一級(jí)圓柱齒輪減速器機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書.doc

機(jī)機(jī)械械設(shè)設(shè)計(jì)計(jì)基基礎(chǔ)礎(chǔ) 課課程程設(shè)設(shè)計(jì)計(jì)說(shuō)說(shuō)明明書書 C Users wh Desktop 3 部裝圖 dwg C 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(biāo)打開上圖標(biāo)打開 word 后 雙擊即后 雙擊即 可打開 前提是安裝過(guò)可打開 前提是安裝過(guò) autocad 打開后另存為文件即打開后另存為文件即 可 可 課題名稱課題名稱 一級(jí)圓柱齒輪減速器一級(jí)圓柱齒輪減速器 專專 業(yè)業(yè) 機(jī)電一體化機(jī)電一體化 姓姓 名名 學(xué)學(xué) 號(hào)號(hào) 指導(dǎo)老師指導(dǎo)老師 東北大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)院東北大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)院 2012 年年 6 月月 05 日日 目錄目錄 中文摘要中文摘要 4 4 ABSTRACTABSTRACT 5 5 前言前言 6 6 1 1 減速器概述減速器概述 6 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(gòu)及其基本類型 7 1 2 1 減速器的一般結(jié)構(gòu) 7 1 2 2 基本類型 7 2 2 減速器總體方案的確定減速器總體方案的確定 7 7 2 1 減速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)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(gòu)方案選擇 9 2 2 1 齒輪形式 9 2 2 2 換擋機(jī)構(gòu)形式 9 2 3 3 自動(dòng)脫擋 9 2 2 4 減速器軸承 10 2 2 5 減速器操縱機(jī)構(gòu) 10 3 3 減速器主要參數(shù)的選擇減速器主要參數(shù)的選擇 1111 3 1 擋數(shù) 11 3 2 傳動(dòng)比范圍及傳動(dòng)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(duì)中心距 A 進(jìn)行修正 15 3 6 3 確定常嚙合傳動(dòng)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(jì)算 17 4 4 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 1717 4 1 齒輪的損壞形式 17 4 2 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 17 4 3 齒輪強(qiáng)度計(jì)算 18 4 3 1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 18 4 3 2 輪齒接觸應(yīng)力 j 22 4 4 計(jì)算各擋軸的受力 25 5 5 軸及軸上支承的校核軸及軸上支承的校核 2828 5 1 軸的強(qiáng)度計(jì)算 28 5 1 1 初選軸的直徑 28 5 1 2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 28 6 6 結(jié)論結(jié)論 3434 參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn) 3535 中文摘要中文摘要 減速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中一個(gè)比較關(guān)鍵的部件 是用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)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(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作 減速器設(shè)有空擋 可在起動(dòng)發(fā) 動(dòng)機(jī) 汽車滑行或是停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止下能夠驅(qū)動(dòng)輪傳輸 減速器設(shè)有倒擋 使 汽車獲得倒退行駛的能力 它設(shè)計(jì)的好壞直接影響到汽車的實(shí)際使用性能 減速器的速比 設(shè)計(jì)雖然有許多理論可以參考 但大多數(shù)只是經(jīng)驗(yàn)公式 對(duì)于具體傳動(dòng)比的分配還沒(méi)有一 種較為實(shí)用的計(jì)算方法 傳統(tǒng)理論一般是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)或參照同類車型來(lái)確定減速器傳動(dòng)比 這顯然有它的不足之處 主觀性因素較大 而且沒(méi)有一種有效的評(píng)價(jià)指標(biāo)來(lái)確定性能的好壞 本文通過(guò)分析傳統(tǒng)等比級(jí)數(shù)分配速比的優(yōu)缺點(diǎn) 創(chuàng)造性地提出了基于減速器各個(gè)檔位使用 率的不同 以發(fā)動(dòng)機(jī)功率的實(shí)際使用率最大化作為目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)的減速器速比分 配方法 并用實(shí)例計(jì)算的結(jié)果證明它是一種非常有效的設(shè)計(jì)方法 本文主要是根據(jù)指定的 部分技術(shù)指標(biāo)來(lái)進(jìn)行減速器結(jié)構(gòu)中一些齒輪 軸 軸承等結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算選取和可靠性計(jì) 算 關(guān)鍵詞 減速器 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 速比 計(jì)算關(guān)鍵詞 減速器 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 速比 計(jì)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 前言前言 減速器在汽車傳動(dòng)系中扮演著至關(guān)重要的角色 現(xiàn)在的汽車上廣泛采用活 塞式內(nèi)燃機(jī) 其轉(zhuǎn)矩和變速范圍較小 