HLJIT4H-10變速器設(shè)計(jì)(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 摘 要 從汽車誕生時(shí)起，汽車變速器在汽車傳動(dòng)系中扮演著至關(guān)重要的角色?，F(xiàn)代汽車上廣泛采用內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置了變速器。本文以五羊本田新鋒影摩托車的一些整車參數(shù)和發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)為依據(jù)，進(jìn)行變速器的設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案的確定，變速器 主要參數(shù)如擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍、中心距、各擋傳動(dòng)比、外形尺寸、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸、軸承的設(shè)計(jì)校核，同步器、操縱機(jī)構(gòu)及箱 體的設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)的過程中，本文 根據(jù) 轎車 變速器的設(shè)計(jì)要求和車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)自身的特點(diǎn)， 參考多篇文獻(xiàn)資料，以及國(guó)內(nèi)外變速器設(shè)計(jì)圖冊(cè)，從經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性方面著手進(jìn)行分析 ,設(shè)計(jì)出一種兩軸式變速器 。 關(guān)鍵詞 ： 變速器；齒輪；軸；箱體；設(shè)計(jì) 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 ABSTRACT Since automobile was born, the transmission has played a critical role in the drive train. A modern car widely uses engines as the power source. The range of torque and speed are small, but complex using conditions require the automobiles dynamic and fuel economical efficiency can change in a very large range. To solve this contradiction, transmission is set up in the drive train. The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Wu Yang Ben Tian Xin Feng Ying automobile in this text. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, size, gear parameters and the mumble of each gear, the design and verification of gears, shafts and bearings, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts from both home and overseas, at economical efficiency and practicability angle, a small kind of two-shafted transmission is designed. Key words: Transmission； Shell； Gear； Shaft； Design黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 1 目 錄 摘要 Abstract 第 1 章 緒論 2 1.1 概述 2 1.2 研究目的意義 2 第 2 章 變速器齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 4 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 4 2.2 變速器格擋傳動(dòng)比的確定 4 第 3 章 齒輪校核 12 3.1 變速器齒輪的變位 15 3.2 齒輪強(qiáng)度校核 15 第 4 章 軸的設(shè)計(jì)及校核 25 4.1 軸的結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算 25 4.2 軸的強(qiáng)度計(jì)算 26 第 5 章 軸承校核 38 5. 1 軸承的選擇及校核 38 5.2 本章小結(jié) 39 第 6 章 變速箱體的設(shè)計(jì) 41 6. 1 變速器箱體的選擇 41 結(jié)論 42 參考文獻(xiàn) 43 致謝 45 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 2 買文檔送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 3 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 4 第 1章 緒 論 1.1 概述 汽車變速器是汽車傳動(dòng)系的重要組成部分。由于汽油機(jī)額定轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)的速度范圍很小 ,而復(fù) 雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動(dòng)力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化，因此要用齒輪傳動(dòng)來(lái)適應(yīng)駕駛時(shí)車速的變化。 變速器是傳動(dòng)系的主要部件 ,它的性能對(duì)整車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性以及乘坐舒適性等方面都有十分重要的影響。 