轎車五檔變速器課程設(shè)計報告

1、-PAGE 8. z.目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc376112382第1章 緒論1HYPERLINK l _Toc3761123831.1概述1HYPERLINK l _Toc3761123841.2變速器的開展現(xiàn)狀1HYPERLINK l _Toc3761123851.3研究的目的、依據(jù)和意義2HYPERLINK l _Toc376112386第2章 變速器主要參數(shù)的選擇3HYPERLINK l _Toc3761123872.1設(shè)計初始數(shù)據(jù)3HYPERLINK l _Toc3761123882.2變速器各擋傳動比確實定3HYPERLINK l _T

2、oc376112389初選最大傳動比的圍3HYPERLINK l _Toc376112390確定擋位數(shù)，設(shè)計五擋變速器4HYPERLINK l _Toc3761123912.3變速器傳動方案確實定5HYPERLINK l _Toc3761123922.4中心距A確實定6HYPERLINK l _Toc3761123932.5齒輪參數(shù)6HYPERLINK l _Toc376112394模數(shù)6HYPERLINK l _Toc376112395壓力角7HYPERLINK l _Toc376112396螺旋角7HYPERLINK l _Toc376112397齒寬7HYPERLINK l _Toc37

3、6112398齒頂高系數(shù)8HYPERLINK l _Toc3761123992.6本章小結(jié)8HYPERLINK l _Toc376112400第3章 齒輪的設(shè)計計算與校核9HYPERLINK l _Toc3761124013.1齒輪的設(shè)計與計算9HYPERLINK l _Toc376112402各擋齒輪齒數(shù)的分配9HYPERLINK l _Toc376112403齒輪材料的選擇原則18HYPERLINK l _Toc376112404計算各軸的轉(zhuǎn)矩18HYPERLINK l _Toc3761124053.2輪齒的校核19HYPERLINK l _Toc376112406輪齒彎曲強度計算19HY

4、PERLINK l _Toc376112407輪齒接觸應(yīng)力j22HYPERLINK l _Toc3761124083.3本章小結(jié)26HYPERLINK l _Toc376112409第4章 軸的設(shè)計與計算及軸承的選擇與校核28HYPERLINK l _Toc3761124104.1軸的設(shè)計計算28HYPERLINK l _Toc376112411軸的工藝要求28HYPERLINK l _Toc376112412初選軸的直徑28HYPERLINK l _Toc376112413軸的強度計算28HYPERLINK l _Toc3761124144.2軸承的選擇及校核32HYPERLINK l _T

5、oc376112415輸入軸的軸承選擇與校核32HYPERLINK l _Toc376112416輸出軸軸承校核33HYPERLINK l _Toc3761124174.3本章小結(jié)34結(jié)論35參考文獻(xiàn)36致37-. z.緒 論概述對變速器如下根本要求：保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟型。設(shè)置空擋。用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。設(shè)置動力傳輸裝置，需要時進(jìn)展功率輸出。換擋迅速、省力、方便。工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。變速器應(yīng)有高的工作效率。變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造本錢低、拆裝容易、維

6、修方便等要求。滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)，這與變速器擋數(shù)、傳動比圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器傳動比圍越大。變速器的開展現(xiàn)狀 變速器作為傳遞動力和改變車速的重要裝置，國外對其操縱的方便性和擋位等方面的要求越來越高。目前對4擋特別是5擋變速器的應(yīng)用有日漸增多的趨勢，同時，6擋變速器的裝車率也在上升。中國汽車變速器市場正處于高速開展期。2009年中國汽車銷售1364萬輛，同比增長46.15%，2015年汽車銷售規(guī)模將到達(dá)4000萬輛。在汽車行業(yè)市場規(guī)模高速增長的情況下，中國變速器行業(yè)面臨著重大機遇。2009年中國汽車變速器市場規(guī)模達(dá)520億元人民幣，并且以每

7、年超過20%的速度增長，預(yù)計2015年有望到達(dá)1500億元。由于近年來乘用車市場增長迅速，2007年中國乘用車變速器需求量在600萬件以上，其局部為手動變速器，但是自動變速器的需求比例不斷提高。與此同時隨著商用車市場快速開展，2007年商用車變速器的市場需求量有200萬件，其中輕型貨車用變速器占市場主流，然而重型車變速器市場有望成為未來的新亮點。在手動變速器領(lǐng)域，國產(chǎn)品牌已占主導(dǎo)地位。但技術(shù)含量更高的自動變速器市場卻是進(jìn)口產(chǎn)品的天下，2007年中國變速器產(chǎn)品(變速器產(chǎn)品進(jìn)口統(tǒng)計)進(jìn)口額到達(dá)30億美元。國變速器企業(yè)未來面臨嚴(yán)峻挑戰(zhàn)。研究的目的、依據(jù)和意義隨著汽車工業(yè)的迅猛開展，車型的多樣化、個性

