中間軸式五擋變速器設(shè)計(jì)【含CAD圖紙、說明書】
汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)變速器設(shè)計(jì)中間軸式變速器概 述變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求,改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速,使汽車具有適合的牽引力和速度,并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離,變速器具有倒擋和空擋。在有動(dòng)力輸出需要時(shí),還應(yīng)有功率輸出裝置。對變速器的主要要求是:1.應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí),根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求,選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動(dòng)比,來滿足這一要求。2.工作可靠,操縱輕便。汽車在行駛過程中,變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度,提高行駛安全性,操縱輕便的要求日益顯得重要,這可通過采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換擋或自動(dòng)、半自動(dòng)換擋來實(shí)現(xiàn)。3.重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材,采用合理的熱處理,設(shè)計(jì)合適的齒形,提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。4.傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失,應(yīng)有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量,采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃?dòng)效率。5.噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù),提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。中間軸式五檔變速器設(shè)計(jì)一、傳動(dòng)方案和零部件方案的確定作為一輛前置后輪驅(qū)動(dòng)的貨車,毫無疑問該選用中間軸式多擋機(jī)械式變速器。中間軸式變速器傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)如下:(1) 設(shè)有直接擋;(2) 1 擋有較大的傳動(dòng)比;(3) 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動(dòng),擋位低的齒輪(1 擋)可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng);(4) 除 1 擋外,其他擋位采用同步器或嚙合套換擋;(5) 除直接擋外,其他擋位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。(一) 傳動(dòng)方案初步確定(1)變速器第一軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體,第 2 軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第 1 軸后端的孔內(nèi),且保持兩軸軸線在同一條直線上,經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng),1 擋采用滑動(dòng)直齒齒輪傳動(dòng)。(2)倒擋利用率不高,而且都是在停車后再掛入倒擋,因此可以采用支持滑動(dòng)齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪,避免中間齒輪在最不利的正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作,提高壽命,并使倒擋傳動(dòng)比有所增加,倒擋的輸出軸從動(dòng)齒輪與 1 擋的輸出軸從動(dòng)齒輪相同。圖 1 中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案 根據(jù)以上要求,選擇圖 1-a 方案作為本設(shè)計(jì)的中間軸式五擋變速器的傳動(dòng)方案。(二)零部件結(jié)構(gòu)方案1齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較,斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn);缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜,工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒擋。2換擋機(jī)構(gòu)形式此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪和同步器換擋兩種形式。采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋,會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊,齒輪端部磨損加劇并過早損壞,并伴有噪聲,不宜用于高擋位。為簡化機(jī)構(gòu),降低成本,此變速器 1 擋、倒擋采用此種方式。常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多,嚙合套不會過早被損壞,但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。因此不適合用于本設(shè)計(jì)中的變速器,不采用嚙合套換擋。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲,得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大,但為了降低駕駛員工作強(qiáng)度,降低操作難度,2 擋以上都采用同步器換擋。3變速器軸承變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(dòng)軸套等。