2022年齿轮轴计算过程

《2022年齿轮轴计算过程》由会员分享，可在线阅读，更多相关《2022年齿轮轴计算过程（12页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。

1、倒档器锥齿轮计算因为转向器没有设置传动比我选用两个材料和尺寸大小一样的锥齿轮1）选择齿轮材料，确定许用应力由机械设计书表 6.2 选两齿轮材料为：小齿轮 40Cr 调质HBS1=260 HBS大齿轮 45 正火HBS2=210 HBS许用接触应力H由H=limminHNHZSg接触疲劳极限limH查机械设计图 6-4 lim1H700N/2接触强度寿命系数NZ应力循环次数 N lim2H=550N/N=60njLh=6080001 (103004)N=5.76910查图机械设计6-5（如没有特殊说明图表都来源于机械设计书）得NZNZ=1 接触最小安全系数limHSlimHS=1 1H=700

2、1/11H=700N/mm22550 1/1H2H=550N/ mm2许用弯曲应力F由式limminFFNXFY YS弯曲疲劳极限limF查图 6-7 lim1F=540N/mm2, 2lim 2420/FNmm弯曲强度寿命NY查图 6-8 12NNYY=1 弯曲强度尺寸系数XY查图 6-9（设模数 m 小于 5）XY=1 弯曲强度最小安全系数minFSminFS=1.4 则1F=540 1 1/1.41F=450 N/mm22F= 420 1 1/1.42F=300 N/mm22）齿面解除疲劳强度设计计算精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - -

3、-第 1 页，共 12 页确定齿轮传动精度等级， 估取圆周速度7/tm s，参考表 6-7 、6-8 选取公差等级组 7 级锥齿轮分度圆直径 d 3221221(1)()1dmEHdmHKTZ Zuduu齿宽系数dm查表 6.14 dm=0.3 小齿轮齿数1z=13 1z=13 那么大齿轮齿数21 1zz i=18.2圆整2z18 齿数传动比 u=1.385 u=1.385 传动比误差为/u uV/(1.41.385) /1.40.01070.05u uV倒档器输入轴扭矩1T1119550/TPn=10050 N mg1T=10050N ?mm 载荷系数 K= AVK K KAK使用系数查表

4、6.3 AK=1.1 VK动载系数由推荐值1.05-1.4 VK=1.2 K齿向载荷分布系数由推荐值 1.0-1.2 K=1.1 载荷系数K 1.1 1.2 1.1AVKK K KK=1.452 材料弹性系数EZ查 6.4 EZ=189.82/N mm节点区域系数HZ查图 6-3 HZ=2.5 计算得 d144.74 mm d144.74mm 齿轮模数 m m=d1/z1=3.44 圆整 m=3.5 小齿轮大端分度圆直径 d1=mz1=3.513 d1=45.5mm 大齿轮大端分度圆直径d2=mz2=3.5 18d2=63mm 齿轮平均分度圆直径dm=2/(1)1dmdu精选学习资料 - -

5、- - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 12 页d1m=45.5/(1+ 20.31.3851) d1m=38.7mm d2m=63/(1+20.31.3851) d2m=53.59mm 圆周速度1m3.141/60000md n1m16.2m/s 2m3.1422/ 60000mdn2m18.84m/s 齿宽 b b1=dmd1m=11.61mm圆整b1=12mm b2=dmd2m=16.007mm 圆整b2=16mm 3)齿根弯曲疲劳强度校核计算由式2122(1)1dmFFaSaFKTY Ybdmu当量齿数vz2111/cos3016.04vuz

6、zug1vz=16.04 221zz u=30.75 2z30.75 齿 形 系 数FaY应 力 修 正 系 数SaY查表 6.5 1FaY=3.21，22.91FaY1SaY=1.46，2SaY=1.53 计算弯曲疲劳强度1F197.17H所以齿根弯曲强度满足4）齿轮其他主要尺寸计算分度锥角1cos=21uu=21.3851.3851=0.8107 1=35.83o锥距212/255.1RdR=55.1mm 齿顶高3aahh mmm齿根高()3.6fahhc mmm齿顶圆直径2cos82.24aaddhmm齿根圆直径2cos72.9ffddhmm精选学习资料 - - - - - - - -

