兩軸五檔變速器課程設(shè)計

兩軸五檔變速器課程設(shè)計,五檔,變速器,課程設(shè)計 目 錄第1章 緒 論11.1概述11.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀11.3研究的目的、依據(jù)和意義2第2章 變速器主要參數(shù)的選擇32.1設(shè)計初始數(shù)據(jù)32.2變速器各擋傳動比的確定32.2.1初選最大傳動比的范圍32.2.2確定擋位數(shù)，設(shè)計五擋變速器42.3變速器傳動方案的確定52.4中心距A的確定62.5齒輪參數(shù)62.5.1模數(shù)62.5.2壓力角72.5.3螺旋角72.5.4齒寬72.5.5齒頂高系數(shù)82.6本章小結(jié)8第3章 齒輪的設(shè)計計算與校核93.1齒輪的設(shè)計與計算93.1.1各擋齒輪齒數(shù)的分配93.1.2齒輪材料的選擇原則183.1.3計算各軸的轉(zhuǎn)矩183.2輪齒的校核193.2.1輪齒彎曲強(qiáng)度計算193.2.2輪齒接觸應(yīng)力j223.3本章小結(jié)26第4章 軸的設(shè)計與計算及軸承的選擇與校核284.1軸的設(shè)計計算284.1.1軸的工藝要求284.1.2初選軸的直徑284.1.3軸的強(qiáng)度計算284.2軸承的選擇及校核324.2.1輸入軸的軸承選擇與校核324.2.2輸出軸軸承校核334.3本章小結(jié)34結(jié)論35參考文獻(xiàn)36致謝37第1章 緒 論1.1 概述 對變速器如下基本要求：1. 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)型。2. 設(shè)置空擋。用來切斷發(fā)動機(jī)動力向驅(qū)動輪的傳輸。3. 設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。4. 設(shè)置動力傳輸裝置，需要時進(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)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)該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大。1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 變速器作為傳遞動力和改變車速的重要裝置，國外對其操縱的方便性和擋位等方面的要求越來越高。目前對4擋特別是5擋變速器的應(yīng)用有日漸增多的趨勢，同時，6擋變速器的裝車率也在上升。中國汽車變速器(汽車變速器市場調(diào)研)市場正處于高速發(fā)展期。2009年中國汽車銷售1364萬輛，同比增長46.15%，2015年汽車銷售規(guī)模將達(dá)到4000萬輛。在汽車行業(yè)市場規(guī)模高速增長的情況下，中國變速器(變速器行業(yè)分析)行業(yè)面臨著重大機(jī)遇。2009年中國汽車變速器(汽車變速器市場調(diào)研)市場規(guī)模達(dá)520億元人民幣，并且以每年超過20%的速度增長，預(yù)計2015年有望達(dá)到1500億元。由于近年來乘用車市場增長迅速，2007年中國乘用車變速器需求量在600萬件以上，其中大部分為手動變速器，但是自動變速器的需求比例不斷提高。與此同時隨著商用車市場快速發(fā)展，2007年商用車變速器的市場需求量有200萬件，其中輕型貨車用變速器占市場主流，然而重型車變速器市場有望成為未來的新亮點。在手動變速器領(lǐng)域，國產(chǎn)品牌已占主導(dǎo)地位。但技術(shù)含量更高的自動變速器市場卻是進(jìn)口產(chǎn)品的天下，2007年中國變速器產(chǎn)品(變速器產(chǎn)品進(jìn)口統(tǒng)計)進(jìn)口額達(dá)到30億美元。國內(nèi)變速器企業(yè)未來面臨嚴(yán)峻挑戰(zhàn)。1.3 研究的目的、依據(jù)和意義隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對轎車而言，其設(shè)計意義更為明顯。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評價汽車的一個重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計如果不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大。通過本題目的設(shè)計，學(xué)生可綜合運用汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚?、汽車設(shè)計、機(jī)械設(shè)計、液壓傳動等課程的知識，達(dá)到綜合訓(xùn)練的效果。由于本題目模擬工程一線實際情況，學(xué)生通過畢業(yè)設(shè)計可與工程實踐直接接觸，從而可以提高學(xué)生解決實際問題的能力。第2章 變速器主要參數(shù)的選擇2.1 設(shè)計初始數(shù)據(jù)班級點名序號為11方案二 乘用車（兩軸式） 最高車速：=202Km/h發(fā)動機(jī)最大功率：=116KW最大功率轉(zhuǎn)速：6550r/min 最大轉(zhuǎn)矩：=184 整備質(zhì)量：=1720Kg 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：=4050r/min 車輪：205/55 R16 2.2 變速器各擋傳動比的確定2.2.1 初選最大傳動比的范圍最大傳動比的確定，即一檔傳動比。滿足最大爬坡度： （2.1） 式中：G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，=16856N；發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=184N.m；主減速器傳動比，傳動系效率，=96%；車輪半徑，=0.316m；滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.01651+0.01(-50)=0.03795；爬坡度，取=16.7帶入數(shù)值計算得9.098 滿足附著條件： （2.2）為附著系數(shù)，取值范圍為0.70.8.，取為0.8為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)動橋給地面的載荷，這里取60%mg ；計算得 由以上得取，乘用車校核，因為該車發(fā)動機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速則最低穩(wěn)定車速，故校核后傳動比滿足要求。