機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 說 明 書 C Users wh Desktop 3 部 裝 圖 dwgC Users wh Desktop 3 齒 輪 dwg C Users wh Desktop 3 裝 配 圖 dwg 總裝圖 齒輪圖 以及軸圖 上圖標打開 word 后 雙擊即 可打開 前提是安裝過 autocad 打開后另存為文件即 可 課題名稱 一級圓柱齒輪減速器 專 業(yè) 機電一體化 姓 名 學 號 指導老師 東北大學繼續(xù)教育學院 2012 年 6 月 05 日 目錄 中文摘要 4 ABSTRACT 5 前言 6 1 減速器概述 6 1 1減速器功用和基本要求 6 1 1 1減速器的功用 6 1 1 2減速器的基本要求 7 1 2 減速器的一般結(jié)構及其基本類型 7 1 2 1減速器的一般結(jié)構 7 1 2 2基本類型 7 2 減速器總體方案的確定 7 2 1減速器傳動機構布置方案選擇 8 2 1 1固定軸式減速器的選擇 8 2 1 2 倒擋布置方案 8 2 2 零 部件結(jié)構方案選擇 9 2 2 1 齒輪形式 9 2 2 2 換擋機構形式 9 2 3 3自動脫擋 9 2 2 4 減速器軸承 10 2 2 5減速器操縱機構 10 3 減速器主要參數(shù)的選擇 11 3 1擋數(shù) 11 3 2 傳動比范圍及傳動比的確定 11 3 3 中心距 A 12 3 4外形尺寸 13 3 5齒輪參數(shù) 13 3 5 1 模數(shù) 13 3 5 2壓力角 齒輪螺旋角 13 3 5 3齒寬 14 3 5 4齒頂高系數(shù) 14 3 6 各檔齒輪齒數(shù)的分配 14 3 6 1確定一檔齒輪的齒數(shù) 14 3 6 2對中心距 A進行修正 15 3 6 3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 15 3 6 4確定其他各擋的齒數(shù) 15 3 6 5確定倒檔齒輪齒數(shù) 15 3 6 7齒輪變位系數(shù)的選擇原則 16 3 7 斜齒輪的幾何尺寸計算 17 4 齒輪的強度計算與校核 17 4 1齒輪的損壞形式 17 4 2計算各軸的轉(zhuǎn)矩 17 4 3齒輪強度計算 18 4 3 1齒輪彎曲強度計算 18 4 3 2輪齒接觸應力 j 22 4 4計算各擋軸的受力 25 5 軸及軸上支承的校核 28 5 1軸的強度計算 28 5 1 1初選軸的直徑 28 5 1 2軸的強度驗算 28 6 結(jié)論 34 參考文獻 35 中文摘要 減速器是汽車傳動系統(tǒng)中一個比較關鍵的部件 是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn) 矩和轉(zhuǎn)速 目的是在原地起步 爬坡 轉(zhuǎn)彎 加速等各種行駛工況下 使汽車獲得不同的 牽引力和速度 同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作 減速器設有空擋 可在起動發(fā) 動機 汽車滑行或是停車時使發(fā)動機的動力停止下能夠驅(qū)動輪傳輸 減速器設有倒擋 使 汽車獲得倒退行駛的能力 它設計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能 減速器的速比 設計雖然有許多理論可以參考 但大多數(shù)只是經(jīng)驗公式 對于具體傳動比的分配還沒有一 種較為實用的計算方法 傳統(tǒng)理論一般是根據(jù)經(jīng)驗或參照同類車型來確定減速器傳動比 這顯然有它的不足之處 主觀性因素較大 而且沒有一種有效的評價指標來確定性能的好壞 本文通過分析傳統(tǒng)等比級數(shù)分配速比的優(yōu)缺點 創(chuàng)造性地提出了基于減速器各個檔位使用 率的不同 以發(fā)動機功率的實際使用率最大化作為目標函數(shù)進行優(yōu)化設計的減速器速比分 配方法 并用實例計算的結(jié)果證明它是一種非常有效的設計方法 本文主要是根據(jù)指定的 部分技術指標來進行減速器結(jié)構中一些齒輪 軸 軸承等結(jié)構設計和計算選取和可靠性計 算 關鍵詞 減速器 結(jié)構設計 速比 計算 ABSTRACT The transmission is a key Part in the driveline of the automobile and is applied to change the torque and speed transmitted from the engine to drive wheels At this the vehicle will gain various speed and traction under different running conditions such as starting climbing turning acceleranting ect At the same time the engine can be operating under the best state The gear case is set a neutral gear so the power transmission from engine may be stop in engine starting sliding motion and stopping to the vehicle The gear case is also set a reverse gear so as to gain back running performance The quality of design will directly affect the actual function of use Although there are many theories can consult about the degine of transmission but plenty of them are just experiential formula There is not a good kind of calculation method for the distribution of concrete gear ratio Traditional theories are generally according to experience or the same kind car type to decide the gear ratios of the transmission Obviously there are its shortages the subjectivity