而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的牽引力 和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化 為了解決這一矛盾 在傳動(dòng)系中設(shè)置了減速 器 以滿足復(fù)雜條件的使用要求 隨著科技的高速發(fā)展 人們對(duì)汽車的性能要 求越來(lái)越來(lái)高 使用壽命 能源消耗 振動(dòng)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(guó)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(yùn)用 經(jīng)過(guò) 100 多年的發(fā)展 汽 車減速器的技術(shù)達(dá)到了一個(gè)空前的高度 尤其在近幾十年 汽車工業(yè)在各個(gè)國(guó) 家的高速發(fā)展 更加帶動(dòng)了減速器的進(jìn)步 隨著各個(gè)領(lǐng)域的科學(xué)技術(shù)的發(fā)展 在未來(lái)減速器主要發(fā)展方向 1 節(jié)能與環(huán)境保護(hù) 研究高效率的傳動(dòng)副 來(lái)節(jié)約能源 采用零污染的工 作介質(zhì)或潤(rùn)滑油來(lái)避免環(huán)境污染 根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的特性和行駛工況來(lái)設(shè)計(jì)減速器 使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳狀態(tài) 以保證汽車在最高傳動(dòng)效率和最低污染物排放區(qū)運(yùn) 行 2 應(yīng)用新型材料 各種新材料的使用推動(dòng)汽車技術(shù)的發(fā)展和性能的提高 3 高性能 低成本 微型化 對(duì)減速器進(jìn)行機(jī)構(gòu)創(chuàng)新的研究 探索減速器 的新類型 對(duì)傳動(dòng)副的材料和機(jī)理進(jìn)行研究 提高壽命 減小質(zhì)量 進(jìn)行減速 器的動(dòng)力學(xué)特性和振動(dòng)研究 以求提高特性 降低噪聲 采用先進(jìn)的制造技術(shù) 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(dòng)機(jī)的特性和汽車的行駛工況 通過(guò)計(jì)算機(jī)智 能控制 實(shí)現(xiàn)對(duì)減速器傳動(dòng)比的實(shí)時(shí)控制 使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳狀態(tài) 齒輪變速箱 機(jī)械式減速器 在現(xiàn)代汽車中使用中并不理想 會(huì)隨著社會(huì)的進(jìn) 步和汽車技術(shù)的發(fā)展 必將被社會(huì)所淘汰 這是一個(gè)必然的趨勢(shì) 也才能滿足 汽車消費(fèi)者對(duì)汽車動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的高標(biāo)準(zhǔn)要求 就目前而言 機(jī)械式減速器 仍然會(huì)以結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 效率高 功率大三大顯著優(yōu)點(diǎn)依然占領(lǐng)著汽車變速箱的主 流地位 1 1 減速器概述減速器概述 1 11 1 減速器功用和基本要求減速器功用和基本要求 機(jī)械式變速箱主要應(yīng)用了齒輪傳動(dòng)的降速原理 簡(jiǎn)單的說(shuō) 變速箱內(nèi)有多 組傳動(dòng)比不同的齒輪副 而汽車行駛時(shí)的換檔行為 也就是通過(guò)操縱機(jī)構(gòu)使變 速箱內(nèi)不同的齒輪副工作 如在低速時(shí) 讓傳動(dòng)比大的齒輪副工作 而在高速 時(shí) 讓傳動(dòng)比小的齒輪副工作 1 1 11 1 1 減速器的功用減速器的功用 根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求 改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速 使 汽車具有合適的牽引力和速度 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 為保證汽車倒車亦即是發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)能夠分離 減速器具有倒檔和空擋 在有動(dòng)力輸出需要時(shí) 還應(yīng)有功率輸出裝置 1 1 2 減速器的基本要求減速器的基本要求 l 保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性 2 設(shè)置空擋 用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的動(dòng)力傳輸 3 設(shè)置倒擋 使汽車能倒退行駛 4 設(shè)置動(dòng)力輸出裝置 需要時(shí)能進(jìn)行功率輸出 5 換擋迅速 省力 方便 6 工作可靠 汽車行駛過(guò)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(yīng)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(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸小 制造成本低等要求 1 21 2 減速器的一般結(jié)構(gòu)及其基本類型減速器的一般結(jié)構(gòu)及其基本類型 1 2 11 2 1 減速器的一般結(jié)構(gòu)減速器的一般結(jié)構(gòu) 1 殼體 殼體是基礎(chǔ)件 用以安裝支承減速器全部零件及存放潤(rùn)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(yīng)有足夠的剛度 內(nèi) 壁有加強(qiáng) 形狀復(fù)雜 多為鑄件 材料為灰鑄鐵 常用 HT200 為便于安裝 傳動(dòng)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(yīng)考慮散熱 2 傳動(dòng)部分 是指齒輪 軸 軸承等傳動(dòng)件 軸的幾何尺寸通過(guò)強(qiáng)度 剛 度計(jì)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(yán)重才用合金鋼 軸與 齒輪多為花鍵聯(lián)接 對(duì)中性好 能可靠傳遞動(dòng)力 