變速器第 1 軸、第 2 軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承,按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力,原則上由前或后軸承來承受都可以;但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候,必須由后端軸承承受軸向力,前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動(dòng)軸套用于齒輪與軸不固定連接,有相對轉(zhuǎn)動(dòng)的地方,比如高擋區(qū)域同步器換擋的第 2 軸齒輪和第 2 軸的連接,由于滾針軸承滾動(dòng)摩擦損失小,傳動(dòng)效率高,徑向配合間隙小,定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高,有利于齒輪嚙合,在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下,應(yīng)盡量使用滾針軸承。二、主要參數(shù)的選擇和計(jì)算目前,貨車變速器采用 45 個(gè)擋或多擋,多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在 45 個(gè),需要通過計(jì)算傳動(dòng)比范圍后最后確定。(一)先確定最小傳動(dòng)比傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比可由變速器最小傳動(dòng)比 和主減速器傳動(dòng)比 的乘積來表 0示= 3-10通常變速器最小傳動(dòng)比 取決于傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比 和主減速器傳動(dòng)比 , 0 0而根據(jù)汽車?yán)碚?,汽車最高車速時(shí)變速器傳動(dòng)比最小,則根據(jù)公式=0.377 3-20式中: 為汽車行駛速度,km/h; n 為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,r/min; r 為車輪半徑,m; 特指為最高擋傳動(dòng)比??傻?0.377 3-3 輕型車輪胎尺寸根據(jù) GB/T2977-1977載重汽車輪胎系列可選用6.5R16LT,即輪胎的名義寬度為 6.5in,輪輞名義直徑 16in,貨車輪胎扁平率為90100,在此取 90,則輪胎滾動(dòng)半徑可以計(jì)算為:=(6.590%+16)25.41000 0.352()汽車給定的最大車速為 80km/h,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為 3403r/min,代入 3-3 式得=5.08另外,為了滿足足夠的動(dòng)力性,還需要校核最高擋動(dòng)力因數(shù) 。一般汽0車直接擋或最高擋動(dòng)力因數(shù)取值范圍如下表所示動(dòng)力因數(shù)取值輕型貨車 微型貨車 轎車0.040.08 0.080.1 0.10.2本設(shè)計(jì)中取 =0.06,最小傳動(dòng)比與最高擋動(dòng)力因數(shù) 有如下關(guān)系0 0= 3-40t 221.15式中: 為直接擋或最高擋時(shí),發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出最大扭矩時(shí)的最大車速,km/h,此時(shí)可近似取 = 。其它參數(shù)見下表。參數(shù)說明t (N.m)最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速(r/min)空氣阻力系數(shù) 迎風(fēng)面積A(m2)(km/h)0.9 235.58 1640 0.8 3.51 80根據(jù) 3-4 式可得 =5.85.08,從滿足最高擋動(dòng)力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟(jì)性,取傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比為 =5.14。若按直接擋 =1,則 =5.14,該車采用 0單級主減速器,主減速器傳動(dòng)比 ,滿足要求。i0 7(二)確定最大傳動(dòng)比確定傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比,要考慮三方面問題,最大爬坡度或 1 擋最大動(dòng)力因數(shù) 、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動(dòng)系的最大傳動(dòng)比通常是變速器 10擋傳動(dòng)比 與主減速器傳動(dòng)比 的乘積,即1 0= 3-510當(dāng)汽車爬坡時(shí)車速很低,可以忽略空氣阻力,汽車的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為= + 3-6各表達(dá)式展開為3-7t =cos+sin則 3-81( cos+sin) 0t各參數(shù)見下表計(jì)算參數(shù)表 t f 0 r(m) (kg) (N.m)0.9 0.02 5.14 0.352 4500 235.58 167(30%)代入 3-8 式計(jì)算可得 4.25 。11 擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿足附著條件= 3-910t 對于后輪驅(qū)動(dòng)汽車,最大附著力有如下公式= = = 3-10222式中: 為后軸質(zhì)量, =65% ,取 =0.82 2 將式 3-10 代入式 3-9 求得=7.41120t取 =6。因此,變速器傳動(dòng)比范圍是 16,傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比1=30.84。(三)擋位數(shù)確定增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋位數(shù)越多,變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜,使輪廓尺寸和質(zhì)量加大,而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。