HLJIT4H-10變速器設計(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 摘 要 從汽車誕生時起，汽車變速器在汽車傳動系中扮演著至關重要的角色。現(xiàn)代汽車上廣泛采用內(nèi)燃機作為動力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性能在相當大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器。本文以五羊本田新鋒影摩托車的一些整車參數(shù)和發(fā)動機參數(shù)為依據(jù)，進行變速器的設計。設計的主要內(nèi)容包括變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定，變速器 主要參數(shù)如擋數(shù)、傳動比范圍、中心距、各擋傳動比、外形尺寸、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸、軸承的設計校核，同步器、操縱機構(gòu)及箱 體的設計。在設計的過程中，本文 根據(jù) 轎車 變速器的設計要求和車輛動力傳動系統(tǒng)自身的特點， 參考多篇文獻資料，以及國內(nèi)外變速器設計圖冊，從經(jīng)濟性和實用性方面著手進行分析 ,設計出一種兩軸式變速器 。 關鍵詞 ： 變速器；齒輪；軸；箱體；設計 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 ABSTRACT Since automobile was born, the transmission has played a critical role in the drive train. A modern car widely uses engines as the power source. The range of torque and speed are small, but complex using conditions require the automobiles dynamic and fuel economical efficiency can change in a very large range. To solve this contradiction, transmission is set up in the drive train. The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Wu Yang Ben Tian Xin Feng Ying automobile in this text. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, size, gear parameters and the mumble of each gear, the design and verification of gears, shafts and bearings, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts from both home and overseas, at economical efficiency and practicability angle, a small kind of two-shafted transmission is designed. Key words: Transmission； Shell； Gear； Shaft； Design黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 1 目 錄 摘要 Abstract 第 1 章 緒論 2 1.1 概述 2 1.2 研究目的意義 2 第 2 章 變速器齒輪的設計與計算 4 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 4 2.2 變速器格擋傳動比的確定 4 第 3 章 齒輪校核 12 3.1 變速器齒輪的變位 15 3.2 齒輪強度校核 15 第 4 章 軸的設計及校核 25 4.1 軸的結(jié)構(gòu)尺寸計算 25 4.2 軸的強度計算 26 第 5 章 軸承校核 38 5. 1 軸承的選擇及校核 38 5.2 本章小結(jié) 39 第 6 章 變速箱體的設計 41 6. 1 變速器箱體的選擇 41 結(jié)論 42 參考文獻 43 致謝 45 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 2 買文檔送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 3 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 4 第 1章 緒 論 1.1 概述 汽車變速器是汽車傳動系的重要組成部分。由于汽油機額定轉(zhuǎn)矩對應的速度范圍很小 ,而復 雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化，因此要用齒輪傳動來適應駕駛時車速的變化。 變速器是傳動系的主要部件 ,它的性能對整車的動力性、燃油經(jīng)濟性以及乘坐舒適性等方面都有十分重要的影響。 手動機械變速器可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、故障率相對較低、經(jīng)濟性好 、 環(huán)保性強 、 物美價廉 ,因此在市場上仍占有一席之地，開發(fā)手動機械變速器也適應當代世界經(jīng)濟的發(fā)展和需要。 隨著科技的高速發(fā)展，節(jié)能與環(huán)境保護、應用新型材料、高性能及低成本都可將作為汽車新型變速器的研究方向。 1.2 研究目的與意義 在汽車變速箱 100 多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動變速 器（ MT） 、自動變速器 （ AT） 、 手自一體變速器 （ AMT） 、無級變速器 （ CVT）、 雙離合變速器（ DCT） 五 種型式。 它們各有優(yōu)缺點： MT 的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟性娛樂性強，但對駕駛技術要求高；AT 的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高； AMT 具備前兩者的優(yōu)點，但在換擋時會有短暫的中斷，舒適性差一些； CVT 結(jié)構(gòu)簡單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的 傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷 ； DCT 結(jié)合了手動變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術。 