手動(dòng)機(jī)械變速器可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、故障率相對(duì)較低、經(jīng)濟(jì)性好 、 環(huán)保性強(qiáng) 、 物美價(jià)廉 ,因此在市場(chǎng)上仍占有一席之地，開發(fā)手動(dòng)機(jī)械變速器也適應(yīng)當(dāng)代世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和需要。 隨著科技的高速發(fā)展，節(jié)能與環(huán)境保護(hù)、應(yīng)用新型材料、高性能及低成本都可將作為汽車新型變速器的研究方向。 1.2 研究目的與意義 在汽車變速箱 100 多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動(dòng)到自動(dòng)的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動(dòng)變速 器（ MT） 、自動(dòng)變速器 （ AT） 、 手自一體變速器 （ AMT） 、無(wú)級(jí)變速器 （ CVT）、 雙離合變速器（ DCT） 五 種型式。 它們各有優(yōu)缺點(diǎn)： MT 的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟(jì)性?shī)蕵沸詮?qiáng)，但對(duì)駕駛技術(shù)要求高；AT 的節(jié)能效果差一些，但是操作簡(jiǎn)單、舒適性好、元器件可靠性高； AMT 具備前兩者的優(yōu)點(diǎn)，但在換擋時(shí)會(huì)有短暫的中斷，舒適性差一些； CVT 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的 傳動(dòng)帶容易損壞，無(wú)法承受較大的載荷 ； DCT 結(jié)合了手動(dòng)變速器的燃油經(jīng)濟(jì)性和自動(dòng)變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器演變而來(lái)，目前代表變速器的最高技術(shù)。 在我國(guó)，據(jù)調(diào)查 2007 年手動(dòng)變速器的市場(chǎng)比重為 74%，占據(jù)較大的市場(chǎng)份額。從 2002 到 2007 年間自動(dòng)檔變速器市場(chǎng)占有率從 9%增長(zhǎng)到 26%， Global Insight 公司預(yù)計(jì)到 2012 年自動(dòng)檔變速器將占據(jù) 33%的份額，而乘用車市場(chǎng)自動(dòng)檔所占的比例可能達(dá)到 44%。從 2002-2006 年間，女性用戶從 20.3%增長(zhǎng)到 30.9%，而自動(dòng)檔變速器使用方便特點(diǎn)深受女性用戶群的喜愛。另外在消費(fèi)者調(diào)查中最 受關(guān)注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動(dòng)檔的變速器。在中國(guó)，自動(dòng)檔變速器的市場(chǎng)是十分樂觀的。同時(shí)手動(dòng)檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟(jì)性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 5 世界最大的手動(dòng)變速器制造商德國(guó) ZF公司預(yù)測(cè)說(shuō)，到 2012 年北美市場(chǎng)出售的汽車中將只有 6%是手動(dòng)擋，歐洲與美國(guó)的情況不同，有機(jī)構(gòu)預(yù)測(cè)，到 2013 年歐洲有 52%的汽車還是手動(dòng)擋，配備自動(dòng)手動(dòng)的變速器將只有 10%,配備無(wú)級(jí)變速器的將占 2%,配備雙離合變速器的將占 16%，歐洲人崇尚節(jié)能 環(huán)保，喜歡開小型車，更青睞手動(dòng)變速器的經(jīng)濟(jì)燃油性。而在日本變 速器市場(chǎng)， CVT 的市場(chǎng)占據(jù)絕對(duì)優(yōu)勢(shì)。 保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性 ；設(shè)置不同檔位 ,滿足用來(lái)調(diào)整與切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸并使汽車能倒退行駛 ；工作可靠 ,汽車行駛過程中 ,變速器不得有跳檔、亂檔 ,以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn) ；工作效率高 ,噪聲小 ；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、方案合理 ；在滿載及沖擊載荷條件下 ,使用壽命長(zhǎng)。 本次設(shè)計(jì)的具體內(nèi)容是結(jié)合設(shè)計(jì)要求，在保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的前提下，利用所選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)，完成變速器結(jié)構(gòu)布置和設(shè)計(jì)。需要解決的主要問題包括： 使變速器能有效的防止脫檔，跳檔，亂擋并方便掛檔；減小噪音 并盡量能達(dá)到輕量化、高承載、低噪聲、換檔操縱性好和經(jīng)濟(jì)實(shí)用性；使變速器 具有良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性 ， 換擋迅速、省力、方便 ； 變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求 。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 6 第 2 章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是在給定主要參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)， 整車主要技術(shù)參數(shù)如表 1 所示： 表 1.1 主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 66kw 驅(qū)動(dòng)橋滿載 0.4t 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 10N m 最大 功率 時(shí)轉(zhuǎn)速 7500 r/min 最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速 4600r/min 最高車速 55km/h 總質(zhì)量 0.12t 2.1.1 檔數(shù) 近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用 4 5個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用 5 個(gè)檔。