齒輪和軸的計算過程.docx

倒檔器錐齒輪計算因為轉向器沒有設置傳動比 我選用兩個材料和尺寸大小一樣的錐齒輪1）選擇齒輪材料，確定許用應力由機械設計書表6.2選 兩齒輪材料為： 小齒輪40Cr 調(diào)質(zhì) HBS1=260 HBS大齒輪 45 正火 HBS2=210 HBS 許用接觸應力 由= 接觸疲勞極限查機械設計 圖6-4 700N/接觸強度壽命系數(shù) 應力循環(huán)次數(shù)N =550N/ N=60njL= N=5.76 查圖機械設計6-5（如沒有特殊說明圖表都來源于機械設計書）得 =1接觸最小安全系數(shù) =1 =700 =700N/mm =550N/ mm 許用彎曲應力 由式 彎曲疲勞極限 查圖6-7 =540N/mm, 彎曲強度壽命 查圖6-8 =1彎曲強度尺寸系數(shù) 查圖6-9（設模數(shù)m小于5） =1彎曲強度最小安全系數(shù) =1.4則= =450 N/mm = =300 N/mm2）齒面解除疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，估取圓周速度，參考表6-7 、6-8選取公差等級組7級 錐齒輪分度圓直徑d 齒寬系數(shù) 查表6.14 =0.3 小齒輪齒數(shù)=13 =13那么 大齒輪齒數(shù)=18.2圓整 18 齒數(shù)傳動比u=1.385 u=1.385 傳動比誤差為 倒檔器輸入軸扭矩 =10050 =10050N mm 載荷系數(shù)K= 使用系數(shù) 查表6.3 =1.1動載系數(shù) 由推薦值 1.05-1.4 =1.2齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.0-1.2 =1.1載荷系數(shù) K K=1.452 材料彈性系數(shù) 查6.4 =189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-3 =2.5計算得d144.74 mm d144.74mm 齒輪模數(shù)m m=d1/z1=3.44 圓整 m=3.5 小齒輪大端分度圓直徑 d1=mz1=3.513 d1=45.5mm 大齒輪大端分度圓直徑 d2=mz2=3.518 d2=63mm 齒輪平均分度圓直徑d= d=45.5/(1+ ) d=38.7mm d=63/(1+) d=53.59mm 圓周速度3.14 16.2m/s 3.14 18.84m/s 齒寬b b1=d=11.61mm 圓整 b1=12mm b2=d=16.007mm 圓整 b2=16mm3)齒根彎曲疲勞強度校核計算由式當量齒數(shù) =16.04 =30.75 30.75齒形系數(shù) 應力修正系數(shù)查表6.5 =3.21， =1.46，=1.53計算彎曲疲勞強度197.17 所以齒根彎曲強度滿足4）齒輪其他主要尺寸計算 分度錐角=0.8107 =35.83 錐距 R=55.1mm 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂角 齒根角 4）結構設計及繪制齒輪零件圖 花鍵連接強度計算花鍵軸的內(nèi)徑為20mm,軸與發(fā)動機軸用凸緣聯(lián)軸器連接；選取花鍵規(guī)格為； 因為花鍵是連接發(fā)動機輸出軸和轉向器軸，因此，他們是動連接。動連接強度計算條件為： 式中，T為工作轉矩，T=6180N.mm；為各齒間載荷分配不均勻系數(shù)，一般取=0.7-0.8，我們?nèi)?.8:；z為花鍵齒數(shù)，取z=6；h為花鍵齒面的工作高度，對矩形花鍵h=0.5（D-d）-2c,其中d和D為花鍵軸的內(nèi)徑和外徑，c為齒頂?shù)牡箞A半徑。