擠壓應(yīng)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(dòng)軸承支承 潤(rùn)滑簡(jiǎn)單 效率高 徑 向間隙小 軸向定位應(yīng)可靠 潤(rùn)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 21 2 2 基本類型基本類型 1 按傳動(dòng)比變化方式的不同 減速器可分為有級(jí)式 無(wú)級(jí)式和綜合式三種 2 按操縱方式劃分 減速器可以分為強(qiáng)制操縱式 自動(dòng)操縱式和半自動(dòng)操縱 式三種 2 2 減速器總體方案的確定減速器總體方案的確定 減速器由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)及操縱機(jī)構(gòu)組成 2 12 1 減速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案選擇減速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案選擇 減速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)有兩種分類方法 根據(jù)前進(jìn)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(yīng)用廣泛 其中兩軸式減速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車 上 中間軸式減速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上 旋轉(zhuǎn)軸式主要用于 液力機(jī)械式減速器 2 1 12 1 1 固定軸式減速器的選擇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(dòng)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(shè)計(jì)的是前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車減速器 故 選擇多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上的中間軸式五檔減速器 2 1 22 1 2 倒擋布置方案倒擋布置方案 圖 1 倒擋布置方案 如圖 1 為常見(jiàn)的倒擋布置方案 圖 b 所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸 上的一擋齒輪 因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度 但換擋時(shí)要求有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙 合 使換擋困難 圖 c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比 缺點(diǎn)是換擋程序不 合理 圖 d 所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)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(zhǎng) 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(zhǎng)度 有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖 g 所示方案 其缺點(diǎn)是倒擋須各 用使減速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些 本設(shè)計(jì)采用圖 f 所示傳動(dòng)方案 減速 器的一擋或倒擋因傳動(dòng)比大 工作時(shí)在齒輪上作用的力增大 并導(dǎo)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(wú)論兩軸式減速器還是中間軸式減速器的一擋與倒擋 都應(yīng)當(dāng)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(dòng)比雖然與一擋傳動(dòng)比接近 但因?yàn)槭褂玫箵鯐r(shí)間非常短 從這點(diǎn)出發(fā)有 些方案將一擋布置在靠近軸的支承處 2 22 2 零 部件結(jié)構(gòu)方案選擇零 部件結(jié)構(gòu)方案選擇 2 2 12 2 1 齒輪形式齒輪形式 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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí) 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(shí)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(zhǎng) 運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn) 工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn) 缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù) 雜 工作時(shí)有軸向力 這對(duì)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(huì)使常嚙合齒輪齒數(shù)增加 并導(dǎo)致減速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增 大 一般用于高速擋 因此本設(shè)計(jì)除倒擋和一擋采用標(biāo)準(zhǔn)直齒輪外均采用斜齒 輪傳動(dòng) 2 2 22 2 2 換擋機(jī)構(gòu)形式換擋機(jī)構(gòu)形式 減速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪 嚙合套和同步器換擋等三種形式 直齒滑動(dòng)齒輪換擋的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 緊湊 但由于換擋不輕便 換擋時(shí) 齒端面受到很大沖擊 導(dǎo)致齒輪早期損壞 滑動(dòng)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(dòng)使用的 由于齒輪常嚙合 因而減 少了噪聲和動(dòng)載荷 提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命 嚙合套分為內(nèi)嚙合套和外嚙合 套 視結(jié)構(gòu)布置而選定 