課程設(shè)計(jì)(二軸五檔變速器 )

1、-作者xxxx-日期xxxx課程設(shè)計(jì)(二軸五檔變速器 )【精品文檔】目錄1方案的選擇1設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1總體方案論證1零部件結(jié)構(gòu)方案分析2齒輪形式2換擋機(jī)構(gòu)形式2變速器軸承22變速器主要參數(shù)的選擇2傳動(dòng)比范圍的選擇2功率轉(zhuǎn)速2主減速器傳動(dòng)比的初選3最小傳動(dòng)比的選擇4最大傳動(dòng)比的選擇4擋數(shù)5分配各擋傳動(dòng)比5傳動(dòng)路線圖63變速器參數(shù)的計(jì)算與校核6初定中心距6初定齒輪參數(shù)（斜齒輪齒形參數(shù)）73.2.1模數(shù)7壓力角8齒寬8螺旋角9齒頂高系數(shù)與頂隙系數(shù)10分配各擋齒數(shù)10確定一擋齒輪的齒數(shù)11對(duì)中心距及一擋齒輪螺旋角進(jìn)行修正11確定二擋齒輪的齒數(shù)12確定三擋齒輪的齒數(shù)12確定四擋齒輪的齒數(shù)12確定五擋齒輪的齒

2、數(shù)13確定倒擋齒輪的齒數(shù)13變位系數(shù)13齒輪的校核16齒輪的損壞形式16齒輪的強(qiáng)度計(jì)算16齒輪的材料21軸的設(shè)計(jì)與校核21初選軸的直徑21軸的可靠性分析21軸承的計(jì)算與校核27軸承形式的選擇27軸承尺寸的選擇27軸承壽命的計(jì)算294設(shè)計(jì)參數(shù)匯總（優(yōu)化后）34汽車(chē)主要參數(shù)34變速器主要設(shè)計(jì)參數(shù)34參考文獻(xiàn)37【精品文檔】1方案的選擇設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)根據(jù)給定的汽車(chē)性能參數(shù)，進(jìn)行汽車(chē)變速箱傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)，計(jì)算各部件的設(shè)計(jì)參數(shù)，繪出指定總成的裝配圖和部分零件圖表 1-1 乘用車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的主要參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速最高車(chē)速總質(zhì)量車(chē)輪8031501651658185/60R14S總體方案論證變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)

3、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、加速等各種形式工況下，使汽車(chē)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。變速器設(shè)有空擋，可在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、汽車(chē)滑行或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車(chē)獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。對(duì)變速器提出如下基本要求：1）保證汽車(chē)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)輪的傳輸。3）設(shè)置倒擋，使汽車(chē)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(chē)行駛過(guò)程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應(yīng)

4、當(dāng)有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)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。滿足汽車(chē)必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車(chē)工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。零部件結(jié)構(gòu)方案分析齒輪形式變速器兩周傳動(dòng)齒輪采用斜齒常嚙合齒輪，優(yōu)點(diǎn)是使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低。倒擋齒輪采用支持常嚙合圓柱齒輪，主減速器采用斜齒圓柱齒輪。換擋機(jī)構(gòu)形式變速器采用同步器換擋，其優(yōu)點(diǎn)是換擋迅速、無(wú)沖擊、換擋噪聲小，提高了汽車(chē)加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。變速器軸承初選輸出端為短圓柱滾子軸承其余為向心球軸承，具體

5、選型與計(jì)算在軸承的壽命計(jì)算軸詳細(xì)分析。2變速器主要參數(shù)的選擇傳動(dòng)比范圍的選擇變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的比值。最高擋通常為直接當(dāng)，而本次設(shè)計(jì)為了提高汽車(chē)的燃油經(jīng)濟(jì)性，將最高擋設(shè)為超速擋，擋位數(shù)為五擋。超速擋的傳動(dòng)比一般為。最低擋的傳動(dòng)比則要求考慮發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車(chē)最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)橋與地面的附著率、主減速器比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低行駛車(chē)速等而對(duì)于乘用車(chē)，其范圍一般在之間。發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩用下式計(jì)算確定：式中，為最大轉(zhuǎn)矩（）；為轉(zhuǎn)矩適應(yīng)性系數(shù)，一般在之間選??；為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率（）；為最大功率轉(zhuǎn)速（）。要求與之間有一定差值，如果它們

