2 齿轮的设计及校核.doc

1、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 0.5-5.57 2.1.1 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 5.57 3.14 1.77 1 0.56 实际值 5.46 3.20 1.76 1 0.58 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 21 40 36 28 18 36 2.2 齿轮参数确定 2.2.1 齿形

2、、压力角、螺旋角 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 38 13 23 31 41 19 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 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 14

3、.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

4、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=(4.58.0)m， mm 斜齿 b=(6.08.5)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 mmmn 3 压力角 20

5、n 齿轮齿顶高系数： * 1ah mm 顶隙系数： * 0.25c mm 齿轮数和： 53Z 理论主中心距： mma 6.840 实际主中心距： mma 85 啮合角： 09.20)c o sar c c o s ( 0 aa （ 2.1） 变位系数和： zx in v in v 0 . 2 7 7 2 0 22 ta n （ 2.2） 小齿数变位系数： n1x 0.277202 大齿轮变位系数： n 2 n1x x x 0 分度圆直径： mmzmd n 7.12720c o s 403c o s 11 mmzmd n 50.4120c o s 133c o s 22 基圆直径： mmdd b

6、 0.1 2 0c o s11 mmdd b 0.39c o s22 齿顶高： mmyXhmh nnana 81.3)( 11 （ 2.3） mmyXhmh nnana 3)( 22 齿顶圆直径： mmhdd aa 32.1 3 52 111 （ 2.4） mmhdd aa 5.472 222 齿根圆直径： mmmxchdd nnnanf 86.1 2 1)(2 11111 （ 2.5） mmmxchdd nnnanf 34)(2 22222 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： 常啮合齿轮： mNTT 200m a x1 mNZZTT t

7、 7.2 9 299.021382 0 01212 （ t 为传动效率，取 0.99）。 五档齿轮： mNiTT t 7.11 399.058.020 0 22513 mNTT 7.29224 三档齿轮： mNiTT t 0.35 099.076.120 0 22315 mNTT 7.29226 二档齿轮： mNiTT t 26.62 799.020.320 0 22217 mNTT 7.29228 一档齿轮： mNiTT t 27.10 7099.046.520 0 22119 mNTT 7.292210 倒档齿轮： mNT 33.8 7 099.0)44.4(2 0 0 211 mNiTT

8、tD 73.33199.01319200 221113 2.2.5计算各级齿轮的转速 输入转速 1400 / minenr 中 间轴上各档齿轮转速公式： m i n06.9 4 721381 4 0 012rZZnn ege （ 2.6） 第二轴上各档齿轮转速： 一档 m i n50.2 5 6401306.9 4 79101 rZZnn geg 二档 m i n10.4 3 7362306.9 4 7782 rZZnn geg 三档 m i n31.7 9 4283106.9 4 7563 rZZnn geg 五档 m i n84.2 4 2 6184106.9 4 7345 rZZnn g

9、eg 倒档 m i n69.3 1 5361306.9 4 71112 rZZnn gegD m i n63.5 5 9191306.9 4 7131213 rZZnn geg 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 tF NdTF t 36.1 5 0 9 37.127 1027.1 0 7 022 3 2）使用系数 AK 查得 25.1AK 。 3）动载系数 vK 齿轮节圆上的线速度为： smndv b /91.1100060 5.256120100060 11 （ 2.7） 查得 10.1vK 。 4）齿向载荷分布系数 HK 由于齿

10、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 .1 2 0 .1 8 1 6 .7 0 .2 3 1 0H bbKbdd （ 2.8） b 齿轮副的工作齿宽，其值为 mmb 4.23 。 1 6 5.14.231023.0)67 4.23()67 4.23(7.6118.012.11023.0)()(7.6118.012.132232121 bdbdbKH 5）齿间载荷分配系数 HK 由于 mmNb FK tA /27.8 0 64.23 36.1 5 0 9 325.1 查得 1.1HK 。 6）节点区域系数 HZ 由于， 20 ， 查得 37

11、.2HZ 。 7）弹性系数 EZ 查得 218.189 MPaZ E 。 8）断面重合度 由于 20,38,21 21 ZZ 查得 :51.17 6 5.07 4 5.0 7 6 5.07 4 5.0 21 21 ，9）计算接触应力 H 由公式 uubdKFZZ tEHH 11 （ 2.9） d 小齿轮的分度圆直径，其值为 mmd 50.41 ； 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 HHVA KKKKK M P auubd KFZZ tEHH 76.1 4 2 708.3 08.451.150.414.

12、23 36.1 5 0 9 37 6 2.18.1 8 937.211 寿命系数 NTZ 应力循环次数按下式计算： 1160LN nt （ 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 ht 5 4 7 5 01536510 。 则： 9116 0 6 0 1 4 0 0 1 0 3 6 5 1 5 .2 7 1 0LN n t 4 1092112 1031.113401027.4 ZZNN LL 由公式 0706.0910 LNT NZ （ 2.11） 得： 0.0706 0.0706991 911 0 1 0 0 .9 0 34 .2 7 1 0NT

13、 LZ N 968.0)1031.1 10()10( 0706.01090706.0292 LNT NZ 10）润滑油膜影响系数 RVL ZZZ 查得 92.0RVL ZZZ 。 11）齿面工作硬化系数 WZ 查得 131.0WWZZ。 12）尺寸系数 XZ 由公式： nX mZ 0 1 0 9.0076.1 （ 2.12） nm 齿轮端面模数，其值为 73nm 时，取 7nm 。 得： 0.170 1 0 9.00 7 6.10 1 0 9.00 7 6.1 nX mZ 13）许用接触应力 HP 由公式 XWRVLNTHHP ZZZZZZlim （ 2.13） 得： M P aZZZZZZ

14、XWRVLNTHHP 83.1 4 5 30.10.192.09 0 3.01 7 5 011l i m1 M P aZZZZZZ XWRVLNTHHP 48.1 5 5 80.10.192.09 6 8.01 7 5 022l i m2 因此，该齿轮副的许用接触应力为： M P aM i nM i nHPHPHPH 15.1 5 0 693.1 9 1 6,15.1 5 0 623.1,2 221 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 401Z ， 132Z 得： 21.4820c o s40c

15、o s 3311 ZZ V67.1520c o s13c o s 3322 ZZ V查得 238.21 FaY ； 847.22 FaY 756.11 SaY ； 553.12 SaY 2）螺旋角系数 Y 1Y 3）计算齿根弯曲应力 F 由公式： nSaFatF bm YYYKF （ 2.14） 得： M P abm YYYKF n SaFatF 5.7 8 551.175.24.23 17 5 6.12 3 8.236.1 5 0 9 37 6 2.1111 M P abm YYYKF n SaFatF 8.8 1 251.175.24.23 15 5 3.18 4 7.236.1 5 0 9 37 6 2.1222 4）实验齿轮的应力修正系数 STY