8、化已經(jīng)成為汽車開展的趨勢。而變速器設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)，對轎車而言，其設(shè)計意義更為明顯。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評價汽車的一個重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計如果不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大。通過此題目的設(shè)計，學(xué)生可綜合運用汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚?、汽車設(shè)計、機械設(shè)計、液壓傳動等課程的知識，到達(dá)綜合訓(xùn)練的效果。由于此題目模擬工程一線實際情況，學(xué)生通過畢業(yè)設(shè)計可與工程實踐直接接觸，從而可以提高學(xué)生解決實際問題的能力。變速器主要參數(shù)的選擇設(shè)計初始數(shù)據(jù)班級點名序號為11

9、方案二 乘用車兩軸式最高車速：=202Km/h發(fā)動機最大功率：=116KW最大功率轉(zhuǎn)速：6550r/min 最大轉(zhuǎn)矩：=184 整備質(zhì)量：=1720Kg 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：=4050r/min 車輪：205/55 R16變速器各擋傳動比確實定初選最大傳動比的圍最大傳動比確實定，即一檔傳動比。滿足最大爬坡度： 2.1 式中：G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，=16856N；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=184N.m；主減速器傳動比，傳動系效率，=96%；車輪半徑，=0.316m；滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.01651+0.01(-50)=0.03795；爬坡度，取=16.7帶入數(shù)值計算得9.098滿

10、足附著條件： 2.2為附著系數(shù)，取值圍為0.70.8.，取為0.8為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)動橋給地面的載荷，這里取60%mg ；計算得由以上得取，乘用車校核，因為該車發(fā)動機最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速則最低穩(wěn)定車速，故校核后傳動比滿足要求。確定擋位數(shù)，設(shè)計五擋變速器其他各擋傳動比確實定：初選五擋傳動比 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系： 2.3式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：，所以其他各擋傳動比為：=2.7， =1.97，=1.44，4和5擋為常用擋，其擋位間公比應(yīng)該小一些取，所以，。變速器傳動方案確實定圖2-1a為常見的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點是換倒

11、擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-61所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些。本設(shè)計采用圖2-1f所示的傳動方案。圖2-1 變速器倒檔傳動方案 因為變速器在一

12、擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。圖2.2變速器傳動示意圖輸入軸一擋齒輪 2.輸出軸一擋齒輪 3.輸入軸二擋齒輪 4.輸出軸二擋齒輪輸入軸三擋齒輪 6.輸出軸三擋齒輪 7.輸入軸四擋齒輪 8.輸出軸四擋齒輪輸入軸五擋齒輪 10.輸出軸五擋齒輪 11.輸入軸倒擋齒輪 12.倒擋齒輪13.輸

13、出軸倒擋齒輪中心距A確實定初選中心距：發(fā)動機前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動機排量與變速器中心距A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選，A=77mm齒輪參數(shù)模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)一樣。其取值圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 表2.1汽車變速器齒輪法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.

14、56.01414.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表2.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50 發(fā)動機排量為2.54L，根據(jù)表2.1及2.2，齒輪的模數(shù)定為2.252.75mm。壓力角國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。螺旋角實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上

15、。乘用車兩軸式變速器螺旋角：2025齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.5；斜齒，取為6.08.5。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為24mm，取2mm。齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00. 本章小結(jié)通過初始數(shù)據(jù)，首先確定變速器的最大傳動比，然后根據(jù)最大傳動比，確定擋數(shù)及各擋傳動比的大小，然后根據(jù)變速器中心距A與發(fā)動機排量的關(guān)系，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計算做準(zhǔn)備。齒輪的設(shè)計計算與校核齒輪的設(shè)計與計算各擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=20一

16、擋傳動比為=2.7 3.1 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒=52.6取整為53 3.2 取=14 =39對中心距進(jìn)展修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。=77.55mm 3.3取整A=78mm修正螺旋角度， (3.4)分度圓直徑 =41.209mm=114.796mm未變位中心距 a=對一擋齒輪進(jìn)展角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos 3.5=嚙合角 ： cos=0.932 3.6=21.27 變位系數(shù)之和 3.7 =0當(dāng)量齒數(shù)：=17.16, 查機械設(shè)計手冊變位系數(shù)線圖