在最低擋傳動(dòng)比不變的情況下,增加變速器的擋位數(shù)會使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動(dòng)比比值減小,使換擋工作容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最小傳動(dòng)比之后,應(yīng)該確定中間各擋的傳動(dòng)比。實(shí)際上,汽車傳動(dòng)系各擋傳動(dòng)比大體上是按照等比級數(shù)分配的。此貨車暫定擋位數(shù)為 5,則相鄰擋位傳動(dòng)比的比值為Q= = =1.5651.84146.0一般擋數(shù)選擇要求如下:1) 為了減小換擋難度,相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在 1.8 以下。2) 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。滿足要求,確定擋位數(shù)為 5,則=6, = =3.83, = =2.45, =q=1.565, =1。為了滿足要求 2)1 23 32 4 5各擋取值修正如下: =6, =3.7, =2.34, =1.51, =11 2 3 4 5(四)中心距 A對于中間軸式變速器,中間軸與第 2 軸之間的距離稱為變速器中心距 A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù),對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強(qiáng)度都有影響。中心距越小,齒輪的接觸應(yīng)力越大,齒輪的壽命越短。因此,最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。初選中心距 A 時(shí),可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算A= 3-1131 式中: 比為 中心距系數(shù), 貨車為 8.69.6;為發(fā)動(dòng) 機(jī)最大 轉(zhuǎn) 矩, .; 1為變 速器 1擋傳動(dòng)傳動(dòng)效率,取 96%。; 為變 速器貨車的變速器中心距在 80170mm 范圍內(nèi)變化。對于本輕型貨車,可取=9.3,其余取值按照已有參數(shù)計(jì)算 3-11 式可得 A102.96mm。(五)外形尺寸設(shè)計(jì)貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān),5 擋為(2.73)A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時(shí),應(yīng)取給出范圍的上限。本車 5 擋變速器殼體的軸向尺寸取 3A,取整得 L=309mm。(六)齒輪參數(shù)1模數(shù)的選取齒輪模數(shù)選取的一般原則如下1)為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù),同時(shí)增加齒寬;2)為使質(zhì)量小些,應(yīng)該增加模數(shù),同時(shí)減少齒寬;3)從工藝方面考慮,各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù);4)從強(qiáng)度方面考慮,各擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù);5)對于貨車,減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要,因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些;6)低擋齒輪選用大一些的模數(shù),其他擋位選用另一種模數(shù)。微型貨車( )變速器齒輪法向模數(shù)范圍為 3.003.50,所選模數(shù)應(yīng)該6符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。優(yōu)先選用第一系列的模數(shù),盡量不選括號內(nèi)的模數(shù)。遵照以上原則,1 擋直齒齒輪選用模數(shù) m=3.5mm,其余擋位斜齒齒輪選=3.5mm。同步器與嚙合套的結(jié)合齒多采用漸開線齒形,出于工藝性考慮,同一變速器中的結(jié)合齒模數(shù)相同,其選取范圍為:乘用車和中型貨車取 23.5。選取較小的模數(shù)可是齒數(shù)增多,有利于換擋,在此取 2.0。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),可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對貨車,為提高齒輪強(qiáng)度應(yīng)選用 22.5或 25等大些的壓力角。國家規(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。遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為 20,嚙合套或同步器壓力角為 30。3螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、齒輪強(qiáng)度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí),可使齒輪嚙合的重合度增加,因而平穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā),以 1525為宜,從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和重合度出發(fā),應(yīng)當(dāng)選用大些的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是 1826。4齒寬 b齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量,但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)削弱,齒輪工作應(yīng)力增加;選用較大的齒寬,工作時(shí)會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜,使齒輪沿齒寬方向受力不均勻,并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來確定齒寬 b。直齒為 b= m, 為齒寬系數(shù), 取為 4.58.0。斜齒為 b= , 取為 6.08.5。 