2.2.2 確定擋位數(shù)，設(shè)計五擋變速器其他各擋傳動比的確定：初選五擋傳動比 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系： （2.3）式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ， 所以其他各擋傳動比為： =2.7， =1.97，=1.44，4和5擋為常用擋，其擋位間公比應(yīng)該小一些取，所以，。2.3 變速器傳動方案的確定圖2-1a為常見的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e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。圖2-1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-61所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。本設(shè)計采用圖2-1f所示的傳動方案。圖2-1 變速器倒檔傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔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，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。圖2.2變速器傳動示意圖1. 輸入軸一擋齒輪 2.輸出軸一擋齒輪 3.輸入軸二擋齒輪 4.輸出軸二擋齒輪5. 輸入軸三擋齒輪 6.輸出軸三擋齒輪 7.輸入軸四擋齒輪 8.輸出軸四擋齒輪9. 輸入軸五擋齒輪 10.輸出軸五擋齒輪 11.輸入軸倒擋齒輪 12.倒擋齒輪13.輸出軸倒擋齒輪2.4 中心距A的確定初選中心距：發(fā)動機(jī)前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選，A=77mm2.5 齒輪參數(shù)2.5.1 模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 表2.1汽車變速器齒輪法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.01414.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表2.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50 發(fā)動機(jī)排量為2.54L，根據(jù)表2.1及2.2，齒輪的模數(shù)定為2.252.75mm。2.5.2 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。2.5.3 螺旋角 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪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。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。乘用車兩軸式變速器螺旋角：20252.5.4 齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.5；斜齒，取為6.08.5。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24mm，取2mm。 2.5.5 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. 2.6 本章小結(jié)通過初始數(shù)據(jù)，首先確定變速器的最大傳動比，然后根據(jù)最大傳動比，確定擋數(shù)及各擋傳動比的大小，然后根據(jù)變速器中心距A與發(fā)動機(jī)排量的關(guān)系，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計算做準(zhǔn)備。第3章 齒輪的設(shè)計計算與校核3.1 齒輪的設(shè)計與計算 3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=20一擋傳動比為=2.7 （3.1） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒=52.6取整為53 （3.2） 取=14 =39對中心距進(jìn)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(yīng)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)。=77.55mm （3.3）取整A=78mm修正螺旋角度， (3.4) 分度圓直徑 =41.209mm =114.796mm未變位中心距 a=對一擋齒輪進(jìn)行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos （3.5） =嚙合角 ： cos=0.932 （3.6） =21.27 變位系數(shù)之和 （3.7） =0當(dāng)量齒數(shù)：=17.16, 查機(jī)械設(shè)計手冊變位系數(shù)線圖得： 計算一擋齒輪1、2的參數(shù)：齒頂高 =3.243mm =2.253mm式中： =0.0009 = 0.005齒根高 =2.943mm =3.933mm齒頂圓直徑 =47.695mm =119.302mm齒根圓直徑 =35.323mm =106.93mm 齒全高 h=6.186二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選=25=1.97 =56.5 取整為57=20， =37則，=1.85修正螺旋角 對二擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =77.805mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.72端面嚙合角 當(dāng)量齒數(shù) =26.238 =48.54變位系數(shù)之和 = 0.08查機(jī)械設(shè)計手冊變位系數(shù)線圖得： =-0.02二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =54.6mm =101.01mm齒頂高 =2.745mm =2.445mm式中： = 0.078 =0.002齒根高 =2.875mm =3.175mm齒頂圓直徑 =60.09mm =105.9mm齒根圓直徑 =48.85mm =94.66mm 齒全高 h=5.62三擋齒輪為斜齒輪，初選=23模數(shù)為2.5 =1.44 =57.43, 取整為58得取整為23，=35 =1.52對三擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =77.72mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.38端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =0.1 