6、很接近，將導(dǎo)致直接當(dāng)?shù)淖畹头€(wěn)定車(chē)速偏高，使汽車(chē)通過(guò)十字路口時(shí)換擋次數(shù)增多。因此，要求在之間選取。由上式得：，在范圍內(nèi)，符合要求。主減速器傳動(dòng)比的初選主減速比對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小記憶當(dāng)變速器處于最高擋位是汽車(chē)的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響，可通過(guò)燃油經(jīng)濟(jì)性加速時(shí)間曲線來(lái)確定。而在設(shè)計(jì)計(jì)算中，的選擇應(yīng)在汽車(chē)總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比一起由整車(chē)動(dòng)力計(jì)算來(lái)確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶鈭D來(lái)研究對(duì)汽車(chē)動(dòng)力性的影響。通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)作最佳匹配的方法來(lái)選擇值，可使汽車(chē)獲得最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。對(duì)于具有大功率儲(chǔ)備的轎車(chē)、長(zhǎng)途公共汽車(chē)油漆是賽車(chē)來(lái)說(shuō)，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大

7、功率及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車(chē)有盡可能高的最高車(chē)速，這時(shí)值應(yīng)按下式來(lái)確定：式中：r車(chē)輪的滾動(dòng)半徑最高擋傳動(dòng)比，即對(duì)于其它汽車(chē)來(lái)說(shuō)，為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而使最高車(chē)速稍有下降，一般選擇比上式求得的大10%20%，即按下式選擇：式中：，最后取主減速器傳動(dòng)比.3最小傳動(dòng)比的選擇整車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的最小傳動(dòng)比可根據(jù)最高車(chē)速及其功率平衡圖來(lái)確定，且在選擇是要注意有利于汽車(chē)的燃油經(jīng)濟(jì)性。選擇結(jié)果為。2.2.4最大傳動(dòng)比的選擇汽車(chē)變速器最大傳動(dòng)比的選擇需要考慮三方面的因素：最大爬坡度、附著率、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速。得：式中為汽車(chē)的最大爬坡度，取為滾動(dòng)阻力系數(shù)，取。（其他參數(shù)與最小傳動(dòng)比選擇時(shí)相同。

8、）式中為地面提供給驅(qū)動(dòng)輪的法向作用力（取平均前軸負(fù)荷61.5%）為地面附著系數(shù)，對(duì)于路面潮濕時(shí)，式中為發(fā)動(dòng)機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，取為汽車(chē)最低穩(wěn)定車(chē)速已知，綜上述要求，可得，根據(jù)設(shè)計(jì)要求，取擋數(shù)按設(shè)計(jì)要求，變速器擋位數(shù)為5擋，其中最高擋為超速擋。分配各擋傳動(dòng)比在已知擋位數(shù)為5與、的情況下，可知，若傳動(dòng)比分配為等比級(jí)數(shù)（現(xiàn)實(shí)中高擋傳動(dòng)比間隔可以比抵擋稍小），則各擋傳動(dòng)比的初選結(jié)果如下所示：表 2-1 汽車(chē)變速器傳動(dòng)比（初選）擋數(shù)12345R傳動(dòng)比12.4傳動(dòng)路線圖圖 2-1 變速器傳動(dòng)路線示意圖圖 2-2 倒擋齒輪位置示意圖3變速器參數(shù)的計(jì)算與校核3.1初定中心距變速器的中心距A系指變速器輸入軸與輸出軸

9、軸線之間的距離。其主要由傳遞的扭矩、結(jié)構(gòu)和工藝情況決定，而其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量有影響，還關(guān)系到齒輪的接觸強(qiáng)度：中心距過(guò)大將使變速器的質(zhì)量增加較多；中心距過(guò)小則會(huì)使齒輪的接觸強(qiáng)度變大，壽命變短，且影響變速器殼體的性能。因此最小允許的中心距應(yīng)當(dāng)由保證齒輪油必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定，而且最小中心距要同時(shí)滿足最低擋的傳動(dòng)比要求。而對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)（FF）的乘用車(chē)，其中心距A也可以根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量與中心距的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選。統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，乘用車(chē)變速器的中心距一般在6080mm范圍內(nèi)變化。原則上來(lái)說(shuō)，車(chē)越輕，中心距也越小。設(shè)計(jì)中用下屬經(jīng)驗(yàn)公式初選中心距A式中為變速器中心距（mm）為中心距系