在我國，據(jù)調(diào)查 2007 年手動變速器的市場比重為 74%，占據(jù)較大的市場份額。從 2002 到 2007 年間自動檔變速器市場占有率從 9%增長到 26%， Global Insight 公司預計到 2012 年自動檔變速器將占據(jù) 33%的份額，而乘用車市場自動檔所占的比例可能達到 44%。從 2002-2006 年間，女性用戶從 20.3%增長到 30.9%，而自動檔變速器使用方便特點深受女性用戶群的喜愛。另外在消費者調(diào)查中最 受關注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的變速器。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。同時手動檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 5 世界最大的手動變速器制造商德國 ZF公司預測說，到 2012 年北美市場出售的汽車中將只有 6%是手動擋，歐洲與美國的情況不同，有機構(gòu)預測，到 2013 年歐洲有 52%的汽車還是手動擋，配備自動手動的變速器將只有 10%,配備無級變速器的將占 2%,配備雙離合變速器的將占 16%，歐洲人崇尚節(jié)能 環(huán)保，喜歡開小型車，更青睞手動變速器的經(jīng)濟燃油性。而在日本變 速器市場， CVT 的市場占據(jù)絕對優(yōu)勢。 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性 ；設置不同檔位 ,滿足用來調(diào)整與切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸并使汽車能倒退行駛 ；工作可靠 ,汽車行駛過程中 ,變速器不得有跳檔、亂檔 ,以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn) ；工作效率高 ,噪聲小 ；結(jié)構(gòu)簡單、方案合理 ；在滿載及沖擊載荷條件下 ,使用壽命長。 本次設計的具體內(nèi)容是結(jié)合設計要求，在保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性的前提下，利用所選定的發(fā)動機參數(shù)，完成變速器結(jié)構(gòu)布置和設計。需要解決的主要問題包括： 使變速器能有效的防止脫檔，跳檔，亂擋并方便掛檔；減小噪音 并盡量能達到輕量化、高承載、低噪聲、換檔操縱性好和經(jīng)濟實用性；使變速器 具有良好的動力性與經(jīng)濟性 ， 換擋迅速、省力、方便 ； 變速器還應當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求 。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 6 第 2 章 變速器的設計與計算 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設計是在給定主要參數(shù)的情況下進行設計， 整車主要技術參數(shù)如表 1 所示： 表 1.1 主要技術參數(shù) 發(fā)動機最大功率 66kw 驅(qū)動橋滿載 0.4t 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 10N m 最大 功率 時轉(zhuǎn)速 7500 r/min 最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速 4600r/min 最高車速 55km/h 總質(zhì)量 0.12t 2.1.1 檔數(shù) 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 4 5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔。商用車變速器采用 4 5個檔或多檔。載質(zhì)量在 2.0 3.5t 的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在 4.0 8.0t 的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。 檔數(shù)選擇的要求： 1、相鄰檔位之間的傳動比比值在 1.8 以下。 2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此， 本次 設計的轎車變速 器為 4 檔變速器。 2.1.2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為 1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為 0.7 0.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在 3.0 4.5 之間，總質(zhì)量輕些的商用車在 5.08.0 之間，其它商用車則更大。 本設計最高檔傳動比為 0.923。 2.2 變速器各檔傳動比 的確定 1、 初級傳動比 根據(jù)本田維修手冊查得觸及傳動比為初i=3.350 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 7 初鏈變 iiirnua 377.0（ 1.1） 式中： au 汽車行駛速度（ km/h）； n 發(fā)動機轉(zhuǎn)速（ r/min）； r 車輪滾動半徑（ m）； 變i 變速器傳動比； 鏈i 發(fā)動機鏈輪 傳動比。 初i 變速器觸及傳動比 已知：最高車速maxau=maxav=55 km/h；最高檔為超速檔 ， 得到 r =0.25(m)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速 n =pn=7500（ r/min）；由公 式（ 1.1）得到主減速器傳動比計算公式： 84.355350.3 10257500377.0377.0 2 auinrii初鏈變2、 關于鏈傳動比與變速器傳動比的分配 根據(jù)設計的要求與通過找尋資料，查得關于變鏈 與 ii的分配，若要使得車能更好的行駛，節(jié)能環(huán)保，使得變速器能以最佳的狀態(tài)進行運作，得 84.3鏈變 ii分配為 5.2變i、536.1i 鏈 。此分配更能有效的使得變速器以最佳的狀態(tài)下運轉(zhuǎn)，達到要求。 