商用車變速器采用 4 5個(gè)檔或多檔。載質(zhì)量在 2.0 3.5t 的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在 4.0 8.0t 的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。 檔數(shù)選擇的要求： 1、相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在 1.8 以下。 2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此， 本次 設(shè)計(jì)的轎車變速 器為 4 檔變速器。 2.1.2 傳動(dòng)比范圍 變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為 1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為 0.7 0.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在 3.0 4.5 之間，總質(zhì)量輕些的商用車在 5.08.0 之間，其它商用車則更大。 本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為 0.923。 2.2 變速器各檔傳動(dòng)比 的確定 1、 初級(jí)傳動(dòng)比 根據(jù)本田維修手冊(cè)查得觸及傳動(dòng)比為初i=3.350 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 7 初鏈變 iiirnua 377.0（ 1.1） 式中： au 汽車行駛速度（ km/h）； n 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（ r/min）； r 車輪滾動(dòng)半徑（ m）； 變i 變速器傳動(dòng)比； 鏈i 發(fā)動(dòng)機(jī)鏈輪 傳動(dòng)比。 初i 變速器觸及傳動(dòng)比 已知：最高車速maxau=maxav=55 km/h；最高檔為超速檔 ， 得到 r =0.25(m)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 n =pn=7500（ r/min）；由公 式（ 1.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式： 84.355350.3 10257500377.0377.0 2 auinrii初鏈變2、 關(guān)于鏈傳動(dòng)比與變速器傳動(dòng)比的分配 根據(jù)設(shè)計(jì)的要求與通過找尋資料，查得關(guān)于變鏈 與 ii的分配，若要使得車能更好的行駛，節(jié)能環(huán)保，使得變速器能以最佳的狀態(tài)進(jìn)行運(yùn)作，得 84.3鏈變 ii分配為 5.2變i、536.1i 鏈 。此分配更能有效的使得變速器以最佳的狀態(tài)下運(yùn)轉(zhuǎn)，達(dá)到要求。 3、變速器各檔速 比的配置 一檔傳動(dòng)比 5.21 變ii,按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即： 63.1m in/4600m in/7500 rrnnq最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速公比 則各檔傳動(dòng)比都可以確定： 5.21 i 5 3 4.163.1 5.22 i 150.13 i 923.04 i 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 8 2.2.1 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算： 3 1m a x geA iiTKA 初（ 1.5） 式中： A 變速器中心距（ mm）； AK 中心距系數(shù)，乘用車AK=8.09.3； maxeT 因從鏈輪傳到變速器時(shí)，轉(zhuǎn)矩?cái)U(kuò)大三倍，故 發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為 30（ Nm）； 1i 變速器一檔傳動(dòng)比為 2.5 初i 初級(jí)傳動(dòng)比為 3.350 g 變速器傳動(dòng)效率，取 96%。 A （ 8.09.3） 3 96.05.235.330 =47.8757.89mm 轎車變速器的中心距在 4758mm 范圍內(nèi)變化。初取 A=49mm。 2.2.2 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。 乘 用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列 公式 選用： 19614749)0.40.3()0.40.3( AL mm 初選長(zhǎng)度為 160mm。 2.2.3 齒輪參數(shù)的選擇 1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 表 1.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 9 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表 1.2 選取各檔模數(shù)為 2nm， 由于此變速器要求環(huán)保與節(jié)能，且排量不是很大，發(fā)動(dòng)能力 水平要求 一般 ，所以各檔均采用 直 齒輪。 2、壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的壓力角。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用 22.5或 25等大些的壓力角 15。 國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20，所以普遍采用的壓力角為 20。嚙合套或同步器的壓力角有 20、 25、 30等，普遍采用 30壓力角。 