7、- 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 12 页齿顶角arctan(/)3.1aahR齿根角arctan(/)3.7ffhR4）结构设计及绘制齿轮零件图花键连接强度计算花键轴的内径为20mm,轴与发动机轴用凸缘联轴器连接；选取花键规格NdDB 为620 24 5；因为花键是连接发动机输出轴和转向器轴，因此，他们是动连接。动连接强度计算条件为：2mTPPzhld式中， T 为工作转矩， T=6180N.mm；为各齿间载荷分配不均匀系数，一般取=0.7-0.8 ，我们取 0.8:；z 为花键齿数，取 z=6；hm为花键齿面的工作高度，对矩形花键 h=0.5（D-d）-2c,其中

8、 d 和 D 为花键轴的内径和外径， c 为齿顶的倒圆半径。计算 h=3；d=0.5(D+d) ,计算得 22mm；l 为工作长度 40mm； P 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 12 页许用挤压应力，N/mm, 查看机械设计书表 3.4 为 10-20:p=261800.8 6 340 22=2.93P ；发动机和转向器连接的联轴器选型（1）转向器输入轴的设计与校核输入功率14.851Pkw转速17500 / minnr齿宽 B=31mm 模数 m=3 压力角20o1）计算作用在轴上的力转矩 T1=6180N mmg齿

9、轮分度圆直径d=78mm 圆周力112/26180/ 78206tFTdN径向力tan20/cos45106rtFFN轴向力106arFFN2）初步估算轴的直径选用 45 号钢作为轴的材料，调质处理轴材料： 45 号钢由式 82 3PdAn计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响查表 8.6 取 A110 则3min4.8511107500dmind=26mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 12 页3）轴的结构设计（1）确定轴的结构方案轴承靠轴肩定位， 左端轴承靠套筒与端盖定位。两轴承之间靠套筒定位， 因为是齿轮轴，无

10、须定位齿轮，轴承选用角接触球轴承（2）确定轴各段直径和长度1 段根据mind圆整，选择连轴器YL4 型，连轴器毂孔长62mm，该段应比连轴器短 14mm 取 d1=28mm 1l=60mm 2 段为使连轴器定位，轴肩高度(2 3)hcmm， 孔倒角 C 取 3mm, 212ddh且符合标准密封内径，取端盖宽度15mm，转向器齿轮轴两轴承接在 同 一 个 轴 肩 上 ， 中 间 用 套 筒 固 定 ， 轴 承 选 用 角 接 触 球 轴 承型 号 为7001AC35 62 14 18.5dDBa215277lB2l=120mm 2d=35mm 3 段为了卡住轴承d= d2+2h 轴肩 h 取 5

11、mm 3d=45mm 3l10mm 4 段本身这跟齿轮轴就是齿轮与轴连在一起，这段是齿轮宽4l=42mm 4）轴的强度校核齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。扭转强度条件为：639.55 100.2TTTTPWd n2/Nmm3PdAnmm 式中，T轴的扭转切应力，2/Nmm；T 轴所受的扭矩，N mmg；精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 12 页TW轴的抗扭截面模量，3mm；n轴的转速，/minr；P 轴所传递的功率， Kw; T轴的许用扭转切应力，2/Nmm，见表 8.6；A 取决于轴材

12、料的许用扭转切应力T的系数，其值可查表8.6. 6633309.55 109.55 100.20.2287500TTTPWd n228.7/40/TTN mmN mm5）精确校核轴的疲劳强度（1）选择危险截面在第一段轴与第二段轴之间有应力集中源，第一段轴上有键， 其应力较大，应力集中严重，选其接近第二段轴处截面为危险截面。（2）计算危险截面上工作应力轴主要承受扭矩，其扭矩6180TN mmg其抗弯截面系数：3232()28384.3(284.3)323228dbt dtWd=1030mm3抗扭截面系数：3232()28164.3(284.3)161628Tdbt dtWd=2928.08mm3