3、變速器各檔速 比的配置 一檔傳動比 5.21 變ii,按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比，即： 63.1m in/4600m in/7500 rrnnq最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速最大功率時轉(zhuǎn)速公比 則各檔傳動比都可以確定： 5.21 i 5 3 4.163.1 5.22 i 150.13 i 923.04 i 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 8 2.2.1 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算： 3 1m a x geA iiTKA 初（ 1.5） 式中： A 變速器中心距（ mm）； AK 中心距系數(shù)，乘用車AK=8.09.3； maxeT 因從鏈輪傳到變速器時，轉(zhuǎn)矩擴大三倍，故 發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為 30（ Nm）； 1i 變速器一檔傳動比為 2.5 初i 初級傳動比為 3.350 g 變速器傳動效率，取 96%。 A （ 8.09.3） 3 96.05.235.330 =47.8757.89mm 轎車變速器的中心距在 4758mm 范圍內(nèi)變化。初取 A=49mm。 2.2.2 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。 乘 用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列 公式 選用： 19614749)0.40.3()0.40.3( AL mm 初選長度為 160mm。 2.2.3 齒輪參數(shù)的選擇 1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。 表 1.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 9 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表 1.2 選取各檔模數(shù)為 2nm， 由于此變速器要求環(huán)保與節(jié)能，且排量不是很大，發(fā)動能力 水平要求 一般 ，所以各檔均采用 直 齒輪。 2、壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 對于轎車，為了降低噪聲，應選用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用 22.5或 25等大些的壓力角 15。 國家規(guī)定的標準壓力角為 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。 本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角 20。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于 30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。 本設計初 無斜齒輪，故 無螺旋角。 4、齒寬 b 齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損 不均勻。 車 型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量am/t 1.014 模數(shù)nm/mm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 10 通常根據(jù)齒輪模數(shù) nmm的大小來選定齒寬： 直齒ncmkb，ck取為 4.5 8.0，故 16928 .0 )5.4( nc mkb mm，取齒寬為 mmb 15 5、齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少 。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.75 0.80 的短齒制齒輪。 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。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1.00的細高齒。 本設計取為 1.00。 2.1.4 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均 勻。根據(jù)圖 1.1 確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。 1、一檔齒數(shù)及傳動比的確定 一檔傳動比為： 5.2121 zzi 49249222hnnhzmmAz取整得 49。轎車 1z 可在 12 17 之間選取，取 14，則 352 z 。則一檔傳動比為： 5.21435121 zzi 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 11 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二 檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9- 圖 1.1 四 檔變速器傳動方案簡圖 2、對中心距 A 進行修正 2 hnzmA 492 492 A mm 取整得 490 Amm，0A為標準中心矩。 3、二檔齒數(shù)及傳動比的確定 342 zzi （ 1.6） 2 )( 430 zzmA n （ 1.7） 已知：0A=49mm， 2i =1.534，nm=2，；將數(shù)據(jù)代入（ 1.6）、（ 1.7）兩式，齒數(shù)取黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 12 整得： 193 z， 304 z，所以二檔傳動比為 ： 579.11930342 zzi4、計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 563 zzi （ 1.8） 2 )( 650 zzmA n （ 1.9） 已知：0A=49mm，3i=1.150，nm=2，；將數(shù)據(jù)代入（ 1.8）、（ 1.9）兩式，齒數(shù)取整得： 235 z， 266 z，所以三檔傳動比為： 130.12326563 zzi5、計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 784 zzi （ 1.10） 2 )( 870 zzmA n （ 1.11） 已知：0A=49mm， 4i =0.923，nm=2，；將數(shù)據(jù)代入（ 1.10）、（ 1.11）兩式，齒數(shù)取整得： 257 z， 248 z，所以四檔傳動比為： 96.02524784 zzi 本設計變速器各檔齒 輪均為直齒，且并無倒檔。