二軸三檔變速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書

電動(dòng)機(jī)最大功率750W滾子直徑332mm電動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩2.2Nm最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速1000r/min電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速910r/min滾子總質(zhì)量80kg滾子速度15km/h高檔傳動(dòng)比初定為0.85。變速器主減速比確定最高檔傳動(dòng)比初定為0.85。電機(jī)轉(zhuǎn)速與滾子轉(zhuǎn)動(dòng)速度之間的關(guān)系式為：（3.1）式中：ua—滾子速度（km/hn—電機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）；r—滾子半徑（m）；igi0由上述可知最高轉(zhuǎn)速==15km/h；最高檔傳動(dòng)比=0.85；車輪滾動(dòng)半徑已知的滾子半徑為166mm；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==910r/min；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：3.3變速器傳動(dòng)比確定3.3.1變速器最高檔傳動(dòng)比確定最高檔傳動(dòng)比初選為0.85。3.3.2變速器最低檔傳動(dòng)比確定按最大爬坡度進(jìn)行設(shè)計(jì)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和坡度阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）。其公式表示為：（3.2）式中：G—滾子總重量（N）；—坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)（對(duì)瀝青路面μ=0.01~0.02）；—電機(jī)最大扭矩（N·m）；—主減速器傳動(dòng)比；—變速器傳動(dòng)比；—為傳動(dòng)效率（0.85~0.9）；R—滾子滾動(dòng)半徑；—最大爬坡度（一般車輛要求能爬上30%的坡，大約）。由公式（3.2）得：（3.3）已知：G=80kg；；；r=0.166m；N·m；；g=9.8m/s2；。把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式得：一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪要求不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)。公式表示如下：（3.4）式中：—破冰滾的地面法向反力，；—破冰滾與冰面間的附著系數(shù)可取0.1~0.4之間。已知：kg；取0.55。把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是：初選一檔傳動(dòng)比為4.900。3.3.3變速器各擋傳動(dòng)比確定三擋傳動(dòng)比此前確定為。按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系：（3.5）式中：—為常數(shù)是各擋之間公比。所以其他各擋傳動(dòng)比為：3.4變速器中心距的選擇初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：（3.6）式中：—變速器中心距（mm）；—中心距系數(shù)，=8.9~9.3；—電機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為2.2（N·m）；—變速器一檔傳動(dòng)比為4.900；—變速器傳動(dòng)效率，取96%。（8.9~9.3）=（8.9~9.3）4.358=38.79~40.53mm初取A=40.00mm。3.4本章小結(jié)本章主要利用了汽車設(shè)計(jì)和汽車?yán)碚摰膶I(yè)知識(shí)首先計(jì)算出主減速比和各擋傳動(dòng)比等變速器數(shù)據(jù)。第4章變速器齒輪設(shè)計(jì)及軸的強(qiáng)度校核4.1齒輪參數(shù)的選擇1.模數(shù)齒輪模數(shù)的選取應(yīng)注意：選擇模數(shù)時(shí)，應(yīng)該增加齒寬減小模數(shù)以用來(lái)降低噪音，減小變速器的質(zhì)量，而且關(guān)于模數(shù)在同一變速器齒輪中種類不要過(guò)多。變速器模數(shù)為mn2.壓力角20°齒形角是國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角，用的最多，其他壓力角也有使用如14.5°、16.5°、22.5°，壓力角越大重合的越小，往往噪聲也就越大。3.螺旋角斜齒輪螺旋角一般是10°~35°。選用角度大的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，工作平穩(wěn)、噪聲降低。但是太大也會(huì)使軸向力過(guò)大，所以一般選為25°。4.齒寬齒寬大，承載能力就高，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，通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：（4.1）式中：—為齒寬系數(shù)取為6.0~8.5。b=（6.0~8.5）×2.5=13~21.25初選b=18mm。5.齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我們國(guó)家在內(nèi)的大多數(shù)汽車行業(yè)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，有些變速器也有時(shí)會(huì)采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。4.2變速器各擋齒輪參數(shù)計(jì)算及齒數(shù)分配4.2.1一擋齒輪參數(shù)計(jì)算及齒數(shù)分配一擋傳動(dòng)比為4.900，齒數(shù)之和計(jì)算公式為：取整得30，取10，則。