17、得： 計算一擋齒輪1、2的參數(shù)：齒頂高 =3.243mm=2.253mm式中： =0.0009 = 0.005齒根高 =2.943mm=3.933mm齒頂圓直徑 =47.695mm=119.302mm齒根圓直徑 =35.323mm=106.93mm 齒全高 h=6.186二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選=25=1.97 =56.5 取整為57=20， =37則，=1.85修正螺旋角 對二擋齒輪進(jìn)展角度變位：理論中心距 =77.805mm端面壓力角 tan=tan/cos=21.72端面嚙合角 當(dāng)量齒數(shù) =26.238=48.54變位系數(shù)之和 = 0.08查機械設(shè)計手冊變位系數(shù)線圖得： =-

18、0.02二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =54.6mm=101.01mm齒頂高 =2.745mm=2.445mm式中： = 0.078=0.002齒根高 =2.875mm=3.175mm齒頂圓直徑 =60.09mm=105.9mm齒根圓直徑 =48.85mm=94.66mm 齒全高 h=5.62三擋齒輪為斜齒輪，初選=23模數(shù)為2.5=1.44 =57.43, 取整為58得取整為23，=35=1.52對三擋齒輪進(jìn)展角度變位：理論中心距 =77.72mm端面壓力角 tan=tan/cos=21.38端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =0.1 當(dāng)量齒數(shù) =28.84=43.58 查機械設(shè)計手冊變位系數(shù)線圖得：

19、=0.08 = 0.02 三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑 =61.64mm=93.8mm齒頂高 =2.73mm=2.58mm式中： = 0.112=-0.012齒根高 =2.925mm=3.075mm齒頂圓直徑 =67.1mm=98.96mm齒根圓直徑 =55.79mm=87.65mm四擋齒輪為斜齒輪，初選=24模數(shù)=2.5=1.0757.005取整為58 取整為27 =31 則： =1.14修正螺旋角度 =0.9294對四擋齒輪進(jìn)展角度變位：理論中心距 =77.72mm端面壓力角 tan=tan/cos=21.38端面嚙合角 變位系數(shù)之和 = 0.1 當(dāng)量齒數(shù) =33.61=38.59 查機

20、械設(shè)計手冊變位系數(shù)線圖得： = 0.06 = 0.04四擋齒輪7、8參數(shù)：分度圓直徑 =72.36mm=83.08mm齒頂高 =2.68mm=2.63mm式中： =0.112=-0.012齒根高 =2.975mm=3.025mm齒頂圓直徑 =77.72mm=88.34mm齒根圓直徑 =66.41mm=77.03mm 全齒高 =5.655五擋齒輪為斜齒輪，初選=25模數(shù)=2.5=0.79 取整為57取整為32 =25 則： =0.78對五擋齒輪進(jìn)展角度變位：理論中心距 =78.09mm端面壓力角 tan=tan/cos=21.72端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =-0.04 當(dāng)量齒數(shù) =41.98=3

21、2.79 查機械設(shè)計手冊變位系數(shù)線圖得： = -0.03 = -0.01五擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑 =87.68mm=68.5mm齒頂高 =2.435mm=2.485mm式中： =-0.036 =-0.004齒根高 =3.2mm=3.15mm齒頂圓直徑 =92.55mm=73.47mm齒根圓直徑 =81.28mm=62.2mm確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋一樣，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選后，可計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=14，=23，則：=50.875mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干預(yù)，齒輪11和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13

22、的齒頂圓直徑應(yīng)為2*h 38.36 為了保證齒輪11和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=38計算倒擋軸和輸出軸的中心距=83.875計算倒擋傳動比 =2.714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，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇材料配對 如對硬度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3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深

23、度推薦采用以下值：滲碳層深度0.81.2時滲碳層深度0.91.3時滲碳層深度1.01.3外表硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；外表硬度HRC。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高外表硬度，細(xì)化材料晶面粒。計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機最大扭矩為184N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。輸入軸 =18496%99%=174.87Nm 輸出軸一擋 Nm輸出軸二擋 =307.469Nm輸出軸三擋 =252.912Nm輸出軸四擋

24、 =190.822Nm輸出軸五擋 =129.843Nm倒擋 =273.041Nm=428.736Nm輪齒的校核輪齒彎曲強度計算1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力圖3.1 齒形系數(shù)圖 3.8 式中：彎曲應(yīng)力MPa；計算載荷N.mm；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；齒寬mm；模數(shù)；齒寬系數(shù)；倒檔取7.5齒形系數(shù)，如圖3.1。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。計算倒擋齒輪

25、11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，=14，=23，=38，=0.132，=0.134，=0.138，=273.041N.m，=174.87N.m, =428.736Nm=701.31MPa400850MPa=537.233MPa400850MPa=495.786MPa400850MPa斜齒輪彎曲應(yīng)力 3.9 式中：計算載荷，Nmm；法向模數(shù)，mm；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角，；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)，取7.5重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa圍，對貨車為100250

