CN110263440A - 发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，包括步骤：S1、明确齿轮与轴的基本尺寸、材料参数、结合面粗糙度、工作温度及装配方式；S2、计算最小过盈量；S3、计算最大过盈量；S4、确定齿轮与轴的过盈量的选用范围；S5、分析评价计算结果是否满足预期设计指标；S6、确定最终齿轮与轴的过盈量，设计齿轮与轴的尺寸及公差。本发明的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，可以简单、高效的完成齿轮与轴过盈配合的优化设计，缩短设计周期，节省设计成本，从而更好地实现发动机零部件的设计。

Description

发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法

技术领域

本发明属于发动机技术领域，具体地说，本发明涉及一种发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法。

背景技术

发动机中有大量的齿轮与轴过盈配合结构，这种结构主要用来传递扭矩，若过盈量不够，工作中齿轮会发生松动，但是过盈量设计过大，在装配过程中，容易出现塑性变形及断裂，影响零件寿命，大大降低发动机的使用寿命。合理的过盈量可以提高齿轮及轴的使用寿命，大大降低产品的设计及生产成本。

在齿轮与轴过盈配合的设计工作中，由于发动机工况复杂，目前大多数都是设计师根据自己设计经验、工艺及齿轮厂家的推荐来确定齿轮与轴的过盈量范围，再利用有限元模拟分析计算齿轮与轴的强度及载荷。然后通过大量的试验验证，不断对过盈量进行调整和结构基本尺寸修改，直到满足要求，这样不仅设计周期长，而且设计成本大大增加。

发明内容

本发明旨在至少解决现有技术中存在的技术问题之一。为此，本发明提供一种发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，目的是缩短设计周期。

为了实现上述目的，本发明采取的技术方案为：发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，包括步骤：

S1、明确齿轮与轴的基本尺寸、材料参数、结合面粗糙度、工作温度及装配方式；

S2、计算最小过盈量；

S3、计算最大过盈量；

S4、确定齿轮与轴的过盈量的选用范围；

S5、分析评价计算结果是否满足预期设计指标；

S6、确定最终齿轮与轴的过盈量，设计齿轮与轴的尺寸及公差。

所述步骤S5中，当计算结果未达到预期设计指标时，对相关参数进行优化设计，并重新执行步骤S2、S3和S4；当计算结果达到预期设计指标时，输出优化设计结果。

所述步骤S1中，齿轮与轴的装配方式包括涨缩法装配和压入法装配。

所述步骤S2包括：

S201、计算传递力F；

S202、计算传递载荷所需的最小结合压力P_min；

S203、计算传递载荷所需的最小有效过盈量δ_emin；

S204、计算最小过盈量δ_min。

所述步骤S201中，F_X为齿轮受到的轴向力，M为齿轮受到的扭矩，d_f为结合面直径。

所述步骤S202中，L为结合面的长度，u为摩擦系数。

所述步骤S203中，其中， E_a为齿轮的杨氏模量，E_i为轴的杨氏模量，d_a为齿轮的分度圆直径，d_i为轴的内径，σ_a为齿轮的泊松比，σ_i为齿轮轴的泊松比；Δd_f＝d_fi-d_fa，其中α_i，α_a分别为为齿轮轴和齿轮的热膨胀系数；δ_emin＝max(δ_e,δ_e-Δd)。

所述步骤S204中，若齿轮与轴采用涨缩法装配，则最小过盈量δ_min＝δ_{e min}；若齿轮与轴采用压入法装配，则最小过盈量δ_min＝δ_{e min}+3.2*(R_ia+R_aa)。

所述步骤S3中，根据齿轮与轴的材料屈服及强度极限，计算齿轮与轴不发生塑性变形所允许的最大过盈量δ_max；若齿轮与轴采用涨缩法装配，则最大过盈量δ_max＝e_{e max}，其中，δ_emax＝min(e_{a max}+e_{i max},e_{a max}+e_{i max}-Δd)， p_max＝min{p_{a max},p_{b max}}，p_{a max}＝aδ_sa或p_{a max}＝bδ_ba，p_{b max}＝cδ_sa或d_i为轴内径，实心轴d_i＝0。

所述步骤S3中，根据齿轮与轴的材料屈服及强度极限，计算齿轮与轴不发生塑性变形所允许的最大过盈量δ_max；若齿轮与轴采用压入法装配，则最大过盈量δ_max＝δ_{e max}+3.2*(R_ia+R_aa)，其中，δ_emax＝min(e_{a max}+e_{i max},e_{a max}+e_{i max}-Δd)，p_max＝min{p_{a max},p_{b max}}，p_{a max}＝aδ_sa或p_{a max}＝bδ_ba，p_{b max}＝cδ_sa或d_i为轴内径，实心轴d_i＝0。

本发明的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，可以简单、高效的完成齿轮与轴过盈配合的优化设计，缩短设计周期，节省设计成本，从而更好地实现发动机零部件的设计。