嚙合套換擋結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(wú)沖擊 無(wú)噪聲 與操作技術(shù)無(wú)關(guān) 同時(shí)能 提高汽車的加速性能 燃油經(jīng)濟(jì)性和行使安全性 故選擇同步器作為換檔機(jī)構(gòu) 但其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)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(shè)計(jì)采用的是鎖環(huán)式同步器 2 3 32 3 3 自動(dòng)脫擋自動(dòng)脫擋 自動(dòng)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(dòng)等原因 都會(huì)導(dǎo)致自動(dòng)脫擋 為解決這個(gè)問(wèn)題 除了在制造這些結(jié) 構(gòu)零件的工藝上采取措施以外 目前在結(jié)構(gòu)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(cuò)開 這樣在嚙合時(shí) 使接合齒端部超過(guò)被接合齒約 1 3rnrn 使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時(shí)磨損 并在接合齒端部形成凸肩 可用來(lái)阻止接合齒自動(dòng)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(dòng)脫擋 3 將接合齒的工作面設(shè)計(jì)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(dòng)脫擋的軸向力 這種方案比較有效 應(yīng)用較多 將接合 齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺(tái)階形狀 也具有相同的阻止自動(dòng)脫擋的效果 2 2 42 2 4 減速器軸承減速器軸承 作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)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(yīng)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(dòng)軸套等 至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種類型的軸承 是受結(jié)構(gòu)限 制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同 汽車減速器有機(jī)構(gòu)緊湊 尺寸小的特點(diǎn) 作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)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(yīng)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(dòng)軸套等 本設(shè)計(jì) 采用圓錐滾子軸承 2 2 52 2 5 減速器操縱機(jī)構(gòu)減速器操縱機(jī)構(gòu) 1 減速器操縱機(jī)構(gòu)的功用及基本要求 減速器操縱機(jī)構(gòu)的功用是進(jìn)行擋位變換 根據(jù)汽車行駛條件的需要改變減 速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比 變換傳動(dòng)方向或中斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳遞 設(shè)計(jì)減速器 操縱機(jī)構(gòu)時(shí) 應(yīng)滿足以下基本要求 掛擋后應(yīng)保證結(jié)合套于與結(jié)合齒圈的全部套合 或滑動(dòng)齒輪換擋時(shí) 全 齒長(zhǎng)都進(jìn)入嚙合 在振動(dòng)等條件影響下 操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)保證減速器不自行掛擋或 自行脫擋 為此在操縱機(jī)構(gòu)中設(shè)有自鎖裝置 為了防止同時(shí)掛上兩個(gè)擋而使減速器卡死或損壞 在操縱機(jī)構(gòu)中設(shè)有互 鎖裝置 為了防止汽車在前進(jìn)時(shí)誤掛倒擋 導(dǎo)致零件按損壞 在操縱機(jī)構(gòu)中設(shè)有 倒擋鎖裝置 2 換檔位置圖 設(shè)計(jì)操縱機(jī)構(gòu)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(diǎn)要求 按換檔次序來(lái)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(shí)與一檔組成 一排 根據(jù)上述三點(diǎn)要求 并結(jié)合本減速器及其換檔機(jī)構(gòu)的特點(diǎn) 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(jī)構(gòu)常見(jiàn)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(dòng)換檔減速器 遠(yuǎn)距離操縱 手動(dòng)換檔減速器 電控自動(dòng)換檔減速器 一般前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)汽車的減速 器距離駕駛員座位較近 換檔桿等外操縱機(jī)構(gòu)多集中安裝在減速器箱蓋上 結(jié) 構(gòu)簡(jiǎn)單 操縱容易并且準(zhǔn)確 根據(jù)設(shè)計(jì)要求我們選擇的是直接操縱手動(dòng)換檔減 速器 3 3 減速器主要參數(shù)的選擇減速器主要參數(shù)的選擇 本設(shè)計(jì)是根據(jù)東方之子 1 8L 手動(dòng)豪華車型開展的 設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參 數(shù)均來(lái)源于此種車型 主減速比 4 782 最高時(shí)速 190km h 輪胎型號(hào) 205 65R15 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) SQR481FC 最大扭矩 170Nm 4500 最大功率 95kw 5750 最高轉(zhuǎn)速 6000r min 3 13 1 擋數(shù)擋數(shù) 減速器的擋數(shù)可在 3 20 個(gè)擋位范圍內(nèi)變化 通常減速器的擋數(shù)在 6 擋以下 當(dāng)擋數(shù)超過(guò) 