故各檔經(jīng)計算及修正，傳動比如下： 5.21 i 579.12 i 130.13 i96.04 i 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 13 第 3 章 齒輪校核 3.1 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲 17。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一 般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。 一檔齒輪的變位 49 mm 492 2)1435(2 nH mzmm 端面嚙合角 t： tant=tan n t=20 tt /mAy ）（ =0 一擋齒輪參數(shù) ： 分度圓直徑 1n1 m zd =2 12=24mm 2n2 m zd =3 35=70mm 齒頂高 ana hmh 1=2mm ana hmh 2=2mm 齒根高 *1 nanf Chmh = )25.01(2 =2.5mm *2 nannf Chmh = )25.01(2 =2.5mm 齒全高 1fa1 hh h=4.5mm 齒頂圓直徑 11a1 2 ahdd =26mm 22a2 2 ahdd =72mm 齒根圓直徑 111 2 ff hdd =23.5mm 222 2 ff hdd =69.5mm 二 檔齒輪的變位 49 mm 492 2)1930(2 nH mzmm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 14 端面嚙合角 t： tant=tannt=20 tt /mAy ）（ =0 二檔 齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 3n3 m zd =2 19=mm 4n4 m zd =2 30=60mm 齒頂高 ana hmh 3=2mm ana hmh 4=2mm 齒根高 *3 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm *4 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm 齒全高 3fa3 hh h=4.5mm 齒頂圓直 33a3 2 ahdd =40mm 44a4 2 ahdd =62mm 齒根圓直徑 333 2 ff hdd =37.5m444 2 ff hdd =59.5mm 三 檔齒輪的變位 49 mm 492 2)1623(2 nH mzmm 端面嚙合角 t： tant=tan n t=20 三檔齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 5n5 m zd =3 23=46mm 6n6 m zd =2 26=52mm 齒頂高 ana hmh 5=2mm ana hmh 6=2mm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 15 齒根高 *5 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm *6 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm 齒全高 5fa5 hh h=4.5mm 齒頂圓直 55a5 2 ahdd =48mm66a6 2 ahdd =54mm 齒根圓直徑 555 2 ff hdd =45.5mm666 2 ff hdd =51.5mm 四 檔齒輪的變位 49 mm 492 2)2425(2 nH mzmm 端面嚙合角 t： tant=tan n t=20 四檔齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 7n7 m zd =2 25=50mm 8n8 m zd =2 24=48mm 齒頂高 ana hmh 7=2mm ana hmh 8=2mm 齒根高 *7 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm *8 nannf Chmh =2（ 1+0.25） =2.5mm 齒全 高 7fa7 hh h=4.5mm 齒頂圓直徑 77a7 2 ahdd =52mm88a8 2 ahdd =48mm 齒根圓直徑 777 2 ff hdd =49.5m888 2 ff hdd =47.5mm 嚙合角 ,t ： cos ,t =tcos=0.9275 ,t =21.95 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 16 、 表 1.3 各檔齒輪的參數(shù) 各檔齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂高 齒根圓 吃定圓直徑 齒根圓直徑 1z =14 24mm 2 mm 2.5 mm 26 mm 23.5 mm 2z =35 70 mm 2 mm 2.5 mm 72 mm 69.5 mm 3z=19 38 mm 2 mm 2.5 mm 40 mm 37.5 mm 4z =30 60 mm 2 mm 2.5 mm 62 mm 59.5 mm 5z=23 46 mm 2 mm 2.5 mm 48 mm 45.5 mm 6z=26 52 mm 2 mm 2.5 mm 54 mm 51.5 mm 7z=25 50 mm 2 mm 2.5 mm 52 mm 49.5 mm 8z=24 48 mm 2 mm 2.5 mm 50 mm 47.5 mm 分度圓齒距： P= m=3.14 2=6.28mm 基圓齒距： 90.520co s214.3co s appbmm 3.2 變速器齒輪強度校核 3.2.1 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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 17 （ 3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度 350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金 鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪 18。 由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應選用硬齒面齒輪組合， 所有 齒輪 均選 用 20CrMnTi 滲碳后 表面 淬火 處理 ，硬度為 58 62HRC。 