兩軸五檔手動(dòng)變速器課程設(shè)計(jì) 中心距78 發(fā)動(dòng)機(jī)功率90KW

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1、 目 錄 第一章 數(shù)據(jù)計(jì)算 3 1.1.1 變速器各擋傳動(dòng)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(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 12 2.3輪齒強(qiáng)度計(jì)算 12 2.3.1輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 12 2.3.2輪齒接觸應(yīng)力σj 13 2.4計(jì)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(qiáng)度計(jì)算 16 3.3.1初選軸的直徑 16 3.2.2軸的強(qiáng)度驗(yàn)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(xiàn) 2

2、3 全套圖紙加扣?3012250582 第一章 數(shù)據(jù)計(jì)算 1.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)：（方案一） 學(xué)號(hào)：15 最高車速：=169+15=184Km/h 發(fā)動(dòng)機(jī)功率：=75+15=90KW 轉(zhuǎn)矩：=170-15*1=155Nm 總質(zhì)量：ma=1710+15*2=1740Kg 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：nT=3200r/min 車輪： 185/60R14 r≈R=288mm 1.1.1 變速器各擋傳動(dòng)比的確定 初選傳動(dòng)比： 設(shè)五擋為直接擋，則=0.8 = 0.377 式中： —最高

3、車速 —發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 —車輪半徑 —變速器最大傳動(dòng)比 —主減速器傳動(dòng)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(dòng)比=0.377×=0.377×=4.43 雙曲面主減速器，當(dāng)≤6時(shí)，取=90%，?6時(shí)，=85%。 =96%， =×=90%×96%=86.4% 最大傳動(dòng)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(fēng)、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(zhì)量，—重力加速度，=1740×9.8=17052N； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=155N.m； —主減速器傳動(dòng)比，=4.43； —傳動(dòng)系效率，=95%； —車輪半徑，=0.288m； —滾動(dòng)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?yàn)檩p型商用車=0.8~3.4； 所以，取=3.4 其他各擋傳動(dòng)比的確定： 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： 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為： ，，， ==1.28 所以其他各擋傳動(dòng)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(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）； —變速器一擋傳動(dòng)比，=3.4； —變速器傳動(dòng)效率，取96% ； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)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(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°。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(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)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(nèi)，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(dòng)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(dòng)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(duì)中心距進(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)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(jì)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(duì)一擋齒輪進(jìn)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(jì)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(dāng)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h(yuǎn)a 0.63 2.16 1.44 1.35 1.29 1.50 1.23 1.56 齒根高h(yuǎn)f 2.67 1.14 1.86 1.95 2.01 1.8 1.98 1.74 齒全高h(yuǎn) 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(dāng)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(jì)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(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×72－3×(14+2)－1 =95mm

15、 =－2 =29.33 取=29 計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距 = =76.5mm 計(jì)算倒擋傳動(dòng)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(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)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30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)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(shí)滲碳層深度0.8～1.2 時(shí)滲碳層深度0.9～1.3 時(shí)滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。 對(duì)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(xì)化材料晶面粒[13]。 2.2計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為155N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)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(qiáng)度計(jì)算 2.3.1輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 圖2.1 齒形系數(shù)圖 （2.1）

19、式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）； —計(jì)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(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如圖2.1。 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)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(yīng)力應(yīng)取下限。 （1）計(jì)算一擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 ， = =167.52MPa<100～250MPa = =192.17MPa<

20、100～250MPa （ 2.3.2輪齒接觸應(yīng)力σj （4.3） 式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； —計(jì)算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點(diǎn)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(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計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)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(yīng)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(jì)算一擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力 =11.05mm =27.25mm =1173.896MPa<1900～2000MPa =1230.07MPa<1900～2000MPa 2.4計(jì)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(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)

22、構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)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(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8[15]。 對(duì)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(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度[16]。 對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對(duì)于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少[17]。 3.2軸的強(qiáng)度計(jì)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(duì)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(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)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(qiáng)度驗(yàn)算

24、 1、軸的剛度驗(yàn)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δ，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計(jì)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(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、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(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(yīng)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(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大， 可以不必計(jì)算 （2）二軸的剛度 一檔時(shí) N，N mm，，mm mm =-0.002rad 2、軸的強(qiáng)度計(jì)算 （1）二軸的強(qiáng)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(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。 1)求水平面內(nèi)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(nèi)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(qiáng)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(zhuǎn)速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號(hào)為30208，正裝。 ②一檔時(shí)傳遞的軸向力最大， N.m ③求水平面內(nèi)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(nèi)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(qiáng)度理論得： N.m 因此軸的強(qiáng)度足夠。 ⑤校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=10575.896N，=4116.98N，=950508.66N.mm Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 Ⅴ）、校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。 =25629.69h＞=24000h 合格 參考文獻(xiàn) 1. 王望予主編. 汽車設(shè)計(jì)（第四版）. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社, 2005 2. 劉維信主編. 汽車設(shè)計(jì). 北京：清華大學(xué)出版社, 2001 3. 陳家瑞主編. 汽車構(gòu)造（下冊(cè)）. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社, 2001 4. 汽車工程手冊(cè)編輯委員會(huì). 汽車工程手冊(cè)（設(shè)計(jì)篇）. 北京：人民交通出版社, 2001 5. 劉維信編著. 機(jī)械最優(yōu)化設(shè)計(jì)（第二版）. 北京：清華大學(xué)出版社, 1994 6. 汽車機(jī)械式變速器動(dòng)力輸出孔連接尺寸. GB／T 13051一91 7. 汽車機(jī)械式變速器分類的術(shù)語及定義. QC/T 465—1999 8. 汽車機(jī)械式變速器臺(tái)架試驗(yàn)方法. QC/T 568—1999 9. 機(jī)械工程手冊(cè)：第五卷，機(jī)械零部件設(shè)計(jì). 第二版. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社, 1996