6 擋以后 可在 6 擋以下的主減速器基礎(chǔ)上 在進(jìn)行配置副減速器 通過(guò)兩者的相互作用就可以按照要求獲得多個(gè)擋位 近年來(lái)為了降低油耗 減速器的擋位有增加的趨勢(shì) 目前 轎車一般用 4 5 個(gè)擋位的減速器 級(jí)別高的轎車減速器多用 5 個(gè)擋 貨車減速器采用 4 5 個(gè)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(shè)計(jì) 要求我選擇的是五檔手動(dòng)機(jī)械式減速器 3 23 2 傳動(dòng)比范圍及傳動(dòng)比的確定傳動(dòng)比范圍及傳動(dòng)比的確定 減速器的傳動(dòng)比范圍是指減速器最低檔傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的比值 傳 動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)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(guān) 目前轎車的傳動(dòng)比范圍在 3 4 之間 輕型貨車在 倒2 13 4 5 5 6 之間 其它貨車則更大 選用最低檔傳動(dòng)比時(shí) 應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡速度 驅(qū)動(dòng)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(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮 確定 汽車爬陡坡時(shí)車速不高 空氣阻力可忽略 則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面 間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力 故有 3 max0e r Ti i r 11 m axm axm ax m g f cossi n m g 1 則由最大坡度要求的減速器 擋傳動(dòng)比為 3 maxeo mg i Ti m axr 1 r 2 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件 3 max 2 eTi G 11 rr 3 求得減速器 擋傳動(dòng)比為 3 2 max0 r e Gr i Ti 1 1 4 式中 max 道路最大阻力系數(shù) rr 驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑 Temax 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 i0 主減速比 汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率 G2 汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷 路面的附著系數(shù) 可取 0 5 0 6 本設(shè)計(jì)取為 0 5 則由已知條件 滿載時(shí) m 1800kg Temax 170N m i0 4 782 0 95 max 0 3745 rr 337 25mm 可知 1800 9 8 0 3745 0 33725 2 8848 170 4 782 0 95 i 1 1800 9 8 0 5 0 33725 3 85 170 4 782 0 95 i 1 又因?yàn)檗I車的傳動(dòng)比為 3 4 3 85i1 超速擋的傳動(dòng)比一般為 0 7 0 8 本設(shè)計(jì)取五擋為超速擋傳動(dòng)比為 i5 0 75 根 據(jù)公式 可知 max 1 min n i q i 1 3 85 1 51 0 75 n q 又因?yàn)?q iiii iiii 1234 2345 故 2 55 i2 1 69i3 1 1 12i4修正為 3 33 3 中心距中心距 A A 中心距對(duì)減速器的尺寸及質(zhì)量有直接的影響 而且對(duì)齒輪的接觸強(qiáng)度有影 響 中心距越小 齒輪的接觸強(qiáng)度越大 齒輪的壽命越短 因此最小允許中心 距應(yīng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定 此外 由于一檔小齒輪的齒數(shù)不能 太少 中心距過(guò)小時(shí)往往不易滿足一檔傳動(dòng)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(qiáng)度考慮 要求中心距大一些 而 中心距過(guò)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(shí) 可根據(jù)己有的經(jīng)驗(yàn)公式初選 3 Ae maxg 3 A KTi 1 5 式中 A 為減速器中心距 mm KA為中心距系數(shù) 轎車 KA 8 9 9 3 本設(shè)計(jì)取 KA 9 貨車 KA 8 6 9 6 多擋減速器 KA 9 5 11 0 Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N m 1為減速器一擋傳動(dòng)比 為 g 減速器傳動(dòng)效率 取 96 則得初始中心距 A3A K170 3 85 0 96 77 08mm 3 43 4 外形尺寸外形尺寸 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(guò)渡 齒輪和換 擋機(jī)構(gòu)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(jī)構(gòu)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(shè)計(jì)取 b 3 0A 77 083 231 24mm 3 53 5 齒輪參數(shù)齒輪參數(shù) 3 5 1 3 5 1 模數(shù)模數(shù) 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3 3 ne maxm 0 47mmT 6 其中 170Nm 可得出 mn 2 5e maxT 一擋直齒輪的模數(shù) m m 3 3 e max0 33mmT 7 通過(guò)計(jì)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(shè)計(jì)取 m 3 3 5 23 5 2 壓力角 齒輪螺旋角壓力角 齒輪螺旋角 齒輪最普遍采用國(guó)家規(guī)定的 20 齒輪標(biāo)準(zhǔn)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(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度得到一 