3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） btyKKF fw 1(1.15) 式中： 1F 圓周力（ N）， d TF g21 ； gT 計算載荷（ Nmm）； d 節(jié)圓直徑（ mm）， zmd n ， nm 為法向模數(shù)（ mm）； K 應力集中系數(shù)，K=1.65 b 齒面寬（ mm）； t 法向齒距， nmt ； y 齒形系數(shù) fK 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪 1.1fK，從動齒輪 9.0fK黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 18 圖 1.2 齒形系數(shù)圖 將上述有關參數(shù)據(jù)代入 公式（ 1.15） ，整理得到 ybtKKT fgw 2 (1.16) 發(fā)動機最大扭矩為 10 mN ，最高轉(zhuǎn)速 7500r/min,齒輪傳動效率為 99，離合器傳動效率 99，軸承傳動效率為 96，則輸入軸和輸出軸的扭矩可通過計算得： 輸入軸： mNTTe 5 1 2.28969930m a x1 承離 輸出軸： mNiTTg 74.6714/3599.096.0512.281111 齒承 mNiTTg 78.4219/3099.096.0512.282112 齒承 mNiTTg 63.3023/2699.096.05 1 2.283113 齒承 mNiTTg 01.2625/2499.096.05 1 2.284114 齒承 （ 1）一檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 310512.28 gTNmm； 65.1K； 2nmmm； mmb 15 ； 1.1fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.125 以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 78.8125.028.615 1.165.110512.2822 31 從動齒輪： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 19 已知： 311 1074.67 T Nmm； 65.1K； 2nmmm； 32.0 ； 9.0fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 62.14146.028.615 9.065.11074.6722 32 M Paw 350180 （ 2）二檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 310512.28 gTNmm； 65.1K； 2nmmm； 1.1fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.115，把以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 82.7115.028.615 1.165.110512.2822 33 從動齒輪： 已知： 312 1078.42 T Nmm ； 65.1K； 2nmmm ； 9.0fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.140，把以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 99.0140.028.615 9.065.11078.4222 34 M Paw 350180 (3)三檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 310512.28 gTNmm； 65.1K； 2nmmm； 1.1fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.103，把以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 66.10103.028.615 1.165.110512.2822 35 從動齒輪： 已知： 313 1063.30 TNmm ； 65.1K； 2nmmm ； 9.0fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.092，把以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 20 M P aybt KKT fgw 50.10092.028.615 9.065.11063.3022 36 M Paw 350180 （ 4）四檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 310512.28 gTNmm ； 65.1K； 2nmmm ； 1.1fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.100 以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 99.10100.028.615 1.165.110512.2822 37 從動齒輪： 已知： 31001.26 gTNmm ； 65.1K； 2nmmm ； 9.0fK；28.6 mpt ，查齒形系數(shù)圖 1.2 得： y=0.120 以上數(shù)據(jù)代入 (1.16)式，得： M P aybt KKT fgw 83.6120.028.615 9.065.11001.2622 38 M Paw 350180 3.2.3 輪齒接觸應力校核 )11(418.0bzj bFE （ 1.17） 式中： j 輪齒接觸應力（ MPa）； F 齒面上的法向力（ N），c os 1FF ； 1F 圓周力（ N）， d TF g21 ； gT 計算載荷（ Nmm）； d 為節(jié)圓直徑（ mm）； 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 21 節(jié)點處壓力角， 為齒輪螺旋角； E 齒輪材料的彈性模量 5101.2 （ MPa）； b 齒輪接觸的實際寬度（ mm）； z，b 主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm），直齒輪 sinzz r， sinbb r ； zr 、 br 主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 表 1.3 變速器齒輪許用接觸應力 齒輪 j /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 將作用在變速器第一軸上的載荷2maxeT作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力 