+2han*=arccos25×cos20°25+2×1=29.53° εα=z9tanαa9-tanα’+z12tanαa10-tanα’2π =44×tan25.99°-tan20°+25×tan29.53° -tan20°2×3.14 =1.67 Zε=4-εα3=4-1.673=0.88 計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]： 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應(yīng)力： σH=2KHT12?dd123?u±1uZHZEZε =2×1.62×1.483×1060.7×1253?4425+14425×2.50×189.8×0.88 =981MPa<[σH] 4.2齒輪彎曲應(yīng)力校核 對于直齒圓柱齒輪彎曲應(yīng)力的校核有以下公式： σF=2KFT1YFaYsaYε?dm3z12≤[σF] 式中：σF——彎曲應(yīng)力（MPa） KF——彎曲疲勞強度計算的載荷系數(shù)，KF=KAKVKaKFβ，其中KA、KV、 KHa、KFβ 可查表得。 T——小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 YFa——齒形系數(shù) Ysa——載荷作用于齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù) Yε——彎曲疲勞強度計算的重合度系數(shù)，按式Y(jié)ε=0.25+0.75εα計算，其中 εα=z1tanαa1-tanα，+z2tanαa2-tanα，/（2π） ?d——齒寬系數(shù)，?d=b/d，其中b為齒寬，d為齒輪分度圓直徑 對于斜齒圓柱齒輪彎曲應(yīng)力的校核有以下公式： σF=2KFT1YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z12≤[σF] 式中：KF——彎曲疲勞強度計算的載荷系數(shù)，KF=KAKVKaKFβ，其中KA、KV、 KFa、KFβ 可查表得。 Yβ——螺旋角系數(shù)，Yβ=1-εββ120°，其中εβ=?dz1tanβ/π YFa——斜齒輪齒形系數(shù)，按當(dāng)量齒輪齒數(shù)zv=z/cos3β查取。 Ysa——載荷作用于齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)，Ysa=0.25+0.75εαv，其中εαv= εα/cos2βb，βb=arctan?(tanβcosαt)，αt=arctan?(tanα/cosβ) Yε——彎曲疲勞強度計算的重合度系數(shù)，按式 Yε=0.25+0.75εαv計算，其中 εαv=εα/cos2βb 4.2.1 1、2號齒輪彎曲應(yīng)力校核 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：T1=9550P/n1=9550×180×103/2500 N?mm=6.876×105 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KF: 查取KA=1 由v=πd1n160×1000=3.14×85×250060000=11.12m/s，精度等級8，差取KV=1.28 查取KFa=1.4 查取KFβ=1.222 則KF=KAKVKaKFβ=1×1.28×1.4×1.222=2.190 按當(dāng)量齒輪zv及變位系數(shù)查取YFa：YFa1=2.78，YFa2=2.34 按當(dāng)量齒輪zv及變位系數(shù)查取Ysa：Ysa1=1.55，Ysa2=1.71 計算重合度系數(shù)Yε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat1=arccosz1cosαtz1+2han*cosβ=arccos19×cos21.22°19+2×1×cos20.36°=31.58° αat2=arccosz2cosαtz2+2han*cosβ=arccos41×cos21.22°41+2×1×cos20.36°=27.08° εα=z1tanαat1-tanαt'+z2tanαat2-tanαt'2π =19×tan31.58°-tan21.22°+41×tan27.08° -tan21.22°2×3.14 =1.50 βb=arctantanβcosαt=arctantan20.36°cos21.22°=19.08° εαv=εαcos2βb=1.50cos219.08°=1.68 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.68=0.70 計算螺旋角系數(shù)： εβ=?dz1tanβπ=0.4×19×tan20.36°3.14=0.90 Yβ=1-εββ120°=1-0.90×20.36°120°=0.85 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]： 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪齒根彎曲強度疲勞極限為σFlim=650MPa，取安全系數(shù)S=1.25 則[σF]=KFNσFlimS=0.95×6501.25MPa=494MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應(yīng)力： σF1=2KFT1YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z12 =2×2.19×6.876×105×2.78×1.55×0.7×0.85×COS220.36°0.4×53×192 =376MPa<[σF] σF2=2KFT1YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z12 =2×2.19×6.876×105×2.34×1.71×0.7×0.85×COS220.36°0.4×53×192 =349MPa<[σF] 4.2.2 3、4號齒輪彎曲應(yīng)力校核 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：T3=9550P/n3=9550×180×1032500×19×3541×25N?mm=1.06×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KF: 查取KA=1 由v=πd3n360×1000=3.14×117×2500×19×3541×2560000=9.93m/s，精度等級8，差取KV=1.27 查取KFa=1.4 查取KFβ=1.16 則KF=KAKVKaKFβ=1×1.27×1.4×1.16=2.06 按當(dāng)量齒輪zv及變位系數(shù)查取YFa：YFa3=2.60，YFa4=2.37 按當(dāng)量齒輪zv及變位系數(shù)查取Ysa：Ysa3=1.61，Ysa4=1.68 計算重合度系數(shù)Yε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat3=arccosz3cosαtz3+2han*cosβ=arccos25×cos21.22°25+2×1×cos20.36°=29.87° αat4=arccosz4cosαtz4+2han*cosβ=arccos35×cos21.22°35+2×1×cos20.36°=27.77° εα=z3tanαat3-tanαt'+z4tanαat4-tanαt'2π =25×tan29.87°-tan21.22°+35×tan27.77° -tan21.22°2×3.14 =1.51 βb=arctantanβcosαt=arctantan20.36°cos21.22°=19.08° εαv=εαcos2βb=1.51cos219.08°=1.69 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.69 =0.69 計算螺旋角系數(shù)： εβ=?dz3tanβπ=0.4×25×tan20.36°3.14=1.18 Yβ=1-εββ120°=1-1.18×20.36°120°=0.80 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]： 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim3=650，σFlim4=500MPa，取安全系數(shù)S=1.25，則： σF3=KFNσFlim4S=0.95×6501.25MPa=494MPa σF4=KFNσFlim4S=0.95×5001.25MPa=380MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應(yīng)力： σF3=2KFT3YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z32 =2×2.06×1.06×106×2.60×1.61×0.69×0.80×COS220.36°0.4×53×252 =284MPa<[σF] σF4=2KFT3YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z32 =2×2.06×1.06×106×2.37×1.68×0.69×0.80×COS220.36°0.4×53×252 =270MPa<[σF] 4.2.3 5、6號齒輪彎曲應(yīng)力校核 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：T6=9550P/n6=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KF: 查取KA=1 由v=πd6n660×1000=3.14×155×2500×194160000=9.40m/s，精度等級8，差取KV=1.27 查取KFa=1.4 查取KFβ=1.26 則KF=KAKVKaKFβ=1×1.27×1.4×1.26=2.240 按當(dāng)量齒輪zv及變位系數(shù)查取YFa：YFa5=2.46，YFa6=2.41 按當(dāng)量齒輪zv及變位系數(shù)查取Ysa：Ysa5=1.65，Ysa6=1.67 計算重合度系數(shù)Yε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat5=arccosz5cosαtz5+2han*cosβ=arccos31×cos21.22°31+2×1×cos20.36°=28.48° αat6=arccosz6cosαtz6+2han*cosβ=arccos29×cos21.22°29+2×1×cos20.36°=28.88° εα=z5tanαat5-tanαt'+z6tanαat6-tanαt'2π =31×tan28.48°-tan21.22°+29×tan28.48° -tan21.22°2×3.14 =1.47 βb=arctantanβcosαt=arctantan20.36°cos21.22°=19.08° εαv=εαcos2βb=1.47cos219.08°=1.65 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.65=0.70 計算螺旋角系數(shù)： εβ=?dz6tanβπ=0.4×29×tan20.36°3.14=1.37 Yβ=1-εββ120°=1-1.37×20.36°120°=0.77 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]： 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim5=500，σFlim6=650MPa，取安全系數(shù)S=1.25，則： σF5=KFNσFlim5S=0.95×5001.25MPa=380MPa σF6=KFNσFlim6S=0.95×6501.25MPa=494MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應(yīng)力： σF5=2KFT6YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z62 =2×2.240×1.483×106×2.46×1.65×0.70×0.77×COS220.36°0.4×53×292 =303MPa<[σF] σF6=2KFT6YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z62 =2×2.240×1.483×106×2.41×1.67×0.70×0.77×COS220.36°0.4×53×292 =301MPa<[σF] 4.2.4 7、8號齒輪彎曲應(yīng)力校核 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：T8=9550P/n8=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KF: 查取KA=1 由v=πd8n860×1000=3.14×128×2500×194160000=7.76m/s，精度等級8，差取KV=1.25 查取KFa=1.4 查取KFβ=1.15 則KF=KAKVKaKFβ=1×1.25×1.4×1.15=2.01 按當(dāng)量齒輪zv及變位系數(shù)查取YFa：YFa7=2.40，YFa8=2.53 按當(dāng)量齒輪zv及變位系數(shù)查取Ysa：Ysa7=1.67，Ysa8=1.63 計算重合度系數(shù)Yε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat7=arccosz7cosαtz7+2han*cosβ=arccos36×cos21.22°36+2×1×cos20.36°=27.62° αat8=arccosz8cosαtz8+2han*cosβ=arccos24×cos21.22°24+2×1×cos20.36°=30.16° εα=z7tanαat7-tanαt'+z8tanαat8-tanαt'2π =36×tan27.62°-tan21.22°+24×tan30.16° -tan21.22°2×3.14 =1.51 βb=arctantanβcosαt=arctantan20.36°cos21.22°=19.08° εαv=εαcos2βb=1.51cos219.08°=1.69 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.69=0.69 計算螺旋角系數(shù)： εβ=?dz8tanβπ=0.4×24×tan20.36°3.14=1.13 Yβ=1-εββ120°=1-1.13×20.36°120°=0.81 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]： 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪齒根彎曲強度疲勞極限為σFlim=650MPa，取安全系數(shù)S=1.25 則[σF]=KFNσFlimS=0.95×6501.25MPa=494MPa