定的增強(qiáng) 并能在一定程度上使輪齒剛度降低 減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的 動(dòng)載荷 使傳動(dòng)平穩(wěn) 降低噪聲 螺旋角太小時(shí)發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性 太 大又會(huì)使軸向力過(guò)大 增大螺旋角時(shí) 會(huì)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(qiáng)度相應(yīng)提高 但當(dāng) 30 時(shí) 雖接觸強(qiáng)度會(huì)繼續(xù)提 高 而彎曲強(qiáng)度會(huì)驟然下降 因此從提高低檔齒輪的彎曲強(qiáng)度角度考慮 刀不 宜過(guò)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 33 5 3 齒寬齒寬 齒寬應(yīng)滿足既能減輕減速器質(zhì)量 同時(shí)又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要求 通 常根據(jù)模數(shù)來(lái)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(shí) 其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為 2 4mm 本設(shè)計(jì) 取 4mm 3 5 43 5 4 齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后 包括我國(guó)在內(nèi) 規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1 00 3 63 6 各檔齒輪齒數(shù)的分配各檔齒輪齒數(shù)的分配 確定減速器各檔齒輪齒數(shù)時(shí) 應(yīng)考慮下列因數(shù) 1 盡量符合動(dòng)力性 經(jīng)濟(jì)性等對(duì)各檔傳動(dòng)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(yīng)有公因數(shù) 速度高的齒輪更需要注意這點(diǎn) 4 齒數(shù)多 可以降低齒輪的傳動(dòng)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(yù)先確定 的減速器檔數(shù) 傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù) 3 6 13 6 1 確定一檔齒輪的齒數(shù)確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔的傳動(dòng)比為 3 29 1 110 ZZ i ZZ 7 為了求 的齒數(shù) 先求其齒數(shù)和 斜齒 9 Z 10 Z h Z 3 2 2 77 08 3 51 4 h A Z m 8 當(dāng)轎車三軸式的減速器 i1 3 5 3 9 時(shí) 則 z10 15 17 此處取 z10 16 則 z9 51 4 16 35 3 6 23 6 2 對(duì)中心距對(duì)中心距 A A 進(jìn)行修正進(jìn)行修正 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計(jì)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(shí)應(yīng)從 Zh及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中 心距 A 在以這個(gè)修正后的中心距做為以后計(jì)算的依據(jù) 這里 Zh修正為 51 則可反推出 A 76 5mm 3 6 33 6 3 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 常嚙合的傳動(dòng)齒輪的中心距和一檔齒輪的中心距相等 即 3 12 2 cos n mZZ A 9 常嚙合齒輪傳動(dòng)比 3 102 1 19 ZZ i ZZ 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(dòng)比相差不大 則 1 2 33 29 1 110 3 9 ZZ i ZZ 3 6 43 6 4 確定其他各擋的齒數(shù)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 27 2 18 ZZ i ZZ 11 而 i2 2 55 故有 1 425 7 8 Z Z 對(duì)于斜齒輪 3 n 2cos h A Z m 12 代入數(shù)據(jù)可得 Z7 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 Z5 27 Z6 29 5 6 27 四擋 Z3 19 Z4 34 3 4 33 3 6 53 6 5 確定倒檔齒輪齒數(shù)確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔的傳動(dòng)比和一檔傳動(dòng)比較為接近 本設(shè)計(jì)中倒擋傳動(dòng)比 iR取 3 7 中間 軸上倒擋傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一擋主動(dòng)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(shè)計(jì)取 Z13 23 由 3 21113 11312 R ZZZ i ZZZ 13 可算出 Z11 27 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 A 3 14 1213 1 2 54mm Am ZZ 而倒擋軸與第二軸的中心距 3 15 1113 1 2 75mm Am ZZ 3 6 73 6 7 齒輪變位系數(shù)的選擇原則齒輪變位系數(shù)的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)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(duì)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(qiáng)度 使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近 的程度 