factor compares greatly there is no a kind of valid evaluation index to confirm the quality of the design By analyzing the merit and the shortage of the traditional method of the design of the gear ratios In this passage we put out a new transmission s gear ratios allotting method according to the different using rate to each gear of the transmission We optimize the design by using it the maximizes of the actual utilization rate of engines power as the target function Then we use an example s calculating reuslt to prove that it is a kind of valid design method The purpose of this paper is applying for collection of some gears and bears calculation of reliability and check of parts strength according to the assigned technical index The Keyword Gear case Calculation of reliability Gear ratios Compute 前言 減速器在汽車傳動系中扮演著至關重要的角色 現(xiàn)在的汽車上廣泛采用活 塞式內(nèi)燃機 其轉(zhuǎn)矩和變速范圍較小 而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力 和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化 為了解決這一矛盾 在傳動系中設置了減速 器 以滿足復雜條件的使用要求 隨著科技的高速發(fā)展 人們對汽車的性能要 求越來越來高 使用壽命 能源消耗 振動噪聲等在很大程度上取決于減速器 的性能 1894年減速器由法國人路易斯 雷納 本哈特和埃米爾 拉瓦索推廣在汽 車上使用 從此減速器在汽車上就得到廣泛的運用 經(jīng)過 100多年的發(fā)展 汽 車減速器的技術達到了一個空前的高度 尤其在近幾十年 汽車工業(yè)在各個國 家的高速發(fā)展 更加帶動了減速器的進步 隨著各個領域的科學技術的發(fā)展 在未來減速器主要發(fā)展方向 1 節(jié)能與環(huán)境保護 研究高效率的傳動副 來節(jié)約能源 采用零污染的工 作介質(zhì)或潤滑油來避免環(huán)境污染 根據(jù)發(fā)動機的特性和行駛工況來設計減速器 使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài) 以保證汽車在最高傳動效率和最低污染物排放區(qū)運 行 2 應用新型材料 各種新材料的使用推動汽車技術的發(fā)展和性能的提高 3 高性能 低成本 微型化 對減速器進行機構創(chuàng)新的研究 探索減速器 的新類型 對傳動副的材料和機理進行研究 提高壽命 減小質(zhì)量 進行減速 器的動力學特性和振動研究 以求提高特性 降低噪聲 采用先進的制造技術 提高減速器的性能和降低成本 4 智能化 集成化 根據(jù)發(fā)動機的特性和汽車的行駛工況 通過計算機智 能控制 實現(xiàn)對減速器傳動比的實時控制 使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài) 齒輪變速箱 機械式減速器 在現(xiàn)代汽車中使用中并不理想 會隨著社會的進 步和汽車技術的發(fā)展 必將被社會所淘汰 這是一個必然的趨勢 也才能滿足 汽車消費者對汽車動力性和經(jīng)濟性的高標準要求 就目前而言 機械式減速器 仍然會以結(jié)構簡單 效率高 功率大三大顯著優(yōu)點依然占領著汽車變速箱的主 流地位 1 減速器概述 1 1減速器功用和基本要求 機械式變速箱主要應用了齒輪傳動的降速原理 簡單的說 變速箱內(nèi)有多 組傳動比不同的齒輪副 而汽車行駛時的換檔行為 也就是通過操縱機構使變 速箱內(nèi)不同的齒輪副工作 如在低速時 讓傳動比大的齒輪副工作 而在高速 時 讓傳動比小的齒輪副工作 1 1 1減速器的功用 根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求 改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速 使 汽車具有合適的牽引力和速度 并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作 為保證汽車倒車亦即是發(fā)動機和傳動系統(tǒng)能夠分離 減速器具有倒檔和空擋 在有動力輸出需要時 還應有功率輸出裝置 1 1 2 減速器的基本要求 l 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性 2 設置空擋 用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的動力傳輸 3 設置倒擋 使汽車能倒退行駛 4 設置動力輸出裝置 需要時能進行功率輸出 5 換擋迅速 省力 方便 6 工作可靠 汽車行駛過程中 減速器不得有跳擋 亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象生 7 減速器應有高的工作效率 8 減速器的工作噪聲低 9 自身重量要盡量小 10 拆裝容易 維修方便 除此之外 減速器還應當滿足輪廓尺寸小 制造成本低等要求 1 2 減速器的一般結(jié)構及其基本類型 1 2 1減速器的一般結(jié)構 1 殼體 殼體是基礎件 用以安裝支承減速器全部零件及存放潤滑油 其 上有安裝軸承的精確鏜孔 減速器承受變載荷 所以殼體應有足夠的剛度 內(nèi) 壁有加強 形狀復雜 多為鑄件 材料為灰鑄鐵 常用 HT200 為便于安裝 傳動部分和操縱部分常做成剖分式 箱蓋與殼體用螺栓聯(lián)接并可靠定位 殼體 上有加油 放油口 油面檢查尺口 還應考慮散熱 2 傳動部分 是指齒輪 軸 軸承等傳動件 軸的幾何尺寸通過強度 剛 度計算確定 因主要決定于剛度 