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可選為 24mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù) 可取大些,使接觸線長度增加,接觸應(yīng)力降低,以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。因此,每擋主動(dòng)輪齒寬系數(shù) 取 8,從動(dòng)輪齒寬系數(shù) 取 7。 5齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因?yàn)椋号錅愔行木?;提高齒輪的強(qiáng)度和壽命;降低齒輪的嚙合噪聲。高度變位齒輪副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輪的齒根強(qiáng)度,使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo),故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則如下。1)對于高擋齒輪,應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2)對于低擋齒輪,為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度,應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大小齒輪的變位系數(shù)。3)總變位系數(shù)越小,齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng),噪聲要小一些。為了降低噪聲,對于變速器中除去 1、2 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。一般情況下,隨著擋位的降低,總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。1、2 擋和倒擋齒輪應(yīng)該選用較大的值。6齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)取值為 1.0。7各擋齒輪齒數(shù)的分配(1)確定一擋齒輪齒數(shù)1 擋傳動(dòng)比= 3-111291101 擋采用直齒滑動(dòng)齒輪傳動(dòng)= = + 3-12z2910其中模數(shù) m=3.5,中心距 A=102.96mm,代入 3-12 式得 =58.83, 取整z 為 60,中間軸上 1 擋齒輪 的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些,以便使 的傳動(dòng)比大些,貨10910車可在 1217 之間選取,因此取 =13,則 = - =47。8 7 8(2)修正中心距 AA=m /2=105(mm)z通過選用正角度變位系數(shù),可以湊出新的中心距為 A=105mm。(3)確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式 3-11 可知= 3-13211109常嚙合傳動(dòng)齒輪 、 中心距和 1 擋齒輪的中心距相等,即1 2A= 3-14(1+2)2cos2其中,常嚙合齒輪 、 采用斜齒圓柱齒輪,模數(shù) =3.5,初選螺旋角1 2 =26,代入 3-13 和 3-14,解得 20.3,取整得 =20,則 取整為 34。2 1 1 2根據(jù)所確定的齒數(shù),修正螺旋角 =25.8。2本例 = =6.146 6,則齒數(shù)分配合適。129110(4)確定其他各擋齒輪的齒數(shù)1)2 擋齒輪齒數(shù)。2 擋采用直齒輪傳動(dòng)= 3-1578212A= 3-16(7+8)2將 =3.7 和 A=105 代入 3-15 和 3-16 可求得 =41.1, =18.9,分別取整為2 7 8=41, =19。根據(jù)所確定的齒數(shù),核算傳動(dòng)比 =3.668 3.7,滿足設(shè)計(jì)要求。7 8 22)3 擋齒輪齒數(shù)的計(jì)算。3 擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計(jì)算如下:= 3-1756312A= 3-18(5+6)2cos6= 3-19tan2tan613+21+2其中 =2.34,初選螺旋角 =22,計(jì)算式 3-19 左右兩端得3 6=1.496 13+21+2=1.21.496tan2tan6相差較大,盡量縮小差距,取 =18,已是極限,代入計(jì)算,得6=1.49,相差不大,滿足基本要求。tan2tan6將 =18代入 3-17 和 3-18 可求得 =33, =24。根據(jù)所確定的齒數(shù),核6 5 6算傳動(dòng)比 =2.338 2.34,滿足設(shè)計(jì)要求。3按式 3-18 算出精確的螺旋角 =18.2。63)4 擋常嚙合齒輪為斜齒輪= 3-2034412A= 3-21(3+4)2cos4= 3-22tan2tan414+21+2其中 =1.51,初選螺旋角 =22,計(jì)算式 3-22 左右兩端得4 4=1.185 =1.214+21+2 tan2tan4相差不大,滿足基本要求。將 =22代入 3-20 和 3-21 可求得 =26, =29。根據(jù)所確定的齒數(shù),核4 3 4算傳動(dòng)比 =1.524 1.51,滿足設(shè)計(jì)要求。4 =按式 3-21 算出精確的螺旋角 =25.8。44)5 擋為直接擋。(5)確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距倒擋選用的模數(shù)與 1 擋齒輪相同,中間軸上倒擋齒輪 的齒數(shù)已經(jīng)確定為1114,倒擋軸上的倒擋齒輪 一般在 2133 之間選取。12初選 =23,m=3.5 ,則中間軸與倒擋軸的中心距為12A= =64.75(mm)(11+12)2倒擋齒輪 與 1 擋齒輪 嚙合,初選 =21,則可計(jì)算倒擋軸與第 2 軸的13 9 13中心距為A= =119(mm)(13+9)2=212911113=6.25因此,變速器所有擋位的傳動(dòng)比確定如下:=6.146 =3.6681 2=2.338 =1.5243 4=1 =6.255 變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算變速器齒輪的損壞形式主要有:輪齒折斷、齒面疲勞剝落(點(diǎn)蝕) 、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時(shí),齒輪受到較大的沖擊載荷作用;一對齒輪相互嚙合,齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕;換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。