兩軸五檔手動變速器課程設計 中心距78 發(fā)動機功率90KW

《兩軸五檔手動變速器課程設計 中心距78 發(fā)動機功率90KW》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《兩軸五檔手動變速器課程設計 中心距78 發(fā)動機功率90KW（24頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 目 錄 第一章 數(shù)據(jù)計算 3 1.1.1 變速器各擋傳動比的確定 3 1.1.2 中心距A 5 1.2 齒輪參數(shù) 6 1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配 6 2.1齒輪材料的選擇原則 11 2.2計算各軸的轉矩 12 2.3輪齒強度計算 12 2.3.1輪齒彎曲強度計算 12 2.3.2輪齒接觸應力σj 13 2.4計算各擋齒輪的受力 14 第三章 軸及軸上支承的校核 16 3.1軸的工藝要求 16 3.2軸的強度計算 16 3.3.1初選軸的直徑 16 3.2.2軸的強度驗算 17 3.3軸承及軸承校核 20 3.3.1一軸軸承校核 20 參考文獻 2

2、3 全套圖紙加扣?3012250582 第一章 數(shù)據(jù)計算 1.1設計初始數(shù)據(jù)：（方案一） 學號：15 最高車速：=169+15=184Km/h 發(fā)動機功率：=75+15=90KW 轉矩：=170-15*1=155Nm 總質量：ma=1710+15*2=1740Kg 轉矩轉速：nT=3200r/min 車輪： 185/60R14 r≈R=288mm 1.1.1 變速器各擋傳動比的確定 初選傳動比： 設五擋為直接擋，則=0.8 = 0.377 式中： —最高

3、車速 —發(fā)動機最大功率轉速 —車輪半徑 —變速器最大傳動比 —主減速器傳動比 / =1.4～2.0 即=（1.4～2.0）×2100=4480~6400r/min =9549× （式中=1.1～1.3，取=1.2） 所以，=9549×=6099.03～7207.95r/min 取=6000r/min 主減速器傳動比=0.377×=0.377×=4.43 雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%，?6時，=85%。 =96%， =×=90%×96%=86.4% 最大傳動比的選擇： ①滿足最

4、大爬坡度。 根據(jù)汽車行駛方程式 （1.1） 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 （1.2） 即， 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質量，—重力加速度，=1740×9.8=17052N； —發(fā)動機最大轉矩，=155N.m； —主減速器傳動比，=4.43； —傳動系效率，=95%； —車輪半徑，=0.288m； —滾動阻力系數(shù)， =0.02； —爬坡度，取=16.7° =2.31 ②滿足附著條件。 ·φ 在瀝

5、青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即≤=3.39 由①②得2.31≤≤3.39； 又因為輕型商用車=0.8~3.4； 所以，取=3.4 其他各擋傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，，， ==1.28 所以其他各擋傳動比為： =0.8=1.68，=0.8=1.31，==1.02 =0.8 1.1.2 中心距A 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 （1.3） 式中：—變速器中心距（mm）；

6、 —中心距系數(shù)，商用車：=8.9～9.3，取9.0 ； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）； —變速器一擋傳動比，=3.4； —變速器傳動效率，取96% ； —發(fā)動機最大轉矩，=155N.m 。 則， = =71.71（mm） 初選中心距=72mm。 1.2 齒輪參數(shù) 1、模數(shù) 齒輪的模數(shù)定為3.0mm。 2、壓力角 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。3、螺旋角 貨車變速器螺旋角：20°～25° 初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24° 4、齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒，取為6.0～8.5，取7.0。

7、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，取4mm。 5、齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。 1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配 圖1.3.1變速器傳動示意圖 1、 確定一擋齒輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12~17之間選用，最小為12~14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。 一擋傳動比為 （1.4） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （1.5） ==72 取整為72

8、 即=-=44-10=34 2、對中心距進行修正 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)。 ==72.24mm取整為A=72mm。 對一擋齒輪進行角度變位： 端面嚙合角 ： tan=tan/cos =21.72° 嚙合角 ： cos==0.925 =21.23° 變位系數(shù)之和 =1.23

9、 =0.6 計算精確值：A= 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =3×34/cos23.99°=111.65mm =3*10/cos23.99°=32.84mm 齒頂高 =1.44mm =1.35mm 式中：=（72.24-72.00）/3=0.08 =1.23-0.08=1.15 齒根高 =1.86mm

10、 =1.95mm 齒全高 =3.3mm 齒頂圓直徑 =35.54mm =114.53mm 齒根圓直徑 =127.02mm =50.47mm 當量齒數(shù) =13.12 =44.60 節(jié)圓直徑

11、 4、確定其他各擋的齒數(shù) 擋位 二檔 三檔 四檔 五檔 齒輪 3 4 5 6 7 8 9 10 齒數(shù) 17 27 21 23 19 25 24 20 變位系數(shù) 0.36 0.87 0.63 0.6 0.58 0.65 0.56 0.67 分度圓直徑d 55.83 88.67 62.39 82.09 68.96 75.52 78.01 65

12、.68 齒頂高ha 0.63 2.16 1.44 1.35 1.29 1.50 1.23 1.56 齒根高hf 2.67 1.14 1.86 1.95 2.01 1.8 1.98 1.74 齒全高h 3.3 3.3 3.3 3.3 3.3 3.3 3.3 3.3 齒頂圓直徑da 57.09 92.99 65.09 84.97 71.54 78.52 80.47 68.80 齒根圓直徑df

13、 50.49 86.39 58.67 78.19 66.94 71.92 74.05 62.20 當量齒數(shù)z 22.30 35.41 24.92 32.79 27.54 30.17 26.23 31.48 節(jié)圓直徑d‘ 55.82 88.65 62.39 82.09 68.96 75.52 78.81 65.67 節(jié)圓半徑r‘ 27.91 44.33 31.19 41.05 34.48 37.76 39.