而碳鋼與合金鋼彈性模量近乎相等 所以一 般用碳鋼 常用 45鋼 只有齒輪與軸制成一體或軸載荷嚴重才用合金鋼 軸與 齒輪多為花鍵聯(lián)接 對中性好 能可靠傳遞動力 擠壓應力小等 軸的花鍵部 分和放軸承處經(jīng)表面淬火處理 軸多用滾動軸承支承 潤滑簡單 效率高 徑 向間隙小 軸向定位應可靠 潤滑方式多用飛濺 25m s 只要粘度適宜可 甩到壁上 3 操縱部分 主要零件位于減速器蓋內(nèi) 1 2 2基本類型 1 按傳動比變化方式的不同 減速器可分為有級式 無級式和綜合式三種 2 按操縱方式劃分 減速器可以分為強制操縱式 自動操縱式和半自動操縱 式三種 2 減速器總體方案的確定 減速器由傳動機構及操縱機構組成 2 1減速器傳動機構布置方案選擇 減速器傳動機構有兩種分類方法 根據(jù)前進擋數(shù) 三擋減速器 四擋減速器 五擋減速器 多擋減速器 根據(jù)軸的形式 固定軸 旋轉(zhuǎn)軸 而固定軸可分 兩軸式減速器 中間軸式減速器 雙中間軸式減速器 多中 間軸式減速器 固定軸式應用廣泛 其中兩軸式減速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車 上 中間軸式減速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上 旋轉(zhuǎn)軸式主要用于 液力機械式減速器 2 1 1固定軸式減速器的選擇 固定軸式又分為兩軸式減速器 中間軸式減速器 雙中間軸式減速器 多 中間軸式減速器 中間軸式減速器傳動效率高 噪聲低齒輪和軸承磨損減少 減速器的使用壽命得到提高 本課題設計的是前置后輪驅(qū)動的汽車減速器 故 選擇多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上的中間軸式五檔減速器 2 1 2 倒擋布置方案 圖 1 倒擋布置方案 如圖 1 為常見的倒擋布置方案 圖 b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸 上的一擋齒輪 因而縮短了中間軸的長度 但換擋時要求有兩對齒輪同時進入嚙 合 使換擋困難 圖 c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 d所示方案針對前者的缺點作了修改 因而取代了圖 c所示方案 圖 e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 f所示 方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪 換擋更為輕便 為了充分利用空間 縮短減速器軸向長度 有的貨車倒擋傳動采用圖 g所示方案 其缺點是倒擋須各 用使減速器上蓋中的操縱機構復雜一些 本設計采用圖 f 所示傳動方案 減速 器的一擋或倒擋因傳動比大 工作時在齒輪上作用的力增大 并導致減速器軸 產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角 使工作齒輪嚙合態(tài)變壞 最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和 工作噪聲增加 為此 無論兩軸式減速器還是中間軸式減速器的一擋與倒擋 都應當布置在近軸的支承處 以便改善上述不良狀況 然后按照從抵擋到高擋 順序布置各擋齒輪 這樣做既能使軸有足夠大的剛性 又能保證易裝配 倒擋 的傳動比雖然與一擋傳動比接近 但因為使用倒擋時間非常短 從這點出發(fā)有 些方案將一擋布置在靠近軸的支承處 2 2 零 部件結(jié)構方案選擇 2 2 1 齒輪形式 減速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 直齒圓柱齒輪運轉(zhuǎn)時 平穩(wěn)性稍差 工作噪聲較高 但是比較容易制造 而且倒擋時汽車一般要處于 速度為零的狀態(tài) 因此直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋 與直齒圓柱齒輪比較 斜齒圓柱齒輪有使用壽命長 運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 工作噪聲低等優(yōu)點 缺點是制造時稍復 雜 工作時有軸向力 這對軸承不利 減速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱 齒輪 盡管這樣會使常嚙合齒輪齒數(shù)增加 并導致減速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增 大 一般用于高速擋 因此本設計除倒擋和一擋采用標準直齒輪外均采用斜齒 輪傳動 2 2 2 換擋機構形式 減速器換擋機構有直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換擋等三種形式 直齒滑動齒輪換擋的特點是結(jié)構簡單 緊湊 但由于換擋不輕便 換擋時 齒端面受到很大沖擊 導致齒輪早期損壞 滑動花鍵磨損后易造成脫擋 噪聲 大等原因 初一擋 倒擋外很少使用 嚙合套換擋形式一般是配合斜齒輪傳動使用的 由于齒輪常嚙合 因而減 少了噪聲和動載荷 提高了齒輪的強度和壽命 嚙合套分為內(nèi)嚙合套和外嚙合 套 視結(jié)構布置而選定 嚙合套換擋結(jié)構簡單 但還不能完全消除換擋沖擊 目前在要求不高的擋位上常被使用 采用同步器能保證換擋迅速 無沖擊 無噪聲 與操作技術無關 同時能 提高汽車的加速性能 燃油經(jīng)濟性和行使安全性 故選擇同步器作為換檔機構 但其缺點是結(jié)構復雜 制造精度要求高 軸向尺寸有所增加 銅質(zhì)同步環(huán)的使 用壽命較短 本設計采用的是鎖環(huán)式同步器 2 3 3自動脫擋 自動脫擋是減速器的主要故障之一 由于接合齒磨損 減速器軸的剛度不 足以及振動等原因 都會導致自動脫擋 為解決這個問題 除了在制造這些結(jié) 構零件的工藝上采取措施以外 目前在結(jié)構上采取措施且行之有效的方案有以 下幾種 l 將兩接合齒的嚙合位置錯開 這樣在嚙合時 使接合齒端部超過被接合齒約 1 3rnrn 使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損 并在接合齒端部形成凸肩 可用來阻止接合齒自動脫擋 2 將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄 切下 0 3 0 6mm 這樣 換擋后嚙合套 的后面被后齒圈的前端面頂住 從而阻止自動脫擋 3 將接合齒的工作面設計并加工成斜面 形成倒錐角 一般傾斜 2o一 3o 使 接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力 