當(dāng)量齒數(shù) =28.84 =43.58 查機(jī)械設(shè)計手冊變位系數(shù)線圖得： =0.08 = 0.02 三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑 =61.64mm =93.8mm齒頂高 =2.73mm =2.58mm式中： = 0.112 =-0.012齒根高 =2.925mm =3.075mm齒頂圓直徑 =67.1mm =98.96mm齒根圓直徑 =55.79mm =87.65mm 四擋齒輪為斜齒輪，初選=24模數(shù)=2.5 =1.0757.005取整為58 取整為27 =31 則： =1.14修正螺旋角度 =0.9294 對四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =77.72mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.38端面嚙合角 變位系數(shù)之和 = 0.1 當(dāng)量齒數(shù) =33.61 =38.59 查機(jī)械設(shè)計手冊變位系數(shù)線圖得： = 0.06 = 0.04四擋齒輪7、8參數(shù)：分度圓直徑 =72.36mm =83.08mm齒頂高 =2.68mm =2.63mm式中： =0.112 =-0.012齒根高 =2.975mm =3.025mm齒頂圓直徑 =77.72mm =88.34mm齒根圓直徑 =66.41mm =77.03mm 全齒高 =5.655五擋齒輪為斜齒輪，初選=25模數(shù)=2.5 =0.79 取整為57取整為32 =25 則： =0.78對五擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =78.09mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.72端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =-0.04 當(dāng)量齒數(shù) =41.98 =32.79 查機(jī)械設(shè)計手冊變位系數(shù)線圖得： = -0.03 = -0.01五擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑 =87.68mm =68.5mm齒頂高 =2.435mm =2.485mm式中： =-0.036 =-0.004齒根高 =3.2mm =3.15mm齒頂圓直徑 =92.55mm =73.47mm齒根圓直徑 =81.28mm =62.2mm 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2123之間，初選后，可計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=14，=23，則：=50.875mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應(yīng)為 2*h 38.36 為了保證齒輪11和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=38計算倒擋軸和輸出軸的中心距=83.875計算倒擋傳動比 =2.7143.1.2 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(qiáng)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(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)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下列值：滲碳層深度0.81.2 時滲碳層深度0.91.3時滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC。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(xì)化材料晶面粒。3.1.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機(jī)最大扭矩為184N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。輸入軸 =18496%99%=174.87Nm 輸出軸一擋 Nm輸出軸二擋 =307.469Nm輸出軸三擋 =252.912Nm輸出軸四擋 =190.822Nm輸出軸五擋 =129.843Nm倒擋 =273.041Nm =428.736Nm3.2 輪齒的校核3.2.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計算1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力圖3.1 齒形系數(shù)圖 （3.8） 式中：彎曲應(yīng)力（MPa）；計算載荷（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、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)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)；齒寬系數(shù)；倒檔取7.5齒形系數(shù)，如圖3.1。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa，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。計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，=14，=23，=38，=0.132，=0.134，=0.138，=273.041N.m，=174.87N.m, =428.736Nm=701.31MPa400850MPa=537.233MPa400850MPa =495.786MPa400850MPa2、 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3.9） 式中：計算載荷，Nmm；法向模數(shù)，mm；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角，；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)，取7.5重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa范圍，對貨車為100250MPa。