13、. 截面上的扭剪应力：/6180/ 2928.08TT W=2.112/N mm扭切应力：/ 2am=1.0552/Nmm（3）确定轴材料机械性能查表 8.2，弯曲疲劳极限21275mm，剪切疲劳极限21155/Nmm碳钢材料特性系数：0.1，0.5精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 12 页（4）确定综合影响系数K,K轴肩圆角处有效应力集中系数k，k，根据/1.6/ 280.057rd，由表 8.9 插值计算得1.86k，1.30k配合处综合影响系数K，K，根据 d ，b，配合7/ 6Hr，由表 8.11插值计算得3.4K

14、, 0.40.62.44KK键槽处有效应力集中系数k，k， 根据b， 由表 8.10 插值计算得1.80k，1.61k尺寸系数，根据 d ，由表 8-12 查得，0.81，0.75。表面状况系数，根据b，表面加工方法查图8-2 得0.84轴肩处的综合影响系数K，K为：1.802.730.810.84kKg2.443.870.750.84kKg键槽处综合影响系数K，K为：1.802.640.810.84kKg1.612.560.750.84kKg同一截面上有两个以上应力集中源，取其中较大的综合影响系数来计算安全系数，故按配合处系数K，K。（5）计算安全系数由表 8.13取许用安全系数1.6S由式

15、 8-6 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 12 页12753.410.10amSk= 80.111552.4416.50.05 16.5amSk3.7722caS SSSS5.26）轴的弯矩图和扭矩图（1）求轴承反力H水平面1103HRN，2103HRNV垂直面160VRN, 2166VRN(2)求第一个轴承处弯矩H水平面10918HMN mmgV垂直面16360VMNmmg, 29960VMNmmg合成弯矩 M114080MN mmg，217680Mmmg扭矩T6180TN mmg弯扭合成当量弯矩22112222()1

16、4560()18064.7cacaMMaTN mmMMaTN mmgg弯矩图，扭矩图如下：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 12 页7）轴上键的设计及校核静联接，按挤压强度条件计算，其计算式为：4PPTdhl式中， T转矩， N mmg；d轴径， mm; h 键的高度， mm; 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 12 页l键的工作长度，mm, A 型键 lLb； B 型键 lL ； C 型键/2lLb，其中 L 为键的长度， b 为键的宽度；P许用挤

17、压应力，2/Nmm，见表 3.2；根据轴径，选用 C 型键， b=15mm,h=10mm,L=18-90mm,取 L=38mm /238 15/ 2lLb=30.5 4461802.3228 10 38PTdhl按轻微冲击算2100120/PN mm所以此键符合强度要求（2）输出轴的设计与校核输出转速27500 / minnr，转矩25930TN mmg1）计算作用在轴上的力转矩25930TN mmg， 总传动效率取0.97， 则输出功率2300.97P2）初步估算轴的直径选用 40Cr 作为轴的材料，由式 82 3PdAn计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响查表 8.6 取 A100 3

18、329.110058PdAn3）轴的结构设计（1）确定轴的结构方案行星轮上有一与行星轮固联的圆盘，该圆盘与输出轴相连， 从而将转矩传递到输出端。输出轴一端与圆盘相连， 另一端通过连轴器输出， 轴共分为八段。（2）确定各轴段的直径和长度1 段根据mind，并由2T和2n选择连轴器，选用型号为6HL,孔径75dmm，轴孔长107lmm。轴的长度应比毂孔长度短14mm。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 12 页2 段第二段轴装轴承端盖，用以使轴承轴向定位以及密封，取其长度为 20mm。3 段该段轴上装轴承，轴承选用 7216C型角接触球轴承，80dmm，26Bmm4 段第四段轴在一对轴承之间，上面用套筒保证两个轴承之精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 12 页