對(duì)中心距A進(jìn)行修正：（4.2）取整得mm，為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。計(jì)算精確值當(dāng)量齒數(shù)=14.043=28.085理論中心距==40.445mm端面壓力角tan=tan/cos=0.408=22.20°端面嚙合角=0.913變位系數(shù)之和=0.17查變位系數(shù)線圖得計(jì)算精確值A(chǔ)=分度圓直徑=33.076mm=113.009mm齒頂高=2.795mm=1.095mm式中：=（71-71.46）/2.5=-0.184。=0.18+0.049=0.229齒根高=2mm=3.75mm齒全高=4.795mm齒頂圓直徑=38.666mm=115.199mm齒根圓直徑=29.076mm=105.509mm4.2.2二擋齒輪參數(shù)計(jì)算及齒數(shù)分配已知：=73mm，=1.809，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（4.2）。取整為53，齒數(shù)取整得，。計(jì)算精確值當(dāng)量齒數(shù)=25.469=48.257理論中心距==73.123mm端面壓力角tan=tan/cos=0.401=21.72°端面嚙合角=0.929變位系數(shù)之和=0.18查變位系數(shù)線圖得計(jì)算精確值分度圓直徑=52.428mm=99.337mm齒頂高=2.67mm=1.22mm式中：=-0.049。=0.229齒根高=2.175mm=3.625mm齒全高=4.845mm齒頂圓直徑=57.768mm=101.777mm齒根圓直徑=48.078mm=92.087mm4.2.3三擋齒輪參數(shù)計(jì)算及齒數(shù)分配已知：=73mm，=1.281，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（4.2）。取整57，齒數(shù)取整得：，。計(jì)算精確值當(dāng)量齒數(shù)=32.216mm =41.237mm理論中心距==73.529mm端面壓力角tan=tan/cos=0.396端面嚙合角=0.986變位系數(shù)之和=0.18查變位系數(shù)線圖得分度圓直徑=68.984mm=88.300mm齒頂高=2.42mm=1.47mm式中：=-0.211。齒根高=2.425mm=3.375mm齒全高=4.845mm齒頂圓直徑=71.824mm=83.24mm齒根圓直徑=62.084mm=73.8mm4.3主減速器齒輪參數(shù)計(jì)算及齒數(shù)分配已知：=4.761，=2.5，，將數(shù)據(jù)代入（4.2）。選取主動(dòng)齒輪齒數(shù)：18，根據(jù)傳動(dòng)比計(jì)算得，。計(jì)算精確值A(chǔ)=當(dāng)量齒數(shù)=24.22=114.40理論中心距==142.11mm端面壓力角tan=tan/cos=0.400=21.80°端面嚙合角=0.928變位系數(shù)之和=-0.1761查變位系數(shù)線圖得：分度圓直徑=49.66mm=234.54mm齒頂高=（1-0.1256-）×2.5=2.725mm=（1-0.21-）×2.5=2.514mm式中：=（135.7-136）/2.5=-0.12。=-0.3356+0.12=-0.2156齒根高=（1+0.25+0.1256）×2.5=3.439mm=（1+0.25+0.21）×2.5=3.64mm齒全高=6.154mm齒頂圓直徑=55.11mm=239.56mm齒根圓直徑=42.78mm=227.26mm各擋齒輪參數(shù)見表4.2。表4.2齒輪參數(shù)一覽表齒輪擋位1擋2擋3擋分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高全齒高齒寬齒數(shù)4.4變速器齒輪強(qiáng)度校核4.4.1齒輪彎曲強(qiáng)度校核斜齒輪齒輪彎曲強(qiáng)度校核公式如下：（4.3）式中：—圓周力（N），；—計(jì)算載荷（N·mm）；—節(jié)圓直徑（mm），，為法向模數(shù)（mm）；—斜齒輪螺旋角（°）；—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；—齒面寬（mm）；—法向齒距，；—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖4.1中查得；—重合度影響系數(shù)，=2.0。圖4.1齒形系數(shù)圖將上述有關(guān)參數(shù)代入公式（4.3），整理得到：（4.4）軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算如下。Ⅰ軸：==150×0.98×0.96=141.12N·mⅡ軸：一擋＝141.12×0.96×0.99×3.417＝458.29N·m二擋＝141.12×0.96×0.99×1.809＝242.62N·m三擋＝141.12×0.96×0.99×1.281＝171.81N·m1.一擋齒輪校核（1）主動(dòng)齒輪已知N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.14，把以上數(shù)據(jù)代入（4.4）式得：MPa（2）從動(dòng)齒輪已知N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.16，把以上數(shù)據(jù)代入（4.4）式得：MPa2.二檔齒輪校核（1）主動(dòng)齒輪已知N·mm；；；mm；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.16，把以上數(shù)據(jù)代入（4.4）式得：MPa（2）從動(dòng)齒輪已知N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.155，把以上數(shù)據(jù)代入（4.4）式得：MPa3.三檔齒輪校核（1）主動(dòng)齒輪已知N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.142，把以上數(shù)據(jù)代入（4.4）式得：MPa（2）從動(dòng)齒輪已知N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入（4.4）式得：MPa對(duì)于轎車而言，其許用應(yīng)力的范圍在180~350MPa，以上各檔均合適。