附图说明

本说明书包括以下附图，所示内容分别是：

图1是本发明发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法的流程图；

图2是齿轮与轴的配合示意图；

图3是本发明发动机齿轮与轴过盈配合设计与选用程序图。

具体实施方式

下面对照附图，通过对实施例的描述，对本发明的具体实施方式作进一步详细的说明，目的是帮助本领域的技术人员对本发明的构思、技术方案有更完整、准确和深入的理解，并有助于其实施。

如图1和图2所示，本发明提供了一种发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，包括如下的步骤：

S1、明确齿轮与轴的基本尺寸、材料参数、结合面粗糙度及装配方式；

S2、计算最小过盈量；

S3、计算最大过盈量；

S4、确定齿轮与轴的过盈量的选用范围；

S5、分析评价计算结果是否满足预期设计指标；

S6、确定最终齿轮与轴的过盈量，设计齿轮与轴的尺寸及公差。

具体地说，如图1所示，在上述步骤S1中，首先进行齿轮与轴的初步设计，明确齿轮与轴的基本尺寸、载荷、结合面粗糙度、材料参数及装配方式。

而且在上述步骤S1中，齿轮与轴的装配方式包括涨缩法装配和压入法装配。

如图1所示，在上述步骤S2中，根据齿轮受载荷工况，通过解析方法计算轴的最小过盈量。在上述步骤S3中，根据结构不发生塑性变形要求，通过解析方法计算轴的最大过盈量。

上述步骤S2包括：

S201、计算传递力F；

S202、计算传递载荷所需的最小结合压力P_min；

S203、计算传递载荷所需的最小有效过盈量δ_emin；

S204、计算最小过盈量δ_min。

在上述步骤S201中，根据齿轮的受载工况，计算得到传递力：

其中，F_X为齿轮受到的轴向力，M为齿轮受到的扭矩，d_f为结合面直径。

下一步，在上述步骤S202中，计算得到传递载荷所需的最小结合压力：

其中，L为结合面的长度，u为摩擦系数。

下一步，在上述步骤S203中，计算传递载荷所需的有效过盈量：

其中：

E_a为齿轮的杨氏模量，E_i为轴的杨氏模量，d_a为齿轮的分度圆直径，d_i为轴的内径，σ_a为齿轮的泊松比，σ_i为齿轮轴的泊松比。

由于热胀冷缩，当工作温度为T_w时，轴和齿轮的结合直径分别为：

则Δd_f＝d_fi-d_fa.................(6)

其中α_i为齿轮轴的热膨胀系数，α_a为齿轮的热膨胀系数，

考轮到在温度工况，齿轮都能有效传递载荷，故：

δ_emin＝max(δ_e,(δ_e-Δd).................(7)

下一步，在上述步骤S204中，若齿轮与轴采用涨缩法装配，则最小过盈量为：

δ_min＝δ_{e min}.................(8)

在上述步骤S204中，若齿轮与轴采用压入法装配，则最小过盈量为：

δ_min＝δ_{e min}+3.2*(R_ia+R_aa).................(9)

其中，R_aa为齿轮的表面粗糙度，R_ia为轴的表面粗糙度。

在上述步骤S3中，根据齿轮与轴的材料屈服及强度极限，计算齿轮与轴不发生塑性变形所允许的最大过盈量δ_max；若齿轮与轴采用涨缩法装配，则最大过盈量δ_max＝e_{e max}，其中，δ_emax＝min(e_{a max}+e_{i max},e_{a max}+e_{i max}-Δd)， p_max＝min{p_{a max},p_{b max}}，p_{a max}＝aδ_sa或p_{a max}＝bδ_ba，p_{b max}＝cδ_sa或d_i为轴内径，实心轴d_i＝0。

在上述步骤S3中，根据齿轮与轴的材料屈服及强度极限，计算齿轮与轴不发生塑性变形所允许的最大过盈量δ_max；若齿轮与轴采用压入法装配，则最大过盈量δ_max＝δ_{e max}+3.2*(R_ia+R_aa)，其中，δ_emax＝min(e_{a max}+e_{i max},e_{a max}+e_{i max}-Δd)，p_max＝min{p_{a max},p_{b max}}，p_{a max}＝aδ_sa或p_{a max}＝bδ_ba，p_{b max}＝cδ_sa或d_i为轴内径，实心轴d_i＝0。

在上述步骤S3中，最大过盈量δ_max的计算过程如下：

齿轮不产生屈服所允许的最大接触压力，对于塑性材料：

p_{a max}＝aδ_sa.................(10)

对于脆性材料：

p_{a max}＝bδ_ba.................(11)

其中，

轴不发生塑性变形所允许的最大接触压力，对于塑性材料的齿轮与轴：

p_{b max}＝cδ_sa.................(12)

对于脆性材料的齿轮与轴：k

其中d_i为轴内径，实心轴d_i＝0，k为安全系数，k＝2～3。

进一步，最大接触压力取两者最小值：

p_max＝min{p_{a max},p_{b max}}.................(14)