這種方案比較有效 應用較多 將接合 齒的齒側(cè)設計并加工成臺階形狀 也具有相同的阻止自動脫擋的效果 2 2 4 減速器軸承 作旋轉(zhuǎn)運動的減速器軸支承在殼體或其他部位的地方以及齒輪與軸不做固 定連接處應安置軸承 減速器軸承常采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 滑動軸套等 至于何處應當采用何種類型的軸承 是受結(jié)構限 制并隨所承受的載荷特點不同而不同 汽車減速器有機構緊湊 尺寸小的特點 作旋轉(zhuǎn)運動的減速器軸支承在殼 體或其他部分的地方以及齒輪與軸不做固體連接處應安置軸承 減速器軸承常 采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 滑動軸套等 本設計 采用圓錐滾子軸承 2 2 5減速器操縱機構 1 減速器操縱機構的功用及基本要求 減速器操縱機構的功用是進行擋位變換 根據(jù)汽車行駛條件的需要改變減 速器傳動機構的傳動比 變換傳動方向或中斷發(fā)動機的動力傳遞 設計減速器 操縱機構時 應滿足以下基本要求 掛擋后應保證結(jié)合套于與結(jié)合齒圈的全部套合 或滑動齒輪換擋時 全 齒長都進入嚙合 在振動等條件影響下 操縱機構應保證減速器不自行掛擋或 自行脫擋 為此在操縱機構中設有自鎖裝置 為了防止同時掛上兩個擋而使減速器卡死或損壞 在操縱機構中設有互 鎖裝置 為了防止汽車在前進時誤掛倒擋 導致零件按損壞 在操縱機構中設有 倒擋鎖裝置 2 換檔位置圖 設計操縱機構首先要確定換檔位置圖 換檔位置圖的確定主要從換檔方便 考慮 因此有下列三點要求 按換檔次序來排列 將常用檔放在中間位置 其它檔放在兩邊 為了避免誤掛倒檔 往往將倒檔安排在最靠邊的位置 有時與一檔組成 一排 根據(jù)上述三點要求 并結(jié)合本減速器及其換檔機構的特點 現(xiàn)確定本減速 器換檔布置圖如圖 2 圖 2 換擋位置圖 3 操縱方案的選擇 減速器操縱機構常見的由變速桿 撥塊 撥叉 變速叉軸及互鎖 自鎖和 倒檔鎖裝置等主要零件組成 可分為 直接操縱手動換檔減速器 遠距離操縱 手動換檔減速器 電控自動換檔減速器 一般前置發(fā)動機后輪驅(qū)動汽車的減速 器距離駕駛員座位較近 換檔桿等外操縱機構多集中安裝在減速器箱蓋上 結(jié) 構簡單 操縱容易并且準確 根據(jù)設計要求我們選擇的是直接操縱手動換檔減 速器 3 減速器主要參數(shù)的選擇 本設計是根據(jù)東方之子 1 8L手動豪華車型開展的 設計中所采用的相關參 數(shù)均來源于此種車型 主減速比 4 782 最高時速 190km h 輪胎型號 205 65R15 發(fā)動機型號 SQR481FC 最大扭矩 170Nm 4500 最大功率 95kw 5750 最高轉(zhuǎn)速 6000r min 3 1擋數(shù) 減速器的擋數(shù)可在 3 20個擋位范圍內(nèi)變化 通常減速器的擋數(shù)在 6擋以下 當擋數(shù)超過 6擋以后 可在 6擋以下的主減速器基礎上 在進行配置副減速器 通過兩者的相互作用就可以按照要求獲得多個擋位 近年來為了降低油耗 減速器的擋位有增加的趨勢 目前 轎車一般用 4 5個擋位的減速器 級別高的轎車減速器多用 5個擋 貨車減速器采用 4 5 個擋或多擋 裝載質(zhì)量在 2 3 5t的貨車采用 5擋減速器 裝載質(zhì)量在 4 8t的 貨車采用 6擋減速器 多檔減速器多用于重型貨車和越野汽車 因此根據(jù)設計 要求我選擇的是五檔手動機械式減速器 3 2 傳動比范圍及傳動比的確定 減速器的傳動比范圍是指減速器最低檔傳動比與最高擋傳動比的比值 傳 動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù) 汽車的最高車速和使用條件 如要求的 汽車爬坡能力 等因素有關 目前轎車的傳動比范圍在 3 4之間 輕型貨車在 倒145 5 6之間 其它貨車則更大 選用最低檔傳動比時 應根據(jù)汽車最大爬坡速度 驅(qū)動輪與路面的附著力 汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮 確定 汽車爬陡坡時車速不高 空氣阻力可忽略 則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面 間的滾動阻力及爬坡阻力 故有 3 max0erTi 1 maxaxmax g fcosin g 1 則由最大坡度要求的減速器 擋傳動比為 3 maxeo giTi r1 2 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件 3 ax2eiG 1r 3 求得減速器 擋傳動比為 3 2max0reiTi 11 4 式中 max 道路最大阻力系數(shù) rr 驅(qū)動輪的滾動半徑 Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 i0 主減速比 汽車傳動系的傳動效率 G2 汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷 路面的附著系數(shù) 可取 0 5 0 6 本設計取為 0 5 則由已知條件 滿載時 m 1800kg T emax 170N m i 0 4 782 0 95 max 0 3745 r r 337 25mm 可知 1809 37450 2 8489i 3 51704205i 1 又因為轎車的傳動比為 3 4 3 85i1 超速擋的傳動比一般為 0 7 0 8 本設計取五擋為超速擋傳動比為 i5 0 75 根 據(jù)公式 可知 max1innq 13 85 107nq 又因為 ii12345 故 52 69i3 1 2i4修 正 為 3 3 中心距 A 中心距對減速器的尺寸及質(zhì)量有直接的影響 而且對齒輪的接觸強度有影 響 中心距越小 齒輪的接觸強度越大 齒輪的壽命越短 因此最小允許中心 距應由保證輪齒有必要的接觸強度來確定 此外 由于一檔小齒輪的齒數(shù)不能 太少 中心距過小時往往不易滿足一檔傳動比的要求 減速器軸經(jīng)軸承安裝在 殼體上 從布置軸承的可能和不影響殼體的強度考慮 要求中心距大一些 而 中心距過大將使減速器的質(zhì)量和尺寸增加很多 很顯然這也不是很理想 初選 中心距 A時 可根據(jù)己有的經(jīng)驗公式初選 3 Aemaxg3 KTi 1 5 式中 A 為減速器中心距 mm K A為中心距系數(shù) 轎車 KA 8 9 9 3 本設計取 KA 9 貨車 K A 8 6 9 6 多擋減速器 KA 9 5 11 0 T