本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角 20。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于 30時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。 本設(shè)計(jì)初 無(wú)斜齒輪，故 無(wú)螺旋角。 4、齒寬 b 齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損 不均勻。 車 型 乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量am/t 1.014 模數(shù)nm/mm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 10 通常根據(jù)齒輪模數(shù) nmm的大小來(lái)選定齒寬： 直齒ncmkb，ck取為 4.5 8.0，故 16928 .0 )5.4( nc mkb mm，取齒寬為 mmb 15 5、齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少 。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.75 0.80 的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1.00的細(xì)高齒。 本設(shè)計(jì)取為 1.00。 2.1.4 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均 勻。根據(jù)圖 1.1 確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動(dòng)比。 1、一檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 一檔傳動(dòng)比為： 5.2121 zzi 49249222hnnhzmmAz取整得 49。轎車 1z 可在 12 17 之間選取，取 14，則 352 z 。則一檔傳動(dòng)比為： 5.21435121 zzi 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 11 1-一檔主動(dòng)齒輪 2-一檔從動(dòng)齒輪 3-二檔主動(dòng)齒輪 4-二 檔從動(dòng)齒輪 5-三檔主動(dòng)齒輪 6-三檔從動(dòng)齒輪 7-四檔主動(dòng)齒輪 8-四檔從動(dòng)齒輪 9- 圖 1.1 四 檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖 2、對(duì)中心距 A 進(jìn)行修正 2 hnzmA 492 492 A mm 取整得 490 Amm，0A為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。 3、二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 342 zzi （ 1.6） 2 )( 430 zzmA n （ 1.7） 已知：0A=49mm， 2i =1.534，nm=2，；將數(shù)據(jù)代入（ 1.6）、（ 1.7）兩式，齒數(shù)取黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 12 整得： 193 z， 304 z，所以二檔傳動(dòng)比為 ： 579.11930342 zzi4、計(jì)算三檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比 563 zzi （ 1.8） 2 )( 650 zzmA n （ 1.9） 已知：0A=49mm，3i=1.150，nm=2，；將數(shù)據(jù)代入（ 1.8）、（ 1.9）兩式，齒數(shù)取整得： 235 z， 266 z，所以三檔傳動(dòng)比為： 130.12326563 zzi5、計(jì)算四檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比 784 zzi （ 1.10） 2 )( 870 zzmA n （ 1.11） 已知：0A=49mm， 4i =0.923，nm=2，；將數(shù)據(jù)代入（ 1.10）、（ 1.11）兩式，齒數(shù)取整得： 257 z， 248 z，所以四檔傳動(dòng)比為： 96.02524784 zzi 本設(shè)計(jì)變速器各檔齒 輪均為直齒，且并無(wú)倒檔。故各檔經(jīng)計(jì)算及修正，傳動(dòng)比如下： 5.21 i 579.12 i 130.13 i96.04 i 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 13 第 3 章 齒輪校核 3.1 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲 17。 為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一 般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 一檔齒輪的變位 49 mm 492 2)1435(2 nH mzmm 端面嚙合角 t： tant=tan n t=20 tt /mAy ）（ =0 一擋齒輪參數(shù) ： 分度圓直徑 1n1 m zd =2 12=24mm 2n2 m zd =3 35=70mm 齒頂高 ana hmh 1=2mm ana hmh 2=2mm 齒根高 *1 nanf Chmh = )25.01(2 =2.5mm *2 nannf Chmh = )25.01(2 =2.5mm 齒全高 1fa1 hh h=4.5mm 齒頂圓直徑 11a1 2 ahdd =26mm 22a2 2 ahdd =72mm 齒根圓直徑 111 2 ff hdd =23.5mm 222 2 ff hdd =69.5mm 二 檔齒輪的變位 49 mm 492 2)1930(2 nH mzmm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 14 端面嚙合角 t： tant=tannt=20 tt /mAy ）（ =0 二檔 齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 3n3 m zd =2 19=mm 4n4 m zd =2 30=60mm 齒頂高 ana hmh 