高度變位齒缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)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(diǎn) 又避免了其缺點(diǎn) 總變位系數(shù) c 1 2越小 一對(duì)齒輪齒根總的厚度越薄 齒根越弱 抗 彎強(qiáng)度越低 但是由于齒輪的剛度減小 易于吸收沖擊振動(dòng) 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(duì)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(shí)的著力點(diǎn)距齒根近 彎曲力矩減小 相當(dāng)于齒根強(qiáng)度提高 對(duì)由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強(qiáng)度的因素有所抵消 根據(jù)上訴理由 為了降低噪聲 對(duì)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(dòng) 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(yīng)該逐擋增大 一 二擋和倒擋齒輪 應(yīng)該選用較大的 c值 以便獲得 高強(qiáng)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(dòng)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) 1717 16 0 059 1717 Z 式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù) 3 73 7 斜齒輪的幾何尺寸計(jì)算斜齒輪的幾何尺寸計(jì)算 根據(jù) 分度圓直徑 齒頂高 ha ha mn ha 1 齒頂圓直徑 da cos nm Z d d 2ha 可推出 一擋齒輪 d9 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 4 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 4 14 1 齒輪的損壞形式齒輪的損壞形式 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(diǎn)蝕 移動(dòng)換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合 4 24 2 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為 171N 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 軸 170 99 96 161 57N m 1 T 承離 maxe T 中間軸 161 57 96 99 34 19 274 8N m 2 T 121 iT 齒承 軸 一擋 274 8 0 96 0 99 35 16 571 3N m 109231 iTT 齒承 二擋 274 8 0 96 0 99 34 24 370 0N m 87232 iTT 齒承 三擋 274 8 0 96 0 99 27 29 243 2N m 65233 iTT 齒承 四擋 274 8 0 96 0 99 19 34 145 9N m 43234 iTT 齒承 五擋 274 8 0 96 0 99 261 1N m 齒承 235 TT 倒擋 274 8 27 13 515 5N m 1211 2 2 iTT 齒承倒 2 99 0 96 0 4 34 3 齒輪強(qiáng)度計(jì)算齒輪強(qiáng)度計(jì)算 與其它機(jī)械設(shè)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(jí)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(jí) 因此 比 用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車齒輪 同樣可 以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果 在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr 4 3 14 3 1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 1 直齒輪彎曲應(yīng)力 w 4 1 tf w bty FK K 圖 4 1 齒形系數(shù) 式中 w 彎曲應(yīng)力 Mpa Ft 圓周力 N F1 2Tg d 其中 Tg為計(jì)算載荷 N mm d 為 節(jié)圓直徑 mm K 為應(yīng)力集中系數(shù) 可近似取 K 1 65 Kf 摩擦力影響系數(shù) 主動(dòng)齒輪取 1 1 從動(dòng)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(jì)算一擋齒輪 Z9 35 Z10 16 y9 0 145 y10 0 13 T31 571 3Nm T2 274 8Nm 31f w9 3 c 3 3 a 2 my 2 571 3 1 65 0 9 10 3 14 35 30 145 7 563 4 T K K ZK MP 2f w10 3 c 3 3 a 2 my 2 274 8 1 65 1 1 10 3 14 16 30 13 7 808MP T K K ZK 計(jì)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 f w11 3 c 3 a 2 my 2 515 5 1 65 0 9 3 14 327 7 0 139 687 4MP TK K ZK 倒擋 2f w12 3 c 3 a 2 my 2 274 8 1 65 1 1 3 14 313 7 0 155 831 2MP T K K ZK 1313 3 12132 13 2 yKzm KKZZT c f w 3 a 2 274 8 23 13 1 65 0 9 3 14 323 7 0 13 813 7MP 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到減速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí) 一 倒擋直齒 g T maxe T 輪許用彎曲應(yīng)力在 400 850MPa 故符合要求 2 斜齒輪彎曲應(yīng)力 4 2 KyKzm KT cn g w 3 cos2 式中 計(jì)算載荷 N mm g T 法向模數(shù) mm n m 齒數(shù) z 斜齒輪螺旋角 應(yīng)力集中系數(shù) 1 50 K K 齒形系數(shù) 可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得 