emax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 N m 1為減速器一擋傳動比 為g 減速器傳動效率 取 96 則得初始中心距A3 170 8596 7 08m 3 4外形尺寸 減速器的橫向外形尺寸 可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間 過渡 齒輪和換 擋機構的布置初步確定 影響減速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù) 換擋機構形式以及齒輪形式 五 擋減速器的軸線尺寸 b 2 7 3 0 A 本設計取 b 3 0 A 77 08 3 231 24mm 3 5齒輪參數(shù) 3 5 1 模數(shù) 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3 3eax 0 47T 6 其中 170Nm 可得出 mn 2 5emaxT 一擋直齒輪的模數(shù) m m 3 3emax0 T 7 通過計算 m 3 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形 由于制造工藝上的原因 同一減 速器中的嚙合套模數(shù)都取相同 轎車和輕型貨車取 2 3 5 本設計取 m 3 3 5 2壓力角 齒輪螺旋角 齒輪最普遍采用國家規(guī)定的 20 齒輪標準壓力角 嚙合套或同步器的接合 齒壓力角普遍采用 30 壓角 這樣能使齒輪的抗彎強度和表面接觸強度得到一 定的增強 并能在一定程度上使輪齒剛度降低 減少進入嚙合和退出嚙合時的 動載荷 使傳動平穩(wěn) 降低噪聲 螺旋角太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性 太 大又會使軸向力過大 增大螺旋角時 會使齒輪嚙合的重合度增加 因而工作 平穩(wěn) 噪聲降低 齒輪的強度相應提高 但當 30 時 雖接觸強度會繼續(xù)提 高 而彎曲強度會驟然下降 因此從提高低檔齒輪的彎曲強度角度考慮 刀不 宜過大 中間軸式減速器為 22 34 初選 30 中間軸上的全部齒輪一律采 用右旋 而一 二軸上的斜齒輪取左旋 其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受 3 5 3齒寬 齒寬應滿足既能減輕減速器質(zhì)量 同時又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要求 通 常根據(jù)模數(shù)來確定齒寬 b b kc m 3 6 式中 kc 齒寬系數(shù) 直齒輪取 kc 4 4 7 0 斜齒輪取 kc 6 0 8 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 2 4mm 本設計 取 4mm 3 5 4齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后 包括我國在內(nèi) 規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1 00 3 6 各檔齒輪齒數(shù)的分配 確定減速器各檔齒輪齒數(shù)時 應考慮下列因數(shù) 1 盡量符合動力性 經(jīng)濟性等對各檔傳動比的要求 2 最少齒數(shù)不產(chǎn)生根切 3 互相嚙合的齒輪 齒數(shù)間不應有公因數(shù) 速度高的齒輪更需要注意這點 4 齒數(shù)多 可以降低齒輪的傳動噪聲 結(jié)合是上述要求 在初選中心距 齒輪模數(shù)和螺旋角以后 可以根據(jù)預先確定 的減速器檔數(shù) 傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù) 3 6 1確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔的傳動比為 3 29110 Zi 7 為了求 的齒數(shù) 先求其齒數(shù)和 斜齒9Z10 h 3 2 7 08 351 4hAm 8 當轎車三軸式的減速器 i1 3 5 3 9時 則 z10 15 17 此處取 z10 16 則 z9 51 4 16 35 3 6 2對中心距 A進行修正 上面根據(jù)初選的 A及 m計算出的 Zh可能不是整數(shù) 將其調(diào)整為整數(shù)后 從式 3 8 看出中心距有了變化 這時應從 Zh及齒輪變位系數(shù)反過來計算中 心距 A 在以這個修正后的中心距做為以后計算的依據(jù) 這里 Zh修正為 51 則可反推出 A 76 5mm 3 6 3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 常嚙合的傳動齒輪的中心距和一檔齒輪的中心距相等 即 3 12cosnmZA 9 常嚙合齒輪傳動比 3 10219Zi 10 把數(shù)據(jù)代入 3 10 和 3 11 聯(lián)解可以求得 Z1 19 Z2 34 和原傳動比相差不大 則 1 2 33 910 3 i 3 6 4確定其他各擋的齒數(shù) 二擋齒輪為斜齒輪 模數(shù)與一擋齒輪相同 3 2718Zi 11 而 i2 2 55 故有 1 42578Z 對于斜齒輪 3 n2coshAm 12 代入數(shù)據(jù)可得 Z 7 34 Z8 24 7 8 22 3 同理可以求出其它檔位的變位斜齒輪數(shù) 三檔 Z 5 27 Z6 29 5 6 27 四擋 Z 3 19 Z4 34 3 4 33 3 6 5確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔的傳動比和一檔傳動比較為接近 本設計中倒擋傳動比 iR取 3 7 中間 軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒輪齒數(shù)略小 取 Z12 13 而通常情況下 倒擋齒輪 Z13取 21 23 本設計取 Z13 23 由 3 2132Ri 13 可算出 Z11 27 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 A 3 14 123 54mZ 而倒擋軸與第二軸的中心距 3 15 13 2 75mAZ 3 6 7齒輪變位系數(shù)的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié) 采用變位齒輪 除了避免 齒輪產(chǎn)生根切和配中心距以外 它還影響齒輪使用平穩(wěn)性 耐磨損 抗膠合能 力及齒輪的嚙合噪聲 變位齒輪主要有兩類 高度變位和角度變位 高度變位的一對嚙合齒輪的變 