3=2mm ana hmh 4=2mm 齒根高 *3 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm *4 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm 齒全高 3fa3 hh h=4.5mm 齒頂圓直 33a3 2 ahdd =40mm 44a4 2 ahdd =62mm 齒根圓直徑 333 2 ff hdd =37.5m444 2 ff hdd =59.5mm 三 檔齒輪的變位 49 mm 492 2)1623(2 nH mzmm 端面嚙合角 t： tant=tan n t=20 三檔齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 5n5 m zd =3 23=46mm 6n6 m zd =2 26=52mm 齒頂高 ana hmh 5=2mm ana hmh 6=2mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 15 齒根高 *5 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm *6 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm 齒全高 5fa5 hh h=4.5mm 齒頂圓直 55a5 2 ahdd =48mm66a6 2 ahdd =54mm 齒根圓直徑 555 2 ff hdd =45.5mm666 2 ff hdd =51.5mm 四 檔齒輪的變位 49 mm 492 2)2425(2 nH mzmm 端面嚙合角 t： tant=tan n t=20 四檔齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 7n7 m zd =2 25=50mm 8n8 m zd =2 24=48mm 齒頂高 ana hmh 7=2mm ana hmh 8=2mm 齒根高 *7 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm *8 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm 齒全 高 7fa7 hh h=4.5mm 齒頂圓直徑 77a7 2 ahdd =52mm88a8 2 ahdd =48mm 齒根圓直徑 777 2 ff hdd =49.5m888 2 ff hdd =47.5mm 嚙合角 ,t ： cos ,t =tcos=0.9275 ,t =21.95 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 16 、 表 1.3 各檔齒輪的參數(shù) 各檔齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂高 齒根圓 吃定圓直徑 齒根圓直徑 1z =14 24mm 2 mm 2.5 mm 26 mm 23.5 mm 2z =35 70 mm 2 mm 2.5 mm 72 mm 69.5 mm 3z=19 38 mm 2 mm 2.5 mm 40 mm 37.5 mm 4z =30 60 mm 2 mm 2.5 mm 62 mm 59.5 mm 5z=23 46 mm 2 mm 2.5 mm 48 mm 45.5 mm 6z=26 52 mm 2 mm 2.5 mm 54 mm 51.5 mm 7z=25 50 mm 2 mm 2.5 mm 52 mm 49.5 mm 8z=24 48 mm 2 mm 2.5 mm 50 mm 47.5 mm 分度圓齒距： P= m=3.14 2=6.28mm 基圓齒距： 90.520co s214.3co s appbmm 3.2 變速器齒輪強(qiáng)度校核 3.2.1 齒輪材料的選擇原則 （ 1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 （ 2）合理選擇材料配對(duì)。如對(duì)硬 度 350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 30 50HBS 左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 17 （ 3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度 350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金 鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無(wú)法磨齒的齒輪 18。 由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合， 所有 齒輪 均選 用 20CrMnTi 滲碳后 表面 淬火 處理 ，硬度為 58 62HRC。 3.2.2 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪） btyKKF fw 1(1.15) 式中： 1F 圓周力（ N）， d TF g21 ； gT 計(jì)算載荷（ Nmm）； d 節(jié)圓直徑（ mm）， zmd n ， nm 為法向模數(shù)（ mm）； K 應(yīng)力集中系數(shù)，K=1.65 b 齒面寬（ mm）； t 法向齒距， nmt ； y 齒形系數(shù) fK 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪 1.1fK，從動(dòng)齒輪 9.0fK黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 18 圖 1.2 齒形系數(shù)圖 將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入 公式（ 1.15） ，整理得到 ybtKKT fgw 2 (1.16) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為 10 mN ，最高轉(zhuǎn)速 7500r/min,齒輪傳動(dòng)效率為 99，離合器傳動(dòng)效率 99，軸承傳動(dòng)效率為 96，則輸入軸和輸出軸的扭矩可通過計(jì)算得： 輸入軸： mNTTe 5 1 2.28969930m a x1 承離 輸出軸： mNiTTg 74.6714/3599.096.0512.281111 齒承 mNiTTg 78.4219/3099.096.0512.282112 齒承 mNiTTg 63.3023/2699.096.05 1 2.283113 齒承 