10、數(shù)，對(duì)于轎車(chē)，取為變速器傳動(dòng)效率，取已知，最后取3.2初定齒輪參數(shù)（斜齒輪齒形參數(shù)）3模數(shù)齒輪模數(shù)與齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等因素有關(guān)，而在設(shè)計(jì)中主要考慮對(duì)齒輪強(qiáng)度的影響。齒輪模數(shù)大則其彎曲應(yīng)力小，但齒輪齒數(shù)會(huì)隨之減少，并減小齒輪嚙合的重合度，增加嚙合噪聲。因此，在彎曲強(qiáng)度允許的條件下應(yīng)使齒輪模數(shù)盡量小。設(shè)計(jì)中已確定變速器齒輪均為圓柱斜齒輪，即斜齒輪應(yīng)滿足一下的強(qiáng)度要求：在選擇模數(shù)時(shí)，若從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選擇同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用不同的模數(shù)。一般來(lái)說(shuō)，變速器抵擋齒輪應(yīng)選用較大的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。變速器齒輪所選的模數(shù)應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，見(jiàn)表3-1。

11、表 3-1 汽車(chē)變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357-1987)第一系列4.00第二系列（3.25）（3.75）根據(jù)以上要求，初選1、3、5擋齒輪法向模數(shù)，2、4擋齒輪法向模數(shù)，倒擋齒輪模數(shù)3壓力角齒輪壓力角有，等多種。壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了齒輪度，有利于降低齒輪傳動(dòng)的噪聲；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(duì)于斜齒輪，壓力角為時(shí)強(qiáng)度最高，而對(duì)于乘用車(chē)，為加大重合度以降低噪聲，理論上應(yīng)取較小的壓力角。本次設(shè)計(jì)各擋齒輪壓力角選為3齒寬在變速器齒輪的設(shè)計(jì)中，齒寬的選擇應(yīng)滿足既能減輕變速器質(zhì)量，同時(shí)又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要求。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：直齒：，

12、其中取齒寬系數(shù)；斜齒：，其中取齒寬系數(shù)；同步器，b=24mm。對(duì)于嚙合的一對(duì)齒輪，小齒輪的齒寬應(yīng)比大齒輪的稍大，一般為510mm；對(duì)于采用統(tǒng)一模數(shù)的各擋齒輪，抵擋齒輪的齒寬也應(yīng)比高擋齒輪稍大一些。齒寬的選取結(jié)果見(jiàn)表3-2表 3-2 汽車(chē)變速器齒輪的模數(shù)選擇結(jié)果擋位一擋二擋三擋四擋五擋倒擋法向模數(shù)（mm）齒寬（mm）輸入軸齒輪202018151418輸出軸齒輪1818161716163螺旋角由于變速器的設(shè)計(jì)中（不包括主減速器）的齒輪均采用了斜齒輪，故存在螺旋角。采用具有螺旋角的斜齒輪可以加大重合度，提高強(qiáng)度，降低噪聲，但有軸向力作用在軸承上，需要計(jì)算確認(rèn)。螺旋角確定根據(jù)以下原則：（1）使齒輪的縱

13、向重合度這樣在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，齒面螺旋線上始終有齒接觸，可以保證運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)。具體設(shè)計(jì)時(shí)，螺旋角可按下式確定：（2）由于斜齒輪工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生軸向力，為此在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)自在理論上使螺旋角的選擇正好能使一根軸上的齒輪產(chǎn)生的軸向力相互抵消，如圖3-1所示。圖 3-1 中間軸軸向力的平衡滿足下式：對(duì)于兩軸式變速器，由于軸向力較難抵消，也可參考同種車(chē)型的數(shù)據(jù)。（3）斜齒輪的齒輪強(qiáng)度會(huì)隨著螺旋角的增大而提高，且螺旋角的增大會(huì)使齒輪的接觸強(qiáng)度與重合度增大，但當(dāng)螺旋角大于時(shí)其彎曲強(qiáng)度將明顯的下降。因此，對(duì)于轎車(chē)來(lái)說(shuō)，為求傳動(dòng)平穩(wěn)，往往將螺旋角取得稍大。螺旋角的初選結(jié)果見(jiàn)表3-3。表 3-3 汽車(chē)變速器齒輪螺旋角的初選結(jié)果