位系數(shù)之和等于零 高度變位可增加小齒根強度 使它達到和大齒輪強度接近 的程度 高度變位齒缺點是不能同時增加一對齒輪的強度 也很難降低噪聲 角 齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零 角度變位既具有高度變點 又避免了其缺點 總變位系數(shù) c 1 2越小 一對齒輪齒根總的厚度越薄 齒根越弱 抗 彎強度越低 但是由于齒輪的剛度減小 易于吸收沖擊振動 故噪聲要小一些 另外 c值越小 齒輪的齒形重合度越大 這不但對降噪聲有利 而且由 于齒形重合度增大 單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近 彎曲力矩減小 相當于齒根強度提高 對由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強度的因素有所抵消 根據(jù)上訴理由 為了降低噪聲 對于減速器中除去一 二擋和倒擋以外的 其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值 以便獲得低噪聲傳動 一 般情況下 最高擋和一軸齒輪副的 c可以選為 0 2 0 2 隨著擋位的降低 c值應該逐擋增大 一 二擋和倒擋齒輪 應該選用較大的 c值 以便獲得 高強度齒輪副 一擋齒輪的 c值可以選用 1 0以上 在這里一 四擋主動齒 輪的齒數(shù)小于 17 因此一 四擋齒輪需要變位 變?yōu)橄禂?shù) 17 6 0 59Z 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù) 3 7 斜齒輪的幾何尺寸計算 根據(jù) 分度圓直徑 齒頂高 ha ha mn h a 1 齒頂圓直徑 da cosnmZd d 2ha 可推出 一擋齒輪 d 9 105 0mm ha9 3 0mm da9 111 0mm d10 48 0mm ha10 3 0mm da10 54 0mm 二擋齒輪 d7 90mm ha7 2 5mm da7 95 0mm d8 63 8mm ha8 2 5mm da8 68 8mm 三擋齒輪 d5 74 2mm ha5 2 5mm da5 79 2mm d6 79 7mm ha6 2 5mm da6 84 7mm 四擋齒輪 d3 54 6mm ha3 2 5mm da3 59 6mm d4 97 7mm ha4 2 5mm da4 102 7mm 常嚙合齒輪 d1 54 6mm ha1 2 5mm da1 59 6mm d2 97 7mm ha2 2 5mm da2 102 7mm 倒擋齒輪 d11 81mm ha11 3 0mm da11 86 0mm d12 39 0mm ha12 3 0mm da12 45 0mm d13 69 0mm ha13 3 0mm da13 75 0mm 4 齒輪的強度計算與校核 4 1齒輪的損壞形式 減速器齒輪的損壞形式主要有兩種 齒輪折斷 齒面疲勞剝落 點蝕 移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合 4 2計算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機最大扭矩為 171N m 齒輪傳動效率 99 離合器傳動效率 99 軸 承傳動效率 96 軸 170 99 96 161 57N m1T承離 maxe 中間軸 161 57 96 99 34 19 274 8N m212 i齒承 軸 一擋 274 8 0 96 0 99 35 16 571 3N m0931 齒承 二擋 274 8 0 96 0 99 34 24 370 0N m872 iT齒承 三擋 274 8 0 96 0 99 27 29 243 2N m653齒承 四擋 274 8 0 96 0 99 19 34 145 9N m4324 i齒承 五擋 274 8 0 96 0 99 261 1N m齒承 35T 倒擋 274 8 27 13 515 5N m122 i 齒承倒 29 06 4 3齒輪強度計算 與其它機械設備用減速器比較 不同用途汽車的減速器齒輪使用條件仍是 相似的 此外 汽車減速器齒輪用的材料 熱處理方法 加工方法 精度級別 支撐方式也基本一致 如汽車減速器齒輪用低碳合金鋼制作 采用剃齒或磨齒 精加工 齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝 齒輪精度不低于 7級 因此 比 用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪 同樣可 以獲得較為準確的結(jié)果 在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr 4 3 1齒輪彎曲強度計算 1 直齒輪彎曲應力 w 4 1 tf byFK 圖 4 1 齒形系數(shù) 式中 w 彎曲應力 Mpa Ft 圓周力 N F 1 2Tg d 其中 Tg為計算載荷 N mm d 為 節(jié)圓直徑 mm K 為應力集中系數(shù) 可近似取 K 1 65 Kf 摩擦力影響系數(shù) 主動齒輪取 1 1 從動齒輪取 0 9 Kc 齒寬系數(shù) Kc 7 0 b 齒寬 mm 取 20mm t 端面齒距 mm t m m 為模數(shù) y 齒形系數(shù) 如圖 4 1 計算一擋齒輪 Z9 35 Z10 16 y9 0 145 y10 0 13 T31 571 3Nm T2 274 8Nm 31fw9c 33a2 my57 60 913 14457 6TKZMP 2fw103c 33amy74 8165 10 70MPTKZ 計算倒擋齒輪 Z11 27 Z12 13 Z13 23 y11 0 139 y12 0 155 y13 0 13 T31 531 3Nm T2 274 8Nm T 倒擋 515 5Nm fw13c3a2 m5 160 9 4273 68MPTKZ 倒 擋 2fw13c3amy74 8165 012PTKZ 13321213 yKzmZTcfw a 74 8 6509 MP 當計算載荷 取作用到減速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 時 一 倒擋直齒gT maxeT 輪許用彎曲應力在 400 850MP a 故符合要求 2 斜齒輪彎曲應力 4 2 KyzmTcngw3os2 式中 計算載荷 N mm gT 法向模數(shù) mm nm 齒數(shù) z 斜齒輪螺旋角 應力集中系數(shù) 1 50 K K 齒形系數(shù) 可按當量齒數(shù) 在圖中查得 y 3coszn 齒寬系數(shù) 7 0cc 重合度影響系數(shù) 2 0 K K 計算二擋齒輪 