14、41 32.84 5、確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=23，=14，則： = =56mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為 =2×72－3×(14+2)－1 =95mm

15、 =－2 =29.33 取=29 計算倒擋軸和第二軸的中心距 = =76.5mm 計算倒擋傳動比 = =7.04 =0.24 =-0.24 =0.24 節(jié)圓直徑

16、 第二章 齒輪校核 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度推薦采用

17、下列值： 時滲碳層深度0.8～1.2 時滲碳層深度0.9～1.3 時滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。 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，以提高表面硬度，細化材料晶面粒[13]。 2.2計算各軸的轉矩 發(fā)動機最大扭矩為155N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 Ι軸 ==155×99%×96%=147.31

18、N.m Ⅱ軸 一擋=147.31×0.96×0.99×34/10=399.62N.m 二擋=147.31×0.96×0.99×27/17=186.67N.m 三擋=147.31×0.96×0.99×25/19=184.21N.m 四擋=147.31×0.96×0.99×23/21=153.33N.m 五擋=147.31×0.96×0.99*20/24=116.66N.m 倒擋=184.21××23/14=273..35N.m 2.3輪齒強度計算 2.3.1輪齒彎曲強度計算 圖2.1 齒形系數(shù)圖 （2.1）

19、式中：—彎曲應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應力集中系數(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)； —齒形系數(shù)，如圖2.1。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，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力應取下限。 （1）計算一擋齒輪1，2的彎曲應力 ， = =167.52MPa<100～250MPa = =192.17MPa<

20、100～250MPa （ 2.3.2輪齒接觸應力σj （4.3） 式中：—輪齒的接觸應力（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力見表4.1。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×4=28mm 表2.1　變速器齒輪的許用

21、接觸應力 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 （1）計算一擋齒輪1，2的接觸應力 =11.05mm =27.25mm =1173.896MPa<1900～2000MPa =1230.07MPa<1900～2000MPa 2.4計算各擋齒輪的受力 （1）一擋齒輪1，2的受力 N 第三章 軸及軸上支承的校核 3.1軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結

22、構不同，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采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8[15]。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度[16]。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少[17]。 3.2軸的強度計算 3.3.1初選軸的直徑 已知中間軸式

23、變速器中心距=72mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值： ；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1） 式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑=21.48~24.70mm取最小直徑21mm；第二軸最大直徑=32.4~43.2mm取43mm；第二軸：；第一軸： 第二軸支承之間的長度=204~238mm取= 238 mm；，第一軸支承之間的長度=133.3～150mm取= 150 mm 3.2.2軸的強度驗算

24、 1、軸的剛度驗算 若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計算 （5.2） （5.3） （5.4） 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），=2.06×105MPa； —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

25、的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 a b L δ Fr （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大， 可以不必計算 （2）二軸的剛度 一檔時 N，N mm，，mm mm =-0.002rad 2、軸的強度計算 （1）二軸的強度校核 RVA RHB RHA RVB Fa9 Fr9 Ft9 RHA Ft9 RHB L2 L1

26、 L RVA RVB Fr9 M 906880Nmm Mc右=482424.73Nmm Mc左=81131.28Nmm 982660Nmm 1421.54Nm 一檔時撓度最大，最危險，因此校核。 1)求水平面內支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=4489.49N，=10203.39N，=906.88N.m 2)求垂直面內支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=401.64N，=5367.73N，=81131.28N.mm， =482424.73N.mm 按第三強度理論得： N.m

27、 3.3軸承及軸承校核 3.3.1一軸軸承校核 RV2 RH2 RH1 RV1 Fa9 Fr9 Ft9 RH2 Ft9 RH1 L2 L1 L RV2 RV1 Fr9 M FS2 FS1 950508.66Nmm 481203.67Nmm 79850.43Nmm 982660Nmm 1449350Nmm 1、軸及軸承的校核 ①由于工作轉速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號為30208，正裝。 ②一檔時傳遞的軸向力最大， N.m ③求水平面內支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=10575.896N，=4

28、116.98N，=950508.66N.mm ④求垂直面內支反力、和彎矩、 += 由以上兩式可得=345.86N，=5423.51N，=79850.43N.mm，=481203.67N.mm 按第三強度理論得： N.m 因此軸的強度足夠。 ⑤校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=10575.896N，=4116.98N，=950508.66N.mm Ⅱ）、內部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6 Ⅲ）、軸向力和 由于 所以軸承2被放松，軸承1被

29、壓緊 Ⅳ）、求當量動載荷 查機械設計課程設計得 徑向當量動載荷 Ⅴ）、校核軸承壽命 預期壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。 =25629.69h＞=24000h 合格 參考文獻 1. 王望予主編. 汽車設計（第四版）. 北京：機械工業(yè)出版社, 2005 2. 劉維信主編. 汽車設計. 北京：清華大學出版社, 2001 3. 陳家瑞主編. 汽車構造（下冊）. 北京：機械工業(yè)出版社, 2001 4. 汽車工程手冊編輯委員會. 汽車工程手冊（設計篇）. 北京：人民交通出版社, 2001 5. 劉維信編著. 機械最優(yōu)化設計（第二版）. 北京：清華大學出版社, 1994 6. 汽車機械式變速器動力輸出孔連接尺寸. GB／T 13051一91 7. 汽車機械式變速器分類的術語及定義. QC/T 465—1999 8. 汽車機械式變速器臺架試驗方法. QC/T 568—1999 9. 機械工程手冊：第五卷，機械零部件設計. 第二版. 北京：機械工業(yè)出版社, 1996