14、擋位一擋二擋三擋四擋五擋倒擋3齒頂高系數(shù)與頂隙系數(shù)本次設(shè)計(jì)取斜齒輪的法向齒頂高系數(shù)，法向頂隙系數(shù)。3.3分配各擋齒數(shù)在以上參數(shù)確定后即可確定傳動(dòng)齒輪的具體分配齒數(shù)。在確定齒數(shù)時(shí)，為了使齒輪齒面磨損均勻，各擋齒輪的齒數(shù)比一般不取整數(shù)。如圖3-2所示，五擋變速器外加倒擋共13個(gè)齒輪，齒數(shù)分別記為。圖 3-2 變速器齒輪齒數(shù)的分配3確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動(dòng)比為且有已知，將數(shù)據(jù)帶入上式，得：，取，取則修正后的=3.538，滿足要求。3對(duì)中心距及一擋齒輪螺旋角進(jìn)行修正1）根據(jù)一擋齒輪齒數(shù)的分配，修正后有，取整為。修正后的A可作為各擋齒輪的分配依據(jù)。2）已知，由已知條件取修正后的一擋齒輪螺旋角。3確定二

15、擋齒輪的齒數(shù)同理于一擋，已知，得：，??；，取。則有，滿足要求。修正后取二擋齒輪螺旋角。3確定三擋齒輪的齒數(shù)同理于一擋，已知，得：，?。?，取。則有，滿足要求。修正后取三擋齒輪螺旋角。3確定四擋齒輪的齒數(shù)同理于一擋，已知，得：，取，則有，滿足要求。修正后取四擋齒輪螺旋角。3確定五擋齒輪的齒數(shù)同理于一擋，已知，得：，取；，取。則有，滿足要求。修正后取五擋齒輪螺旋角3確定倒擋齒輪的齒數(shù)同理與以上分析，最后取，修正后取倒擋齒輪螺旋角，傳動(dòng)比。3變位系數(shù)為了避免齒輪產(chǎn)生根切、更好的與中心距匹配，以及調(diào)整齒輪的各種屬性，需要使齒輪變位。變位齒輪有兩種：高（度）變位和角（度）變位。其中高變?yōu)辇X輪副的一對(duì)嚙合齒

16、輪的變位系數(shù)和為零，角變位則不為零。設(shè)計(jì)師選取角度變位。變位系數(shù)的選擇一般考慮一下幾點(diǎn)：1）避免根切避免根切的最小變位系數(shù)可由下式確定式中為齒頂高系數(shù)，已知；為未變位又不發(fā)生根切的最小齒數(shù)，可取。由此可得：對(duì)一擋齒輪有對(duì)二擋齒輪有對(duì)三擋齒輪有對(duì)四擋齒輪有對(duì)五擋齒輪有對(duì)倒擋齒輪有2）防止齒頂變尖齒頂法面弦齒厚大于等于?？捎上率酱_定：式中為齒頂螺旋角，；為齒頂端面弦齒厚，。上述公式中，為齒頂圓直徑，。3）齒根壁厚不要小魚(yú)1.2倍全齒高。4）主、從動(dòng)齒的彎曲應(yīng)力應(yīng)當(dāng)平衡，以保證二者的彎曲疲勞壽命相等。變位系數(shù)的選擇由以上幾點(diǎn)考慮，而為了降低噪聲，一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和可適度取小。精確的計(jì)算，可由