ymzTcnw73827os 3a 0 2 15 14479MP KymzTcnw83728os 3a 4 15 3 1020P 計算三擋齒輪 KymzTcnw5365os2 3a 24 cos271 5 10979MP KymzTcnw63526os 3a 74 81 190722MP 計算四擋齒輪 KymzTcnw3443os a 215 9s1 5 028776MP KymzTcnw4324os 3a 8s1 5 1047225P 計算常嚙合齒輪 KymzTcnw1321os 3a 6 57s1 5 490822MP KymzTcnw23os 3a 74 81 5 10725P 當計算載荷 取作用到減速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 時 對乘用車常嚙gT maxeT 合齒輪和高擋齒輪 許用應力在 180 350 MPa 對貨車為 100 250MP a 故滿 足要求 4 3 2輪齒接觸應力 j 4 j zb1 0 48 FE 3 其中 F F1 cos cos F1 2Tg g 取作用在減速器第一軸上的載荷gT 作為計算載荷 將其帶入 4 3 得公式2 maxeT 4 gj zb1 0 418 bdcosE 4 式中 輪齒的接觸應力 MP a j 計算載荷 N mm gT d 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 MP a E 齒輪接觸的實際寬度 mm b z b 主 從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm 直齒輪 z rzsin b rbsin 斜齒輪 z r zsin cos 2 b r bsin cos 2 rz r b 主 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm 將作用在減速器第一軸上的載荷 作為計算載荷時 減速器齒輪的許2 maxeT 用接觸應力 見表 4 1 j 彈性模量 20 6 104 N mm 2 齒寬 7 2 5 17 5mmEnccKb 表 2 1 減速器齒輪的許用接觸應力 MPaj 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高擋 1300 1400 650 700 計算一擋齒輪 10zd48 sini20 m2 9b516 31j99 z10b9 0 48 bdcosTE 435 261 077 62 1522 8 MPa 1900 2000 MP a 2j1010 z10b9 48 bdcosTE 47 6 527 62 1562 1MPa 1900 2000 MP a 計算二擋齒輪 822zd63 8 sin co sin0cos m 7b9158 32j77 z8b710 418 dcosTE 430 61 592cos 258 0 1075 2 MPa 1900 2000 MP a 2j88 z8b710 41 bdcosTE 4 374 061 532cos 258 0 1232 8 MPa 1900 2000 MP a 計算三擋齒輪 622zd79 sin co sin0cos 140m 5b4 3j55 z6b51 0 418 bdcosTE 432 01 7cos27 0 1074 7 MPa 1900 2000 MP a 2j66 z6b51 0 418 bdcosTE 437 01 592cos7 0 1102 3 MPa 1900 2000 MP a 計算四擋齒輪 422zd sin c sincs3 m 3b546o0o12 34j3 z4b310 18 dcsTE 35 92061 7ocs20 963 2 MPa 1900 2000 MP a 2j44 z4b31 0 18 bdcsTE 37 061 59ocs20 988 2 MPa 1900 2000 MP a 計算常嚙合齒輪 122zd4 6 sin csincos31 m 2b97o00 1j1 z1b20 48 dcsTE 436 570 1 ocs3 0 1013 6 MPa 1900 2000 MP a 2j2 z1b2 0 418 bdcosTE 4 374 061 59cos3 0 988 2 MPa 1900 2000 MP a 計算倒擋齒輪 12zd3 sinsi206 m 13b9n17 si1 52 j11 z13b 0 48 bdcoTE 倒 擋 435 2061 07s 725 1546 0 MPa 1900 2000 MP a j1212 z12b3 0 48 bdcosTE 437 06 10539 7 1992 0 MPa 1900 2000 MP a j1313 z12b 0 48 bdcosTE 22 Z 437 0 61 059 25 1939 8 MPa 1900 2000 MP a 4 4計算各擋軸的受力 一擋齒輪 313t9257 10 8 9NdTF 23t1074 8 10 5NdTF r9tan 9tan2 r10t1450703 二擋齒輪 323t77 82 Nd9TF 23t84 1064 6 t7nr 8a 2tan 28 1coscosF tnr87 8614 t097 63N a7t 2 tan2 F 8t78n614 三擋齒輪 33t52 2 0 5 Nd4TF 23t67 8169 9 t5nr 6a5 tan20 4 6coscosFN tnr65 689 t 27 a5t 5 3tanF 6t56n89 四擋齒輪 343t21 0 54 NdTF 23t474 8 10 562 4Nd9TF t3nr 4a tan9 coscos tnr43 4562 t0 21 3FN a3t tan 4t34n562F 常嚙合齒輪 13t2 7 10 98 Nd56T 23t 4 52 497F t1nr 2a8 tan0 1 3coscosN tnr21 256 4t2 93F a1t 98 tan 2t12n564F 倒擋齒輪 3t1 0 1278 Nd8T 倒 擋 23t174 9 9F r1t an18 tan20 4135 7N r2t40389 5 軸及軸上支承的校核 5 1軸的強度計算 減速器在工作時 由于齒輪上有圓周力 徑向力和軸向力作用 減速器的 軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩 要求減速器的軸應有足夠的剛度和強度 因為剛度不足 軸會產(chǎn)生彎曲變形 結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合 對齒輪的強度 耐磨性和工 作噪聲等均有不利影響 因此 在設計減速器軸時 其剛度大小應以保證齒輪 能有正確的嚙合為前提條件 