齿轮型无级变速传动装置设计与运动仿真_毕业设计(编辑修改稿)

齿轮型无级变速传动装置设计与运动仿真_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

变速箱齿轮常用的材料，作为该传动装 置中非圆齿轮的材料，其中 表 汽车变速箱齿轮常用的材料 汽车变速箱、分动箱、启动机及驱动桥的各类齿轮常用材料 20Cr,20CrMnTi,20CrMnMo, 20MnTiB,20MnVB,20CrMo 我们在本设计中初步选定材料为 20CrMnTi 毕业设计（论文） 18 强度计算及校核 直齿轮的接触应力可按下式进行简化计算 j = )11(21 bFE (MPa) （ ） 式中 F— 法面内基圆周 切向力 ,即齿面法向力。 F=coscos tF (N) （ ） tF 端面内分度圆切向力 ,即圆周力。 tF = dZTj （ ） Tj计算载荷 ,N mm。 d— 节圆直径 ,mm  节点处压力角；  螺旋角； E— 齿轮材料的弹性模量，钢材取 E MPa。 b— 齿轮接触的实际宽度； 1 、 2 主、从动齿轮节点处的齿廓曲率半径（对直齿轮： 1 =r1 sin , 2 =r2 sin ） ,mm。 1r 、 2r 分别为主、从动齿轮的节圆半径， mm。 弯曲应力可按下式进行简化计算（对直齿轮） w =ybPKKF t ft  [ w ]=400— 850 （ N/mm2 ） （ ） 式中： tF 圆周力， tF = dTj2 ,N。 T 计算载荷， N mm。 K 应力集中系数，直齿轮取 ，斜齿轮取 ； 毕业设计（论文） 19 fK 摩擦力影响系数，主动齿轮取 ，从动齿轮取 ； b— 齿轮接触的实际宽度， mm。 tP 端面周节， tP = m。 mP 法面周节， mP = nm ；  齿形系数，由图可查 图 k 重合度影响系数， k =2。 变速器齿轮及轴多用渗碳合金钢（ 20Cr,20CrMnTi,20CrMnMo,20MnTiB,20MnVB, 20CrMo）制造。 则有： w = yPrTtj201 = 400850 （ N/ 2mm ） 易知，该设计满足强度校合 变速器轴的设计计算 变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。 刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。 轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。 变速器轴的最大直毕业设计（论文） 20 径 D与支承间的距离 L可按下列关系式初选。 第一轴及中间轴 ld =～ 第二轴 ld =～ 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径 d 可根据中心距 A按下式初选 d (～ )A (mm) 第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩 maxeT （ N mm）按下式初选 d=( ～ )3 EMAXT (mm) 计算： 一轴： 1d =(～ )3420 =～ (mm) 二轴： 2d =（ ～ ） =～ (mm） 三轴： 3d =（ ～ ） =～ (mm） 对各轴长度及变速装置大小的初步估算： 一轴：（ 20 2+10） 6+10 5+150=300+50+150=500（ mm） 二轴：（ 20 2+10） 6+10 5+150=300+50+150=500（ mm） 三轴： 500+150=650（ mm） 整个变速装置的大小估计有 750 650 300 这样一来，整个变速装置的体积显然过大，必须加以修正： 首先我们须知，要缩短整个变速装置的长度，必须将其中传动轴的长度缩短，这样又取决与，非圆齿轮的齿宽，于是，我们将齿宽 B降低到最小限度： B=Kc mn 直齿轮取 Kc=～ Kc值取最小值 ，则 B= =(mm) 取整数值 B=(mm) 同时对各齿轮之间的间距进行调整，于是有以下长度： 一轴、二轴：（ 2+7） 6+10 5+100=390(mm) 余量修正： 390+10=400(mm) 三轴： 400+150=550（ mm） 毕业设计（论文） 21 变速装置整体尺寸估算： 650 650 300 单位： mm 初选的轴还须根据变速装置的结构布置，轴承与花键、弹性挡圈的标准，以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。 