4.4.2齒輪接觸強(qiáng)度校核接觸強(qiáng)度校核公式為：（4.5）式中：—輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；—齒面上的法向力（N），；—圓周力（N），；—計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；—節(jié)點(diǎn)處壓力角，為齒輪螺旋角；—齒輪材料的彈性模量（MPa）；—齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；，—主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，；、—主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力[]見表4.3。表4.3變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪1300-1400650-700國(guó)內(nèi)變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，對(duì)齒輪進(jìn)行噴丸處理后，輪齒產(chǎn)生殘余應(yīng)力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有改善。國(guó)外則采用鉻鎳合金鋼，在我國(guó)滲碳合金鋼的滲碳層深度一般是0.8~1.2mm。1.一檔齒輪接觸應(yīng)力校核（1）一擋主動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418=0.418=1270.3＜[]（2）一擋從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418=0.418=1238.4＜[]2.二擋齒輪接觸應(yīng)力校核（1）二擋主動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418=0.418=937.6＜[]（2）二擋從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418=0.418=914＜[]3.三擋齒輪接觸應(yīng)力校核（1）三擋主動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418=0.418=850.4＜[]（2）三擋從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418=0.418=829＜[]以上校核結(jié)果均滿足設(shè)計(jì)要求。4.5軸的設(shè)計(jì)及校核4.5.1軸的剛度計(jì)算軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計(jì)算[21]。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)算每對(duì)齒輪所在位置處，軸的撓度和轉(zhuǎn)角。一軸的常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，而且轉(zhuǎn)速高所以扭矩較小，通常來(lái)說(shuō)撓度不大，轉(zhuǎn)角也可以做適當(dāng)?shù)暮雎?，故可以不必?jì)算。撓度轉(zhuǎn)角圖如4.2所示。圖4.2變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為?？煞謩e用下式計(jì)算：（4.6）（4.7）（4.8）式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；—彈性模量（MPa），=2.1×105MPa；—慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；、—齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）；—支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm，軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。1.計(jì)算變速器上個(gè)齒輪的圓周力、切向力、軸向力輸入軸圓周力、切向力、軸向力計(jì)算如下。2.變速器輸入軸的剛度計(jì)算（1）一擋工作時(shí)的計(jì)算已知a=24mm，b=157mm，L=181mm，d=23mm，則有：mmmmmm（2）二擋工作時(shí)的計(jì)算已知a=85mm，b=96mm，L=181mm，d=25mm，則有：mmmmmm（3）三擋工作時(shí)的計(jì)算已知a=111mm，b=70mm，L=181mm，d=30mm，則有：=mmmmmm3.變速器輸出軸的剛度計(jì)算（1）一擋工作時(shí)的計(jì)算已知a=20mm，b=151mm，L=171m，d=30mm，則有：mmmmmm（2）二擋工作時(shí)的計(jì)算已知a=88mm，b=83mm，L=171mm，d=26mm，則有：mmmm（3）三擋工作時(shí)的計(jì)算已知a=112，b=59mm，L=171mm，d=25mm，則有：=mmmm4.5.2軸的強(qiáng)度計(jì)算1.輸入軸強(qiáng)度校核已知=7563.2N,=3808.46N，=3055.46N。（1）求H面內(nèi)支反力、和彎矩輸入軸受力如圖4.3（a）所示。（a）輸入軸水平方向受力圖（b）輸入軸垂直方向受力圖圖4.3輸入軸受力圖+=×=×由以上兩式可得=4833.96N，=432.33N，=89428.26N·mm。（2）求V面內(nèi)支反力、和彎矩輸入軸受力如圖4.3（b）所示，則+=（+）－×－=0由以上兩式可得=1747.15N，=52.03N，=32322.28N·mm。彎矩圖如圖4.4所示。==115953.25N·mm===103.74＜[]=89428.26N·mm=32322.28N·mm（a）輸入軸水平彎矩圖（b）輸入軸垂直彎矩圖圖4.4輸入軸彎矩圖2.輸出軸強(qiáng)度校核已知=7709.06N，=3882N，=3114.88N。求H面內(nèi)支反力、和彎矩輸出軸受力如圖4.4（a）所示。+==由以上兩式可得=1243.54N，=539.63N，=117946.68N·mm。（2）求V面內(nèi)支反力、和彎矩輸出軸受力如圖4.5（b）所示。+=（+）=－=0由以上兩式可得=1243.54N，=539.63N，=31710.27N·mm。=265267.77N·mm===29.67＜[]（a）輸出軸水平方向受力圖（b）輸出軸垂直方向受力圖圖4.5輸入軸受力圖彎矩圖如圖4.6所示。