mNiTTg 01.2625/2499.096.05 1 2.284114 齒承 （ 1）一檔齒輪校核 主動(dòng)齒輪： 已知： 310512.28 gTNmm； 65.1K； 2nmmm； mmb 15 ； 1.1fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.125 以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 78.8125.028.615 1.165.110512.2822 31 從動(dòng)齒輪： 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 19 已知： 311 1074.67 T Nmm； 65.1K； 2nmmm； 32.0 ； 9.0fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 62.14146.028.615 9.065.11074.6722 32 M Paw 350180 （ 2）二檔齒輪校核 主動(dòng)齒輪： 已知： 310512.28 gTNmm； 65.1K； 2nmmm； 1.1fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.115，把以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 82.7115.028.615 1.165.110512.2822 33 從動(dòng)齒輪： 已知： 312 1078.42 T Nmm ； 65.1K； 2nmmm ； 9.0fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.140，把以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 99.0140.028.615 9.065.11078.4222 34 M Paw 350180 (3)三檔齒輪校核 主動(dòng)齒輪： 已知： 310512.28 gTNmm； 65.1K； 2nmmm； 1.1fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.103，把以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 66.10103.028.615 1.165.110512.2822 35 從動(dòng)齒輪： 已知： 313 1063.30 TNmm ； 65.1K； 2nmmm ； 9.0fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.092，把以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 20 M P aybt KKT fgw 50.10092.028.615 9.065.11063.3022 36 M Paw 350180 （ 4）四檔齒輪校核 主動(dòng)齒輪： 已知： 310512.28 gTNmm ； 65.1K； 2nmmm ； 1.1fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.100 以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 99.10100.028.615 1.165.110512.2822 37 從動(dòng)齒輪： 已知： 31001.26 gTNmm ； 65.1K； 2nmmm ； 9.0fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.120 以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 83.6120.028.615 9.065.11001.2622 38 M Paw 350180 3.2.3 輪齒接觸應(yīng)力校核 )11(418.0bzj bFE （ 1.17） 式中： j 輪齒接觸應(yīng)力（ MPa）； F 齒面上的法向力（ N），c os 1FF ； 1F 圓周力（ N）， d TF g21 ； gT 計(jì)算載荷（ Nmm）； d 為節(jié)圓直徑（ mm）； 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 21 節(jié)點(diǎn)處壓力角， 為齒輪螺旋角； E 齒輪材料的彈性模量 5101.2 （ MPa）； b 齒輪接觸的實(shí)際寬度（ mm）； z，b 主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（ mm），直齒輪 sinzz r， sinbb r ； zr 、 br 主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 表 1.3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 齒輪 j /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 將作用在變速器第一軸上的載荷2maxeT作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 j見表 1.3： 1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知： 310512.28 gTNmm； 20 ； 5101.2 E MPa； 1n1 m zd = mm28142 2n2 m zd = mm70352 1525.7 nw mkb mm NF 66.6020c o s 512.2821 99.520s in5.17s in79.420s in14s inbbzzrr 由于作用在兩齒輪上的力為 作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷maxeT作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（ 1.17）可得： 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 22 11.236)99.5 179.4 1(15 101.266.60418.0 521 ，j MPa 20001900j MPa 2、 二檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知： 312 1074.67 TNmm； 20 ； 5101.2 E MPa； 3n3 m zd =2 19=38mm 4n4 m