所以需要對齒輪進(jìn)行計(jì)算和校核。1、輪齒設(shè)計(jì)計(jì)算與其它機(jī)械設(shè)備用變速器比較,不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外,汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變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(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪,同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 (1)一擋直齒輪彎曲應(yīng)力 :w3-23btyKFf1式中: 彎曲應(yīng)力(MPa) ;w圓周力(N) , ; 為計(jì)算載荷(Nmm) ; 為節(jié)圓直tFdTFg21d徑(mm) ;應(yīng)力集中系數(shù), 取 =1.65;KK摩擦力影響系數(shù),主動(dòng)齒輪 =1.1,從動(dòng)齒輪 =0.9;f f fK齒寬(mm);b端面齒距, ;t mt齒形系數(shù), =0.2因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑 ,式中 為齒數(shù),所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式 3-zd23 后得3-24cfgwzKmT32當(dāng)計(jì)算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 時(shí),一、倒擋直齒gT maxeT輪許用彎曲應(yīng)力在 400850MPa。對于本設(shè)計(jì), 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 根據(jù)傳動(dòng)比換算g maxe到 1 擋的值,前面已經(jīng)得出 =235580Nmm,代入下式maxeT12axzeg得 =400486 NmmgT由公式 3-24 得:cfgwKzmT1032=24004861.651.13.53138.50.2=488.37MPa w滿足設(shè)計(jì)要求。(2)三擋斜齒輪彎曲應(yīng)力 :w3-25KbtF1彎曲應(yīng)力(MPa) ;w圓周力(N) , ; 為計(jì)算載荷(Nmm) ; 為節(jié)圓直tFdTFg21d徑(mm) ;coszmdn斜齒輪螺旋角( ), =18.2;應(yīng)力集中系數(shù), =1.50;KK齒寬(mm);b法向齒距, ;t nmt齒形系數(shù), =0.165重合度影響系數(shù), =2.0。KK將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式 3-25,整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為:3-26KmzTngw3cos2當(dāng)計(jì)算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 時(shí),斜齒輪許用彎gT maxeT曲應(yīng)力在 100250MPa。由公式 3-26 得: KmzTcngw36os2=2235580cos18.21.5243.530.16582= 72.5MPa w滿足設(shè)計(jì)要求。1.2 輪齒接觸應(yīng)力3-27bzjFE1418.0式中:輪齒的接觸應(yīng)力(MPa) ;j齒面上的法向力(N) , ; 為圓周力;Fcos1F1F斜齒輪螺旋角( );齒輪材料的彈性模量(MPa), E MPaE510.2齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm);b主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm) ,直齒輪 ,z sinzr斜齒輪 ;2cosinzr從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm) ,直齒輪 ,b sinbr斜齒輪 ;2cosinbr將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計(jì)算載荷時(shí),變速器齒輪2maxeT的許用接觸應(yīng)力 見表 4.1j表 4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 (MPa)j計(jì)算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 jNzmTdFneg3581coscos2cos1ax1 b = = =24.5(mm)73.58.14cosin2zrm.5i2b齒 輪 液體碳氮共滲齒輪9501000常嚙合齒輪和高擋齒輪一擋和倒擋齒輪 19002000滲 碳 齒 輪13001400 650700由公式 3-27 得: bzjFE1418.01.258.45.203.=759MPa j滿足設(shè)計(jì)要求。計(jì)算第二軸一擋直齒輪接觸應(yīng)力 jNmzTdFeg 5102cos135.8coscs2o10ax1 b = = =24.5(mm)73.5 mzrz 78.2sinsi10b 3.ii9由公式 3-27 得: bzjFE1418.013.287.5.240.=1163.6MPa 滿足設(shè)計(jì)要求。本設(shè)計(jì)變速器齒輪材料采用 20CrMnTi,并進(jìn)行滲碳處理,大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。滲碳齒輪表面硬度為 5863HRC,芯部硬度為 3348HRC2、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1、軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體,前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上,其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力,軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定,而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)的中間軸采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。