（1）計算一擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 ，=14，=39，=0.135，=0.143，=462.98N.m，=174.87N.m， =264.74MPa180350MPa=237.538MPa180350MPa（2）計算二擋齒輪3,4的彎曲應(yīng)力=20，=37，=0.146，=0.148，=307.469N.m，=174.87N.m，=223.006MPa180350MPa=209.081MPa180350MPa（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=23，=36，=0.144，=0.145，=252.912N.m，=174.87N.m=200.65MPa180350MPa=188.83MPa180350MPa（4）計算四擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=27，=31，=0.145，=0.146，=190.822N.m，=174.87N.m=169.25MPa180350MPa=159.75MPa180350MPa（5）計算五擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力=32，=25，=0.148，=0.142，=174.87N.m，=129.843N.m =137.49MPa180350MPa =136.196MPa180350MPa3.2.2 輪齒接觸應(yīng)力j （3.10） 式中：輪齒的接觸應(yīng)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(yīng)力見表3.2。彈性模量=20.6104 Nmm-2，齒寬表3.2變速器齒輪的許用接觸應(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（1）計算一擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力=462.98N.m，=174.87N.m， ， =41.2mm， =114.79 mm=8.56mm=23.86mm =1642.835MPa19002000MPa=1601.568MPa19002000MPa（2）計算二擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=307.469N.m，=174.87N.m，=54.736mm，=101.263mm=12.137mm=22.455mm =1354.423MPa13001400MPa =1320.407MPa13001400MPa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=252.912N.m，=174.87N.m，=61.862mm，=94.137mm=13.05mm=19.859mm =1261.79MPa13001400MPa =1230.10MPa13001400MPa（4）計算四擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=190.822N.m，=174.87N.m，=72.62mm，=83.379mm=15.32mm=17.59mm =1142.103MPa13001400MPa=1113.421MPa13001400MPa（5）五擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力=174.87N.m，=129.843N.m，=87.578mm，=68.421mm=19.42mm=15.17mm =1029.829MPa13001400MPa= 1003.964MPa13001400MPa（6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=372.849N.m，=174.873N.m， mm mm mm =10.816mm =17.87mm =6.583mm =1973.88MPa19002000MPa =1824.73MPa19002000MPa =1396.685MPa19002000MPa3.3 本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。第4章 軸的設(shè)計與計算及軸承的選擇與校核4.1 軸的設(shè)計計算4.1.1 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(jié)構(gòu)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(yīng)采用滲碳或高頻處理。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HRC5863，表面光潔度不低于8。4.1.2 初選軸的直徑傳動軸的強(qiáng)度設(shè)計只需按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計算，輸入軸花鍵軸頸 =22.75126.164mm （4.1）K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.04.64.1.3 軸的強(qiáng)度計算軸的剛度驗算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用式計算 （4.2） （4.3） （4.4） 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），=2.1105MPa；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）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。 （4.5）軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與撓度一擋齒輪所受力圓周力 N，N 徑向力 N, =3140.665N 軸向力 N, N， ，mm mm （4.6）=0.062mm （4.7）=0.141=rad0.002rad （4.8）輸出軸剛度 =0.071mm =0.132=rad0.002rad輸入軸的強(qiáng)度校核一擋時撓度最大，最危險，因此校核。 1)豎直平面面上得 =2330.24N豎直力矩=151325.9N.mm2)水平面內(nèi)上、和彎矩由以上兩式可得=5984.75N，=388650.01N.mm按第三強(qiáng)度理論得： N.mm輸入軸的強(qiáng)度分析圖如圖4.1。 圖4.1輸入軸強(qiáng)度分析圖 圖4.2輸出軸的強(qiáng)度分析圖輸出軸強(qiáng)度校核 1)豎直平面面上得 =2285.165N豎直力矩=148398.61N.mm2)水平面內(nèi)上、和彎矩由以上兩式可得N，=369369.9N.mm按第三強(qiáng)度理論得： N.mm輸出軸的強(qiáng)度分析圖如圖4.2。