zd =2 30=60mm 1525.7 nw mkb ； mm 13.14420c o s 74.67212 F N 2.1020s in30s in50.620s in19s inbbzzrr M P a，j 52.298)2.10 149.6 1(15 101.213.144418.0 543 20001900j MPa 3、 三檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知： 31078.42 gTNmm； 20 ； 5101.2 E MPa； 1n5 m zd =2 23=46mm 2n6 m zd =2 26=52mm 1525.7 nc mKb mm 04.1 8 220c o s 1078.422c o s2 31 gTF N 84.820s in26s in.82.720s in23s inbbzzrr M P a，j 59.327)84.8 182.7 1(15 101.204.182418.0 565 、 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 23 20001900j MPa 4、 四檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知： 31001.26 gTNmm； 20 ； 5101.2 E MPa； 1n3 m zd =2 25=50mm 2n2 m zd =2 24=48mm 1525.7 nc mKb mm 34.5594.0 1001.262c o s2 31 gTF N 16.820s in24s in5.820s in25s inbbzzrr M P a，j 32.180)16.8 15.8 1(15 101.234.55418.0 587 20001900j MPa 所以，經(jīng)校核齒輪的接觸應(yīng)力都滿足條件，所以，選用的符合設(shè)計(jì)內(nèi)容。 3.2.4 齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力校核 l i ml i mFXR r e lr e l tNFF S YYYY 式中： limF 齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力 NY 壽命系數(shù) reltY 相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) NY 尺寸系數(shù) RrelY 表面系數(shù) limFS 最小安全系數(shù) 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可得： 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 24 limF=920MPa；NY=1；reltY=1；RrelY=0.9；XY=1；limFS=1.25，將代入式中可得： l i ml i mFXR r e lr e l tNFF S YYYY = M P a4.66225.1 19.011920 3.2.5 接觸疲勞強(qiáng)度校核 ubd RukFZZZEHH11 )1( HZ 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)； EZ 彈性系數(shù)； Z 重合度系數(shù)； 1F 齒輪上圓周力； b 齒輪寬度； 1Rd 齒輪直徑； u 傳動(dòng)比； k 使用系數(shù)； 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得： HZ =2.33； EZ =189.8； Z =0.73； k = Ak Vk Hk Hk =1.1 1.05 1.26 1.1=1.46 已知： b =15mm u =2.5 1Rd =2 14=28mm Nd TF R 04.228 5 1 2.2822 111 M P aubdR ukFZZZ EHH 09.885.2228 15.204.246.173.08.18933.2)1(11 ）（ M P aHH 1500 3.2.6 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 25 nFSF bm YkYF 1 式中： FSY 齒形修正系數(shù) Y 重合度系數(shù) 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得： FSY=4.9，Y=0.64 46.11.126.105.11 fauA kkkkk 將以上數(shù)據(jù)代入公式中，得： M P aM P abm YkYF FnFSF 4.66235.4215 64.09.446.1512.281 =4.35MPa 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 26 第 4 章 軸 的設(shè)計(jì)與 校核 變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性等均有不利影響。 4.1.軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 在已知兩軸式變速器中心距 A 時(shí)，軸的最大直徑 d 和支承距離 L 的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸， Ld/ =0.16 0.18；對(duì)輸出軸， Ld/ 0.18 0.21。 輸入軸花鍵部分直徑 d （ mm）可按下式初選?。?3 maxeTKd 式中 ： K 經(jīng)驗(yàn)系數(shù)， K =4.0 4.6； maxeT 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（ N.m） 。 輸入軸花鍵部分直徑： 31 306.40.4 d =11.4 4.29mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長(zhǎng)度 L =49。 選擇軸的最小直徑為 12。 根據(jù)軸的制造工藝性要求 20，將 軸的各部分尺寸初步設(shè)計(jì)如圖 1.3、 1.4 所示： 圖 1.3 輸入軸各部分尺寸 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 27 圖 1.4 輸出軸各部分尺寸 4.2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 4.2.1 軸的剛 度 計(jì) 算 對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