倒擋軸采用固定軸式,倒擋軸上的齒輪采用聯(lián)體齒輪,而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上,以便齒輪磨損后更換2.2、確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸,主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí),由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定,也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定:第二軸和中間軸中部直徑: mAd47105.)50.4.( 第一軸花鍵部分: TKde 285.36.43max式中 -發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩, NmmaxeTK-經(jīng)驗(yàn)系數(shù),K=4.0 4.6為保證設(shè)計(jì)的合理性,軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此,軸的直徑 d 與軸的長度 L 的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸: d/L=0.16 0.18;第二軸: d/L=0.18 0.21。前面算過,5 擋變速器殼體的軸向尺寸取 3A,則 L=315mm,中間軸兩支撐間距離略小于變速器殼體的軸向尺寸 L,可近似取 L=310mm 進(jìn)行計(jì)算。中間軸 d/L=47/310=0.150.16,過小了,將 d 取大一點(diǎn),取 d=50mm,則d/L=0.16,滿足設(shè)計(jì)要求。第二軸支撐間的距離通常由經(jīng)驗(yàn)公式確定:=22=315224.5=266第二軸 d/L=0.19,滿足設(shè)計(jì)要求。2.3、軸的強(qiáng)度驗(yàn)算(1)軸的剛度驗(yàn)算對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;后者使齒輪相互歪斜。初步確定軸的尺寸以后,可對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力,必須先求第二軸的支反力。擋位不同,不僅圓周力、徑向力和軸向力不同,而且力到支點(diǎn)的距離也有變化,所以應(yīng)當(dāng)對每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取 。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副,因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷又小,通常撓度不大,故可不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖 2 所示時(shí),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 ,則可分別用下式計(jì)算 mfEILbaFfcc 10.5.321fIfss 2radEILabF02.3)(1全撓度 .2ffsc式中:齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N) ;1F齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N;)2彈性模量(MPa),EMPa;10.25E慣性矩(mm ),對于實(shí)心軸, ;I4 64/dI軸的直徑,花鍵處按平均直徑計(jì)算;d、 為齒輪上的作用力距支座 、 的距離(mm) ;abAB支座間的距離(mm) 。L對于中間軸常嚙合齒輪:變速器軸向尺寸 L=315mm,取 a=29mm,則b=L-a=286mm NmzTdTFneer 2450.320tan58ta2costa21xmx1 zneet 65.coscs1axax2 NmzTdTFneea 29.3208sinsi2t1axmax 44.679/dI代入上式得: mfEILbaFf cc 10.5.028.321fIf ss 6.2 radradEILbaF02.08.3)(1 .74.2fffsc滿足設(shè)計(jì)要求。一擋齒輪副中間軸上的齒輪:L=315mm,取 a=3 = (mm) ,2324.574b=L-a=241(mm ) NmzTdFegr 64075.3120tan48tan2costan10x1 zegt 7.102ax2NmzTdFega 8510.31202tan458tan2tn10x 44m.6793/dI代入上式得: fEILbaFfcc 10.5.03.21mfIf ss 92.32 radradEILbaF02.031.)(1 .97.2fffsc滿足設(shè)計(jì)要求。(2)軸的強(qiáng)度驗(yàn)算作用在齒輪上的徑向力和軸向力,使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形,而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力 Fc 和 Fs 之后,計(jì)算相應(yīng)的彎矩 Mc,Ms。軸在轉(zhuǎn)矩 Tn 和彎矩的共同作用下,其應(yīng)力為: )MPa(32dWw式中: 22jcsTM計(jì)算轉(zhuǎn)矩,Nmm; jT軸在計(jì)算斷面處的直徑,花鍵處取內(nèi)徑,mm;d彎曲截面系數(shù),mm ;wW3在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩,Nmm;sM在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩,Nmm;c許用應(yīng)力 。MPa40變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。對于本例支點(diǎn) A 的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為: NLbFs 134685217602c 941maFMc75.362Ns.9Ten58.23maxmMncs 7.122PadWw38.9強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。
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