26、MPa。1計算一擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 ，=14，=39，=0.135，=0.143，=462.98N.m，=174.87N.m， =264.74MPa180350MPa=237.538MPa180350MPa2計算二擋齒輪3,4的彎曲應(yīng)力=20，=37，=0.146，=0.148，=307.469N.m，=174.87N.m，=223.006MPa180350MPa=209.081MPa180350MPa3計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=23，=36，=0.144，=0.145，=252.912N.m，=174.87N.m=200.65MPa180350MPa=188.83MPa180350M

27、Pa4計算四擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=27，=31，=0.145，=0.146，=190.822N.m，=174.87N.m=169.25MPa180350MPa=159.75MPa180350MPa5計算五擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力=32，=25，=0.148，=0.142，=174.87N.m，=129.843N.m =137.49MPa180350MPa =136.196MPa180350MPa輪齒接觸應(yīng)力j 3.10 式中：輪齒的接觸應(yīng)力，MPa；計算載荷，N.mm；節(jié)圓直徑，mm；節(jié)點處壓力角，齒輪螺旋角，；齒輪材料的彈性模量，MPa；齒輪接觸的實際寬度，mm；、主、從動齒輪節(jié)點處的曲率

28、半徑，mm，直齒輪、，斜齒輪、；、主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表3.2。彈性模量=20.6104 Nmm-2，齒寬表3.2變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋130014006507001計算一擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力=462.98N.m，=174.87N.m， ，=41.2mm，=114.79 mm=8.56mm=23.86mm =1642.835MPa19002000MPa=1601.568MPa19002000MPa2計算二擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=

29、307.469N.m，=174.87N.m，=54.736mm，=101.263mm=12.137mm=22.455mm =1354.423MPa13001400MPa =1320.407MPa13001400MPa3計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=252.912N.m，=174.87N.m，=61.862mm，=94.137mm=13.05mm=19.859mm =1261.79MPa13001400MPa=1230.10MPa13001400MPa4計算四擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=190.822N.m，=174.87N.m，=72.62mm，=83.379mm=15.32mm=17.59mm

30、=1142.103MPa13001400MPa=1113.421MPa13001400MPa5五擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力=174.87N.m，=129.843N.m，=87.578mm，=68.421mm=19.42mm=15.17mm =1029.829MPa13001400MPa= 1003.964MPa13001400MPa6計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=372.849N.m，=174.873N.m，mmmmmm=10.816mm=17.87mm=6.583mm =1973.88MPa19002000MPa =1824.73MPa19002000MPa =1396.685MPa1

31、9002000MPa本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進(jìn)展變位。然后簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進(jìn)展校核做準(zhǔn)備。軸的設(shè)計與計算及軸承的選擇與校核軸的設(shè)計計算軸的工藝要

32、求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視構(gòu)造不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和外表光潔度，硬度應(yīng)在HRC5863，外表光潔度不低于8。初選軸的直徑傳動軸的強度設(shè)計只需按照扭轉(zhuǎn)強度進(jìn)展計算，輸入軸花鍵軸頸=22.75126.164mm 4.1K為經(jīng)歷系數(shù)，K=4.04.6軸的強度計算軸的剛度驗算假設(shè)軸在垂直面撓度為，在水平面撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用式計算 4.2 4.3 4.4 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力N；齒輪齒寬中間

33、平面上的圓周力N；彈性模量MPa，=2.1105MPa；慣性矩mm4，對于實心軸，；軸的直徑mm，花鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作用力距支座、的距離mm；支座間的距離mm。軸的全撓度為mm。 4.5軸在垂直面和水平面撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與撓度一擋齒輪所受力圓周力 N，N 徑向力 N, =3140.665N 軸向力 N, N， ，mm mm 4.6=0.062mm 4.7=0.141=rad0.002rad 4.8輸出軸剛度=0.071mm =0.132=rad0.002rad輸入軸的強度校核一擋時撓度最大，最危險，因此校核。1)豎直平面面上得 =2330.24N豎直力矩=151325.9N.mm2)水平面上、和彎矩由以上兩式可得=5984.75N，=388650.01N.mm按第三強度理論得：N.mm輸入軸的強度分析圖如圖4.1。 圖4.1輸入軸強度分析圖 圖4.2輸出軸的強度分析圖輸出軸強度校核1)豎直平面面上得 =2285.165N豎直力矩=148398.61N.mm2)水平面上、和彎矩由以上兩式可得