17、計(jì)算機(jī)編程來(lái)完成。一擋齒輪的程序計(jì)算截圖如圖3-3所示圖 3-3 齒輪的程序計(jì)算截圖齒輪角（度）變位系數(shù)結(jié)果如下表所示。表 3-4 齒輪變位系數(shù)選擇結(jié)果擋位變位系數(shù)一擋二擋三擋四擋五擋倒擋輸入軸齒輪輸出軸齒輪3.4齒輪的校核3齒輪的損壞形式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（本次設(shè)計(jì)時(shí)無(wú)需考慮）以及齒面膠合。3齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與其他機(jī)械行業(yè)比較，不同用途汽車(chē)的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車(chē)變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支撐方式也基本一致。因此，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(chē)齒輪，同樣可以獲得較

18、為準(zhǔn)確的結(jié)果。1）齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（斜齒輪）假定載荷作用在齒頂，齒形系數(shù)的選擇如圖3-4所示。圖 3-4 齒形系數(shù)圖已知斜齒輪彎曲應(yīng)力為式中，為圓周力（N），；為計(jì)算載荷（）；d為節(jié)圓直徑（mm），為法向模數(shù)（mm）；z為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角（）；為應(yīng)力集中系數(shù)，；b為齒面寬（mm）；t為法向齒距（mm），；y為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4-4中查得；為重合度影響系數(shù)，。將上述有關(guān)參數(shù)帶入上式，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為在已知發(fā)動(dòng)機(jī)輸出最大轉(zhuǎn)矩和其他相關(guān)參數(shù)的情況下，由許用應(yīng)力可得：對(duì)一擋小齒輪，根據(jù)3-4得，則有，滿足強(qiáng)度要求。對(duì)一擋大齒輪，根據(jù)查圖3-4得，則有，滿足強(qiáng)度要求。對(duì)二擋小齒輪

19、，根據(jù)查圖3-4得，則有，滿足強(qiáng)度要求。對(duì)二擋大齒輪，根據(jù)查圖3-4得，則有，滿足強(qiáng)度要求。對(duì)于各擋齒輪的強(qiáng)度計(jì)算，由斜齒輪彎曲應(yīng)力的公式宇齒輪參數(shù)易知，在同等條件下，一擋小齒輪所受的彎曲應(yīng)力比其它擋位（不包括倒擋）均要大，即在一擋小齒輪滿足輪齒彎曲應(yīng)力要求的情況下，其它各擋齒輪也能滿足要求。同理對(duì)于倒擋小齒輪，有，滿足強(qiáng)度要求。綜上所述，變速器傳動(dòng)齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。2）齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算（斜齒輪）已知斜齒輪接觸應(yīng)力為式中，F(xiàn)為齒面上的法向力（N），：為圓周力（N），；為計(jì)算載荷（）；d為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)點(diǎn)處壓力角（），為齒輪螺旋角（）；E為齒輪磁療的彈性模量（MPa）；b為齒輪接觸的

20、實(shí)際寬度（mm）；、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪、，斜齒輪、；、為主、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)，變速器齒輪的需用接觸應(yīng)力見(jiàn)表3-5表 3-5 變速器齒輪的需用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700根據(jù)上述分析可知，對(duì)變速器一擋齒輪，有，對(duì)一擋小齒輪（輸入軸），有圓周力，法向力，齒寬，對(duì)于一擋大齒輪（輸出軸），有圓周力，法向力，齒寬，由以上數(shù)據(jù)可得，對(duì)于一擋小齒輪，有：，對(duì)于一擋大齒輪，有：。故一擋齒輪接觸強(qiáng)度滿足要求。同理于一擋，可知對(duì)變速器二擋齒輪，

21、有，對(duì)二擋小齒輪（輸入軸），有圓周力，法向力，齒寬，對(duì)于一擋大齒輪（輸出軸），有圓周力，法向力，齒寬，由以上數(shù)據(jù)可得，對(duì)于二擋小齒輪，有：，對(duì)于二擋大齒輪，有：。故二擋齒輪接觸強(qiáng)度滿足要求。同理與彎曲強(qiáng)度的分析，易知變速器其他擋位齒輪（不包括倒檔）也能符合接觸強(qiáng)度的要求。綜上所述，變速器齒輪滿足接觸強(qiáng)度要求。3齒輪的材料變速器齒輪選用滲碳合金鋼，20CrMnTi、15MnCr5等常用材料均可。選擇20CrMnTi。3.5軸的設(shè)計(jì)與校核變速器工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔愕妮S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，