进一步，齿轮不发生塑性变形所允许的直径上的最大变形量：

进一步，轴不发生塑性变形所允许的直径上的最大变形量：

进一步，工作温度下，轴和齿轮结合面半径产生Δd_f；

进一步，最大有效过盈量为：

e_emax＝e_{a max}+e_{i max}.................(17)

进一步，若齿轮与轴采用涨缩法(热装)装配，最大过盈量为：

δ_max＝e_{e max}.................(18)

进一步，若齿轮与轴采用压入法装配，考虑压装时的压平量，最大过盈量为：

δ_max＝δ_{e max}+3.2*(R_ia+R_aa).................(19)

在上述步骤S4中，确定齿轮与轴的过盈量δ的选用范围[δ_min,δ_max]。

在上述步骤S5中，计算结果包括最大过盈量和最小过盈量，当计算结果未达到预期设计指标时，对相关参数进行优化设计，并根据设计后的相关数据重新执行步骤S2、S3和S4，直至计算结果达到预期设计指标；当计算结果达到预期设计指标时，输出优化设计结果。

以上结合附图对本发明进行了示例性描述。显然，本发明具体实现并不受上述方式的限制。只要是采用了本发明的方法构思和技术方案进行的各种非实质性的改进；或未经改进，将本发明的上述构思和技术方案直接应用于其它场合的，均在本发明的保护范围之内。

Claims (10)

1.发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，其特征在于，包括步骤：

S1、明确齿轮与轴的基本尺寸、材料参数、结合面粗糙度、工作温度及装配方式；

S2、计算最小过盈量；

S3、计算最大过盈量；

S4、确定齿轮与轴的过盈量的选用范围；

S5、分析评价计算结果是否满足预期设计指标；

S6、确定最终齿轮与轴的过盈量，设计齿轮与轴的尺寸及公差。

2.根据权利要求1所述的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，其特征在于，所述步骤S5中，当计算结果未达到预期设计指标时，对相关参数进行优化设计，并重新执行步骤S2、S3和S4；当计算结果达到预期设计指标时，输出优化设计结果。

3.根据权利要求1或2所述的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，其特征在于，所述步骤S1中，齿轮与轴的装配方式包括涨缩法装配和压入法装配。

4.根据权利要求1或2所述的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，其特征在于，所述步骤S2包括：

S201、计算传递力F；

S202、计算传递载荷所需的最小结合压力P_min；

S203、计算传递载荷所需的最小有效过盈量δ_emin；

S204、计算最小过盈量δ_min。

5.根据权利要求4所述的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，其特征在于，所述步骤S201中，F_X为齿轮受到的轴向力，M为齿轮受到的扭矩，d_f为结合面直径。

6.根据权利要求5所述的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，其特征在于，所述步骤S202中，L为结合面的长度，u为摩擦系数。

7.根据权利要求6所述的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，其特征在于，所述步骤S203中，其中， E_a为齿轮的杨氏模量，E_i为轴的杨氏模量，d_a为齿轮的分度圆直径，d_i为轴的内径，σ_a为齿轮的泊松比，σ_i为齿轮轴的泊松比；Δd_f＝d_fi-d_fa，其中α_i，α_a分别为为齿轮轴和齿轮的热膨胀系数；δ_emin＝max(δ_e,δ_e-Δd)。

8.根据权利要求4至7任一所述的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，其特征在于，所述步骤S204中，若齿轮与轴采用涨缩法装配，则最小过盈量δ_min＝δ_emin；若齿轮与轴采用压入法装配，则最小过盈量δ_min＝δ_emin+3.2*(R_ia+R_aa)。

9.根据权利要求1至8任一所述的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，其特征在于，所述步骤S3中，根据齿轮与轴的材料屈服及强度极限，计算齿轮与轴不发生塑性变形所允许的最大过盈量δ_max；若齿轮与轴采用涨缩法装配，则最大过盈量δ_max＝e_emax，其中，δ_emax＝min(e_amax+e_imax,e_amax+e_imax-Δd)，p_max＝min{p_amax,p_bmax}，p_amax＝aδ_sa或p_amax＝bδ_ba，p_bmax＝cδ_sa或d_i为轴内径，实心轴d_i＝0。

10.根据权利要求1至8任一所述的发动机齿轮与轴过盈配合的设计方法，其特征在于，所述步骤S3中，根据齿轮与轴的材料屈服及强度极限，计算齿轮与轴不发生塑性变形所允许的最大过盈量δ_max；若齿轮与轴采用压入法装配，则最大过盈量δ_max＝δ_emax+3.2*(R_ia+R_aa)，其中，δ_emax＝min(e_amax+e_imax,e_amax+e_imax-Δd)，p_max＝min{p_amax,p_bmax}，p_amax＝aδ_sa或p_amax＝bδ_ba，p_bmax＝cδ_sa或d_i为轴内径，实心轴d_i＝0。