設計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑 然后根據(jù)公式進行有關剛度和強度方面的驗算 5 1 1初選軸的直徑 已知中間軸式減速器中心距 76 5mm 第二軸和中間軸中部直徑A 軸的最大直徑 和支承距離 的比值 對中間軸 A d60 45 dL 0 16 0 18 對第二軸 0 18 0 21 L 第一軸花鍵部分直徑 mm 可按式 5 1 初選d 5 1 3maxeTK 式中 經(jīng)驗系數(shù) 4 0 4 6 K 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 N m maxeT 第一軸花鍵部分直徑 取 d1 26mm 第二軸 31d 4 017 2 6 中間軸最大直徑 取第二軸 d2max 45mm 中max 56459 間軸 dmax 45mm 對中間軸 L d 0 16 0 18 250 281 25mm 取 L 260mm 第二軸 L2 d 0 18 0 21 214 3 250mm 取 L2 250mm 第一軸 L1 d 0 16 0 18 144 44 162 5mm 取 L1 150mm 5 1 2軸的強度驗算 1 軸的剛度驗算 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 可分別用式cf sf 5 2 5 3 5 4 計算 5 2 4 2r2r3aF6ELdbIfc 5 3 4 223aF6ELdbIftts 5 4Iabrr 4 式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力 N rF 齒輪齒寬中間平面上的圓周力 N t 彈性模量 MP a 2 06 105MPa EE 慣性矩 mm 4 對于實心軸 I 64dI 軸的直徑 mm 花鍵處按平均直徑計算 d 齒輪上的作用力距支座 的距離 mm abAB 支座間的距離 mm L 軸的全撓度為 mm 2 02 scff 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 齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過 cf sf 0 002rad a b L Fr 1 第一軸常嚙合齒輪副 因距離支承點近 負荷又小 通常擾度不大 故 可以不必計算 因本設計是中間軸式五檔減速器 故中間軸為主要軸 所以在這里只校核中間軸及軸承 d35 d34 d33 d32 d24d25 d23 d22 d21 d31 2 中間軸的剛度 a b L Fr 一擋時 Ft10 11450N Fr10 3535 7N d22 35 8mm a10 188 86mm b10 68 12mm L 256 98mm4210r103a6ELdfc 2254 7681 6 93805 0 m ELdbFft4210s103a6 225468 6 938014 0 1m 2221010 5 82csff 0 00043rad 0 002rad 4210103aF6ELdbr 二擋時 Ft8 8614 4N Fr8 2977 6N d23 40 5mm a8 164 36mm b8 92 62mm L 256 98mm 2r8436cfdEL 22456297 61 33 1098 m 2t8s8436FabfdEL 22451 961 3 098 m 222880 3 92csff 0 00015 rad 0 002radr8104236b aFdEL 三擋時 Ft6 8614 4N Fr6 2977 6N d24 47mm a6 152 37mm b6 104 61mm L 256 98mm2r43cfdEL 22456 1 3704 61 9807 m 2t6s643FabfdEL 2245895 1 3704 61 980 m 2266 17 2csff 0 00005 rad 0 002radr642b a3FdEL 四擋時 Ft4 5625 4N Fr4 2100 9N d25 38mm a4 82 11mm b4 174 87mm L 256 98mm2r563cfdEL 22456210 98174 3 698 m 2t4s45FabfdEL 22456 8174 3 069807 m 2244 2csff 0 0001rad 0 002radr4256b a3FdEL 五擋時 Ft2 5625 4N Fr2 2100 9N d26 34mm a2 31mm b2 225 98mm L 256 98mm r4263cfdEL 224510 93 8 69 m 2ts2463FabfdEL 22455 31 98 060 m 2220 1 3 2csff 0 0003 rad 0 002radr2426b a3FdEL 倒擋時 Ft12 14092 3N Fr12 4578 9N d21 34mm a12 247 73mm b12 9 25mm L 256 98mm 421r123a6ELdfc 2456578 9 3 3 1061980 m ELdbFft421s12a 245609 37 9 6108 m 221210 4 1 2csff 0 0005 rad 0 002radr2426b a3FdEL 2 中間軸的強度校核 1 求水平面內(nèi)支反力 和彎矩 HARBHCMD AR2tF1t 12Lt 2LtHB 由以上兩式可得 5043 3N 13510 2N 156342 3N mm HARHC 124969 35N mmHDM 2 求垂直面內(nèi)支反力 和彎矩 VABVCMD ARB2rF1 LRdLFVBrar 212tn 由以上兩式可得 1317 8N 5362N 49598 5N mm 40851 8N mm VARVBR左VCM右VCM 1 12869N mDM 按第三強度理論得 22c 318 HCVT 右 c326 8 7MPa 40ad 2238 VDHVDTNm 321 70Pa 40ad 6 結(jié)論 對于本次設計的變速箱來說 其特點是 扭矩變化范圍大可以滿足不同的 工況要求 結(jié)構簡單 易于生產(chǎn) 使用和維修 價格低廉 而且采用結(jié)合套掛 擋 可以使減速器掛擋平穩(wěn) 噪聲降低 齒輪不易損壞 在設計中采用了 5 1 擋手動減速器 通過較大的傳動比變化氛圍 可以滿足汽車在不同的工況下的 要求 從而達到其經(jīng)濟性和動力性的要求 參考文獻 1 王世震 石美玉 孫鳳英 汽車構造 M 機械工業(yè)出版社 2004 8 2 中國汽車工程學會 世界汽車技術發(fā)展跟蹤研究 M 北京理工大學出版社 2006 11 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