y 3 coszzn 齒寬系數(shù) 7 0 c K c K 重合度影響系數(shù) 2 0 K K 計(jì)算二擋齒輪 KKymz KT cn w 7 3 7 8732 7 cos2 3 a 2 370 0 cos22 31 5 3 14 34 2 50 145 7 2 307 9MP KKymz KT cn w 8 3 8 872 8 cos2 3 a 2 274 8 cos22 31 5 3 14 24 2 50 138 7 2 340 4MP 計(jì)算三擋齒輪 KKymz KT cn w 5 3 5 6533 5 cos2 3 a 2 243 2 cos271 5 3 14 27 2 50 139 7 2 257 9MP KKymz KT cn w 6 3 6 652 6 cos2 3 a 2 274 8 cos271 5 3 14 29 2 50 14 7 2 269 4MP 計(jì)算四擋齒輪 KKymz KT cn w 3 3 3 4334 3 cos2 3 a 2 145 9 cos331 5 3 14 19 2 50 128 7 2 227 6MP KKymz KT cn w 4 3 4 42 4 cos2 3 a 2 274 8 cos331 5 3 14 34 2 50 145 7 2 211 5MP 計(jì)算常嚙合齒輪 KKymz KT cn w 1 3 1 211 1 cos2 3 a 2 161 57 cos331 5 3 14 19 2 50 128 7 2 252 0MP KKymz KT cn w 2 3 2 22 2 cos2 3 a 2 274 8 cos331 5 3 14 34 2 50 145 7 2 211 5MP 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到減速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí) 對(duì)乘用車常嚙 g T maxe T 合齒輪和高擋齒輪 許用應(yīng)力在 180 350 MPa 對(duì)貨車為 100 250MPa 故滿 足要求 4 3 24 3 2 輪齒接觸應(yīng)力輪齒接觸應(yīng)力 j j 4 j zb 11 0 418 b 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 g T 作為計(jì)算載荷 將其帶入 4 3 得公式2 maxe T 4 g j zb 11 0 418 bdcos cos T E 4 式中 輪齒的接觸應(yīng)力 MPa j 計(jì)算載荷 N mm g T d 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 E 齒輪接觸的實(shí)際寬度 mm b z b 主 從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 mm 直齒輪 z rzsin b rbsin 斜齒輪 z rzsin cos2 b rbsin cos2 rz rb 主 從動(dòng)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(jì)算載荷時(shí) 減速器齒輪的許2 maxe T 用接觸應(yīng)力見(jiàn)表 4 1 j 彈性模量 20 6 104 N mm 2 齒寬 7 2 5 17 5mmE ncc mKmKb 表 2 12 1 減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 MPa j 齒輪 滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋1900 2000950 1000 常嚙合齒輪和高擋1300 1400650 700 計(jì)算一擋齒輪 10 z10 d48 sin sin20 mm 22 9 b9 d105 sin sin20 16 2mm 22 31 j9 9 z10b9 11 0 418 bd cos T E 4 3 531 3 20 6 1011 0 418 10 17 5 105 cos207 416 2 1522 8 MPa 1900 2000 MPa 2 j10 10 z10b9 11 0 148 bd cos T E 4 274 8 20 6 1011 0 148 17 5 48 cos207 416 2 1562 1MPa 1900 2000 MPa 計(jì)算二擋齒輪 8 22 z8 d63 8 sin cos sin20cos mm 22 7 22 b7 d90 sin cos sin20cos 15 8mm 22 32 j7 7 z8b7 11 0 418 bd coscos T E 4 3 370 0 20 6 1011 0 418 17 5 90 cos20 cos 11 215 8 10 1075 2 MPa 1900 2000 MPa 2 j8 8 z8b7 11 0 418 bd coscos T E 4 3 274 8 20 6 1011 0 418 17 5 63 8 cos20 cos 11 215 8 10 1232 8 MPa 1900 2000 MPa 計(jì)算三擋齒輪 6 22 z6 d79 7 sin cos sin20cos 14 0mm 22 5 22 b5 d74 2 sin cos sin20cos mm 22 33 j5 5 z6b5 11 0 418 bd coscos T E 4 3 243 2 20 6 1011 0 418 17 5 74 2 cos20 cos2714 013 0 10 1074 7 MPa 1900 2000 MPa 2 j6 6 z6b5 11 0 418 bd coscos T E 4 3 274 8 20 6 1011 0 418 17 5 79 7 cos20 cos2714 013 0 10 1102 3 MPa 1900 2000 MPa 計(jì)算四擋齒輪 4 22 z4 d97 7 sin cos sin20cos 33 20 0mm 22 3 22 b3 d54 6 sin cos sin20cos 33 11 2mm 22 34 j3 3 z4b3 11 0 418 bd coscos T E 4 3 145 9 20 6 1011 0 418 17 5 54 6 cos20 cos3320 011 2 10 963 2 MPa 1900 2000 MPa 2 j4 4 z4b3 11 0 418 bd coscos T E 4 3 274 8 20 6 1011 0 418 17 5 97 7 cos20 cos3320 011 2 10 988 2 MPa 1900 2000 MPa 計(jì)算常嚙合齒輪 1 22 z1 d54 6 sin cossin20cos 3311 2 22 mm 2 22 b2 d97 7 sin cossin20cos 3320 0 22 mm 1 j1 1 z1b2 11 0 418 bd coscos T E 4 3 161 57 20 6 101