由于该无级变速装置是一个升速装置，工作时三个轴的转速是依 次是上升的，根据降速增扭，增速降扭的基本原理，在该无级变速装置中，一轴在理论上受的转矩是最大的，其他各轴所受转矩均不超过一轴。 故其余各轴的直径应一一轴直径上下浮动。 计算用的齿轮啮合的圆周力 tF ，径向力 rF 和轴向力 aF 可按下式求得： tF = d iTemax2 rF =  costan2 maxd iTe aF = diTe tan2 max 式中： I至计算齿轮的传动比。 D计算齿轮的节圆直径， mm。  节点处压力角；  螺旋角。 tF = 5  = 410 （ N） rF =   0co 20t 5 = 410 （ N） aF =0（直齿轮不存在轴向力） 作用在齿轮上的 rF 和和 aF 使轴在铅垂面内弯曲变形，并产生垂直挠度 fc，而 tF 使轴在水平面内弯曲变形并产生 水平挠度 fs。 在求得各支点的铅垂反力后，计算相应的垂向弯矩 cM 和水平弯矩 sM。 则在弯矩和转矩联合作用下的轴的应力为：    332dMWMw （ Mpa） （ ） 毕业设计（论文） 22 式中： M = 222 jsc TMM  jT 计算转矩， N mm； d— 轴在断面处的直径，花键处取内径， mm； wW 弯曲截面系数， 3mm ； cM 在计算断面处轴的垂向弯矩， N mm； sM 在计算断面处轴的水平弯矩， N mm；  许用应力在抵挡工作时取  =400 Mpa 对一轴的第三非圆齿轮进行 受力分析：   212 01 5 04 0 0VrVrV FFF FF  VF ， VF   212 0150400HtHtH FFF FF  HF ， HF 6101 9 0 5 01  Vc FM （ N mm） 6103 2 0 5 01  Hs FM （ N mm）  332dMWMw  3 2224532 jsc TMM  =≤ 400 Mpa 易知一轴的强度校核符合要求 图 是一轴受力分析简图，图中标注数值单位除尺寸为 mm外 ,其余都为 N mm。 毕业设计（论文） 23 图 普通圆柱蜗杆传动设计结果报告 [7] 一、普通蜗杆设计输入参数 1. 传递功率 P (kW) 2. 蜗杆转矩 T1 () 3. 蜗轮转矩 T2 () 4. 蜗杆转速 n1 (r/min) 5. 蜗轮转速 n2 (r/min) 毕业设计（论文） 24 6. 理论传动比 i 7. 实际传动比 i39。 8. 传动比误差 (％ ) 9. 预定寿命 H 20200(小时 ) 10. 原动机类别 电动机 11. 工作机载荷特性 平 稳 12. 润滑方式 浸油 13. 蜗杆类型 阿基米德蜗杆 14. 受载侧面 一侧 二、材料及热处理 1. 蜗杆材料牌号 45(表面淬火 ) 2. 蜗杆热处理 表面淬火 3. 蜗杆材料硬度 HRC45～ 55 4. 蜗杆材料齿面粗糙度 ～ (μ m) 5. 蜗轮材料牌号及铸造方法 ZCuZn38Mn2Pb2(砂模 ) 6. 蜗轮材料许用接触应力 [σ ]H39。 0 (N/mm^2) 7. 蜗轮材料许用接触应力 [σ ]H 215 (N/mm^2) 8. 蜗轮材料许用弯曲应力 [σ ]F39。 62 (N/mm^2) 9. 蜗轮材料许用弯曲应力 [σ ]F 62 (N/mm^2) 三、蜗杆蜗轮基本参数 (mm) 1. 蜗杆头数 z1 1 2. 蜗轮齿数 z2 40 3. 模 数 m (mm) 4. 法面模数 mn (mm) 5. 蜗杆分度圆直径 d1 (mm) 6. 中心距 A (mm) 7. 蜗杆导程角 γ 176。 8. 蜗轮当量齿数 Zv2 毕业设计（论文） 25 9. 蜗轮变位系数 x2 10. 轴向齿形角 α x 176。 11. 法向齿形角 α n 176。 12. 齿顶高系数 ha* 13. 顶隙系数 c* 14. 蜗杆齿宽 b1 ≥ (mm) 15. 蜗轮齿宽 b2 ≤ (mm) 16. 是否磨削加工 否 17. 蜗杆轴向齿距 px (mm) 18. 蜗杆齿顶高 ha1 (mm) 19. 蜗杆顶隙 c1 (mm) 20. 蜗杆齿根高 hf1 (mm) 21. 蜗杆齿高 h1 (mm) 22. 蜗杆齿顶圆直径 da1 (mm) 23. 蜗杆齿根圆直径 df1 (mm) 24. 蜗轮分度圆直径 d2 (mm) 25. 蜗轮喉圆直径 da2 (mm) 26. 蜗轮齿根圆直径 df2 (mm) 27. 蜗轮齿顶高 ha2。