22、對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能實(shí)現(xiàn)正確地嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和已知條件先初選軸的直徑，然后再進(jìn)行可靠性分析。3初選軸的直徑在已知變速器中心距A=71時(shí)可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式取變速器兩軸中部直徑，取支承間距離L=200mm，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值。3軸的可靠性分析1）軸的剛度計(jì)算對(duì)齒輪工作影響最大的是軸的垂直面內(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，如圖3-5所示，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)有關(guān)共識(shí)計(jì)算。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位

23、置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。變速器齒輪在軸上的位置如圖3-6所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)的撓度，在水平面內(nèi)的撓度和轉(zhuǎn)角，可分別用下式計(jì)算：式中為齒輪齒寬中間平面上的徑向力，為齒輪齒寬之間平面上的圓周力，E為彈性模量，對(duì)于滲碳鋼，取E=210GPa，I為慣性矩，對(duì)于實(shí)心軸，為軸的直徑，花鍵初按平均直徑計(jì)算，、為齒輪上的作用力矩支座A、B的距離，L為支座距離。軸的全撓度為。軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度允許值為，。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。圖 3-5 變速器軸的變形簡(jiǎn)圖（a為軸在垂直面內(nèi)的變形，b為軸在水平面內(nèi)的變形）圖 3-6 變速器軸的撓度與轉(zhuǎn)角已知E=210GPa，計(jì)算時(shí)令兩周，兩支撐A、B

24、之間的距離L=200mm，為方便計(jì)算，齒輪的分布初選如圖3-7所示。圖 3-7 齒輪在軸上的分布根據(jù)以上參數(shù)，具體剛度校核過(guò)程如下：對(duì)一擋齒輪處，有，取a=22mm，b=178mm，得：同理，對(duì)于二擋齒輪處，有取a=64mm，b=136mm，得：同理，對(duì)于三擋齒輪處，有取a=86mm，b=114mm，得：同理，對(duì)于四擋齒輪處，有取a=118mm，b=82mm，得：同理，對(duì)于五擋齒輪處，有取a=140mm，b=60mm，得：由以上分析可知，軸在五檔齒輪處均能滿足剛度要求。而由一擋齒輪的剛度分析易知，由于離支撐點(diǎn)的距離近，故事機(jī)上在已知高擋齒輪的剛度時(shí)可以不用校核，同理可確定，倒檔齒輪能滿足齒輪的

25、剛度要求。在實(shí)際的二軸式變速器中，與輸入軸常嚙合的輸出軸上的齒輪常通過(guò)青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，這樣也恩能增加軸的剛度。2）軸的強(qiáng)度計(jì)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)的支反力和之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩同時(shí)作用下，其應(yīng)力為式中，（），W為抗彎截面系數(shù)，取，在低擋工作時(shí)，去。由軸的剛度校核中已知，對(duì)一檔齒輪處，有，,a=25mm,b=200mm，由以上數(shù)據(jù)可知在一擋齒輪處有說(shuō)明軸在一擋齒輪處滿足強(qiáng)度要求，同理與剛度分析，易知軸在其他齒輪處亦能滿足強(qiáng)度要求。而在事機(jī)制造時(shí)，由于輸出軸上的齒輪通過(guò)青銅襯

26、套裝在軸上，所以軸頸要比上述設(shè)計(jì)的小。3.6軸承的計(jì)算與校核3軸承形式的選擇變速器軸承多采用向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承。對(duì)于本次設(shè)計(jì)的兩軸變速器，輸入軸的前軸承可采用向心球軸承，對(duì)于一般汽車(chē)，此軸承都安置在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔中。輸入軸后端軸承選用外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承，用來(lái)承受徑向負(fù)荷以及輸入軸上的軸向負(fù)荷，為方便輸入軸的拆裝，后端軸承的外圈直徑應(yīng)比輸入軸齒輪的齒頂圓直徑大。輸出軸前端可采用短圓柱滾子軸承，后端采用帶止動(dòng)槽的單列向心球軸承。軸上的軸向力由后端軸承承受。向心球軸承除了徑向載荷，也能承受雙向的軸向載荷，而且由于摩擦力矩較低，能適用于高速旋轉(zhuǎn)場(chǎng)合以及低噪音、地震動(dòng)的場(chǎng)