計算h=3；d=0.5(D+d) ,計算得22mm；l為工作長度40mm；許用擠壓應力，N/mm,查看機械設計書表3.4為10-20:p=2.93；發(fā)動機和轉向器連接的聯(lián)軸器選型（1）轉向器輸入軸的設計與校核輸入功率 轉速 齒寬B=31mm模數(shù) m=3 壓力角1） 計算作用在軸上的力 轉矩 T1=6180 齒輪分度圓直徑 d=78mm 圓周力 徑向力 軸向力 2）初步估算軸的直徑 選用45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理 軸材料：45號鋼由式82 計算軸的最小直徑并加大3以考慮鍵槽的影響查表8.6 取A110則 =26mm 3）軸的結構設計 （1）確定軸的結構方案軸承靠軸肩定位，左端軸承靠套筒與端蓋定位。兩軸承之間靠套筒定位，因為是齒輪軸，無須定位齒輪，軸承選用角接觸球軸承（2）確定軸各段直徑和長度 段 根據(jù)圓整，選擇連軸器YL4型，連軸器轂孔長62mm，該段應比連軸器短14mm 取d1=28mm =60mm 段 為使連軸器定位，軸肩高度 ，孔倒角C取3mm, 且符合標準密封內(nèi)徑，取端蓋寬度15mm，轉向器齒輪軸兩軸承接在同一個軸肩上，中間用套筒固定，軸承選用角接觸球軸承 型號為7001AC =120mm =35mm 段 為了卡住軸承 d= d2+2h 軸肩h取5mm =45mm 10mm 段 本身這跟齒輪軸就是齒輪與軸連在一起，這段是齒輪 寬=42mm4）軸的強度校核 齒輪采用的是直齒，因此軸主要承受扭矩，其工作能力按扭轉強度條件計算。 扭轉強度條件為： mm 式中， 軸的扭轉切應力，； 軸所受的扭矩，； 軸的抗扭截面模量，； 軸的轉速，； 軸所傳遞的功率，Kw; 軸的許用扭轉切應力，見表8.6； 取決于軸材料的許用扭轉切應力的系數(shù)，其值可查表 8.6.5）精確校核軸的疲勞強度 （1）選擇危險截面 在第一段軸與第二段軸之間有應力集中源，第一段軸上有鍵，其應力較大，應力集中嚴重，選其接近第二段軸處截面為危險截面。 （2）計算危險截面上工作應力 軸主要承受扭矩，其扭矩其抗彎截面系數(shù)：=1030mm 抗扭截面系數(shù)：=2928.08mm. 截面上的扭剪應力：=2.11 扭切應力： =1.055 （3）確定軸材料機械性能 查表8.2，彎曲疲勞極限 ，剪切疲勞極限碳鋼材料特性系數(shù)：， （4）確定綜合影響系數(shù), 軸肩圓角處有效應力集中系數(shù) ，根據(jù)，由表8.9插值計算得 ， 配合處綜合影響系數(shù) ，根據(jù)， ，配合，由表8.11插值計算得 , 鍵槽處有效應力集中系數(shù)，根據(jù)，由表8.10插值計算得 ，尺寸系數(shù) ，根據(jù)，由表8-12查得，。表面狀況系數(shù)，根據(jù) ，表面加工方法查圖8-2得 軸肩處的綜合影響系數(shù)，為： 鍵槽處綜合影響系數(shù)，為： 同一截面上有兩個以上應力集中源，取其中較大的綜合影響系數(shù)來計算安全系數(shù)，故按配合處系數(shù)， 。（5）計算安全系數(shù)由表8.13取許用安全系數(shù) 由式8-6 = 6）軸的彎矩圖和扭矩圖 （1）求軸承反力 水平面 ， 垂直面 , (2)求第一個軸承處彎矩 水平面 垂直面 , 合成彎矩 ， 扭矩 彎扭合成 當量彎矩彎矩圖，扭矩圖如下：7）軸上鍵的設計及校核靜聯(lián)接，按擠壓強度條件計算，其計算式為： 式中， 轉矩，； 軸徑，mm; 鍵的高度，mm; 鍵的工作長度，mm, A型鍵；B型鍵；C型鍵，其中為鍵的長度，為鍵的寬度； 許用擠壓應力，見表3.2；根據(jù)軸徑，選用C型鍵，b=15mm,h=10mm,L=18-90mm,取L=38mm =30.5按輕微沖擊算所以此鍵符合強度要求（2）輸出軸的設計與校核輸出轉速，轉矩1）計算作用在軸上的力 轉矩 ，總傳動效率取 ，則輸出功率 2）初步估算軸的直徑選用 40Cr 作為軸的材料，由式82 計算軸的最小直徑并加大3以考慮鍵槽的影響查表 8.6 取A1003）軸的結構設計 （1）確定軸的結構方案 行星輪上有一與行星輪固聯(lián)的圓盤，該圓盤與輸出軸相連，從而將轉矩傳遞到輸出端。輸出軸一端與圓盤相連，另一端通過連軸器輸出，