j見表 1.3： 1、一檔齒輪接觸應力校核 已知： 310512.28 gTNmm； 20 ； 5101.2 E MPa； 1n1 m zd = mm28142 2n2 m zd = mm70352 1525.7 nw mkb mm NF 66.6020c o s 512.2821 99.520s in5.17s in79.420s in14s inbbzzrr 由于作用在兩齒輪上的力為 作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷maxeT作為計算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（ 1.17）可得： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 22 11.236)99.5 179.4 1(15 101.266.60418.0 521 ，j MPa 20001900j MPa 2、 二檔齒輪接觸應力校核 已知： 312 1074.67 TNmm； 20 ； 5101.2 E MPa； 3n3 m zd =2 19=38mm 4n4 m zd =2 30=60mm 1525.7 nw mkb ； mm 13.14420c o s 74.67212 F N 2.1020s in30s in50.620s in19s inbbzzrr M P a，j 52.298)2.10 149.6 1(15 101.213.144418.0 543 20001900j MPa 3、 三檔齒輪接觸應力校核 已知： 31078.42 gTNmm； 20 ； 5101.2 E MPa； 1n5 m zd =2 23=46mm 2n6 m zd =2 26=52mm 1525.7 nc mKb mm 04.1 8 220c o s 1078.422c o s2 31 gTF N 84.820s in26s in.82.720s in23s inbbzzrr M P a，j 59.327)84.8 182.7 1(15 101.204.182418.0 565 、 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 23 20001900j MPa 4、 四檔齒輪接觸應力校核 已知： 31001.26 gTNmm； 20 ； 5101.2 E MPa； 1n3 m zd =2 25=50mm 2n2 m zd =2 24=48mm 1525.7 nc mKb mm 34.5594.0 1001.262c o s2 31 gTF N 16.820s in24s in5.820s in25s inbbzzrr M P a，j 32.180)16.8 15.8 1(15 101.234.55418.0 587 20001900j MPa 所以，經(jīng)校核齒輪的接觸應力都滿足條件，所以，選用的符合設計內(nèi)容。 3.2.4 齒根彎曲疲勞許用應力校核 l i ml i mFXR r e lr e l tNFF S YYYY 式中： limF 齒根彎曲疲勞極限應力 NY 壽命系數(shù) reltY 相對齒根圓角敏感系數(shù) NY 尺寸系數(shù) RrelY 表面系數(shù) limFS 最小安全系數(shù) 查機械設計手冊可得： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 24 limF=920MPa；NY=1；reltY=1；RrelY=0.9；XY=1；limFS=1.25，將代入式中可得： l i ml i mFXR r e lr e l tNFF S YYYY = M P a4.66225.1 19.011920 3.2.5 接觸疲勞強度校核 ubd RukFZZZEHH11 )1( HZ 節(jié)點區(qū)域系數(shù)； EZ 彈性系數(shù)； Z 重合度系數(shù)； 1F 齒輪上圓周力； b 齒輪寬度； 1Rd 齒輪直徑； u 傳動比； k 使用系數(shù)； 查機械設計手冊得： HZ =2.33； EZ =189.8； Z =0.73； k = Ak Vk Hk Hk =1.1 1.05 1.26 1.1=1.46 已知： b =15mm u =2.5 1Rd =2 14=28mm Nd TF R 04.228 5 1 2.2822 111 M P aubdR ukFZZZ EHH 09.885.2228 15.204.246.173.08.18933.2)1(11 ）（ M P aHH 1500 3.2.6 齒輪彎曲疲勞強度校核 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 25 nFSF bm YkYF 1 式中： FSY 齒形修正系數(shù) Y 重合度系數(shù) 查機械設計手冊得： FSY=4.9，Y=0.64 46.11.126.105.11 fauA kkkkk 將以上數(shù)據(jù)代入公式中，得： M P aM P abm YkYF FnFSF 4.66235.4215 64.09.446.1512.281 =4.35MPa 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 26 第 4 章 軸 的設計與 校核 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產(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、耐磨性等均有不利影響。 4.1.軸的結(jié)構(gòu)尺寸設計 在已知兩軸式變速器中心距 A 時，軸的最大直徑 d 和支承距離 L 的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩斎胼S， Ld/ =0.16 0.18；對輸出軸， Ld/ 0.18 0.21。 輸入軸花鍵部分直徑 d （ mm）可按下式初選取： 3 maxeTKd 式中 ： K 經(jīng)驗系數(shù)， K =4.0 4.6； maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（ N.m） 。 輸入軸花鍵部分直徑： 31 306.40.4 d =11.4 4.29mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度 L =49。 選擇軸的最小直徑為 12。 根據(jù)軸的制造工藝性要求 20，將 軸的各部分尺寸初步設計如圖 1.3、 1.4 所示： 圖 1.3 輸入軸各部分尺寸 黑龍江工程學院本科生畢業(yè) 設計 27 圖 1.4 輸出軸各部分尺寸 4.2 軸的強度驗算 4.2.1 軸的剛 度 計 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