27、合。并能滿足高精度的應(yīng)用要求。3軸承尺寸的選擇1）輸入軸前端的向心球軸承圖 3-8 向心球軸承尺寸示意圖根據(jù)變速器軸的直徑與中心距要求，根據(jù)軸承手冊(cè)，如圖，初選內(nèi)徑d=22mm，外徑D=56mm，寬B=16mm的軸承，軸承代號(hào)為63/22NR。2）輸入軸后端外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承圖 3-9 外圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承尺寸示意圖初選內(nèi)徑d=25mm，外徑D=62mm，寬B=17mm的軸承，軸承代號(hào)為6305-N。3）輸出軸前端的圓柱滾子軸承圖 3-10 圓柱滾子軸承尺寸示意圖同理與輸入軸軸承，初選內(nèi)徑d=30mm,外徑D=55mm，寬B=12mm的軸承，代號(hào)為NU 10064）輸出軸后端外

28、座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承輸出軸后端外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承，初選內(nèi)徑d=28mm，外徑D=52mm，寬B=12mm的軸承，代號(hào)為60/28-N。3軸承壽命的計(jì)算變速器軸承一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并與同類型汽車(chē)對(duì)比后，按軸承標(biāo)準(zhǔn)選用。最后進(jìn)行軸承壽命的驗(yàn)算。對(duì)于使用五檔變速器的轎車(chē)，相對(duì)于四擋轎車(chē)，由于沒(méi)有了直接當(dāng)而多了超速檔，軸承承載的時(shí)間明顯增加，具體比較如表3-6所示。表 3-6 軸承承載時(shí)間的比較由于軸承的實(shí)際使用壽命受到許多條件的影響，例如制造精度、鋼材質(zhì)量、潤(rùn)滑條件工作情況等，都極大地影響軸承的使用壽命。即使同一批生產(chǎn)的軸承，其使用壽命往往相差幾倍，甚至幾十倍，上百倍。而計(jì)算卻是以1

29、0%損壞率為基礎(chǔ)的，所以計(jì)算結(jié)果與實(shí)際情況相差很大。在計(jì)算軸承壽命是，必須結(jié)合實(shí)際使用經(jīng)驗(yàn)參考目前同類產(chǎn)品中通部位的軸承使用壽命加以調(diào)整。軸承的壽命公式為：式中C為軸承基本額定動(dòng)載荷，P為軸承當(dāng)量動(dòng)載荷，為指數(shù)，對(duì)于球軸承，對(duì)于滾子軸承。汽車(chē)行駛里程數(shù)公式為：式中為輪胎滾動(dòng)半徑，已知，為汽車(chē)傳動(dòng)比，。對(duì)于實(shí)際工況，軸承能夠保證的總行駛立場(chǎng)公式為：式中為汽車(chē)各檔行駛里程百分?jǐn)?shù)，為汽車(chē)各檔的行駛里程數(shù)。對(duì)于滾動(dòng)軸承的壽命計(jì)算參數(shù)如表4-7所示。表 3-7- 動(dòng)載荷系數(shù)表以下的計(jì)算暫時(shí)不考慮軸承的溫度系數(shù)與載荷系數(shù)，但由結(jié)果可知不影響校核。比較變速器中已選擇的壽命，壽命校核時(shí)可選額定載荷最小的軸承，

30、即輸出軸后端軸承校核，即單列的向心球軸承，軸承代號(hào)為60/28NR，由軸承手冊(cè)可知，對(duì)其有基本額定靜載荷，基本額定動(dòng)載荷。1） 由軸的強(qiáng)度分析已知，變速器處于一擋時(shí)有，得，易知，由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.56，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=1.43。其當(dāng)量動(dòng)載荷為軸承壽命，汽車(chē)行駛里程數(shù)。2） 變速器處于二擋時(shí)有，得，易知，由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.56，軸向動(dòng)載荷系數(shù)。其當(dāng)量動(dòng)載荷為軸承壽命，汽車(chē)行駛里程數(shù)。3） 變速器處于三擋時(shí)有，得，易知，由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.