4.2 軸承的選擇及校核4.2.1 輸入軸的軸承選擇與校核 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號，30206（左右），由機(jī)械設(shè)計手冊查得代號為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=103008=24000h 校核軸承壽命）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=2330.24N，=974.35N ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計手冊查得Y=1.6 (4.9) (4.10) ）、軸向力和 由于 所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊 ）、求當(dāng)量動載荷 查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計得 所以左側(cè)軸承X=1,Y=0.右側(cè)軸承X=0.4,Y=0.4cot=1.09 左側(cè)徑向當(dāng)量動載荷 (4.11) =2796.228N 校核軸承壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。(4.12) 104976.85h，由于一擋為不常用擋，故合格。 右側(cè)徑向當(dāng)量動載荷=5657.076 10014.72h，由于一擋為不常用擋，故合格。4.2.2 輸出軸軸承校核 初選輸出軸的軸承型號，30206（左右），由機(jī)械設(shè)計手冊查得代號為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=103008=24000h 校核軸承壽命）、求水平面齒輪徑向力方向內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得2=2286.165N，=854.5N ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計手冊查得Y=1.6 ）、軸向力和 由于 所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊 ）、求當(dāng)量動載荷 查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計得 故左側(cè)軸承X=0.4,Y=1.09, 右側(cè)軸承X=0.4,Y=1.09.徑向當(dāng)量動載荷 =5149.76N 左側(cè)校核軸承壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3； 13736.177h ,一擋為不常用擋位，故該軸承合格 右側(cè)校核軸承壽命=1344.62N 364791.9327h，合格。4.3 本章小結(jié)本章首先簡要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計算，確定軸的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長度，然后對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度的驗算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進(jìn)行壽命計算。結(jié) 論本次設(shè)計的變速器是以捷達(dá)參數(shù)為依據(jù)，乘用車兩軸變速器，通過排量選擇中心距的大小，齒輪的模數(shù)等，確定倒擋的布置形式，確定齒輪的壓力角，螺旋角，齒寬，齒形系數(shù)等，然后計算變速器的各擋傳動比，各齒輪的參數(shù)，通過變?yōu)橄禂?shù)圖查找計算變?yōu)橄禂?shù)，然后對各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡要的介紹了齒輪材料的選擇原則，對齒輪進(jìn)行校核。通過最小軸頸的計算，選擇軸承，確定軸各段的長度和軸頸大小。對軸和軸承進(jìn)行校核計算。 對于本次設(shè)計的變速器來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，而且采用結(jié)合套掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設(shè)計中采用了5+1檔手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達(dá)到其經(jīng)濟(jì)性和動力性的要求；變速器掛檔時用同步器，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。本著實用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計要求上都采用比較開放的標(biāo)準(zhǔn)，因此，安全系數(shù)不高，這一點是本次設(shè)計的不理想之處。 參考文獻(xiàn)1郝京順.汽車變速器的發(fā)展J.知識講座，2000(6)2王望予.汽車設(shè)計M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20033陳家瑞.汽車構(gòu)造M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20054張陽,席軍強(qiáng),陳慧巖.半掛牽引車自動變速器換檔策略研究J.北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛工程學(xué)院，2006(2)5余志生.汽車?yán)碚揗北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20006劉惟信.汽車設(shè)計M.北京：清華大學(xué)出版社，20017孫曉娟.機(jī)械制圖M.北京：北京大學(xué)出版社，2007.8徐灝.機(jī)械設(shè)計手冊M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003.致 謝通過本次設(shè)計，使我對變速器有了更多的了解，明白了變速器設(shè)計的重要性對變速器的現(xiàn)狀及未來有了更深刻的了解，綜合運用了汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚撈囋O(shè)計、機(jī)械設(shè)計、液壓傳動等課程知識，鞏固了所學(xué)知識。在本次畢業(yè)設(shè)計中，指導(dǎo)老師一直關(guān)注著我的每一步進(jìn)展，并給了我很多的意見和建議，同時也對我提出了嚴(yán)格的要求，我能夠順利的完成課程設(shè)計，和老師的指導(dǎo)師分不開的，在此特別感謝老師對我指導(dǎo)與幫助。另外，在這次課程設(shè)計時，遇到很多問題，車輛工程老師和同學(xué)也給了我很大幫助，非常感謝幫助過我的老師與同學(xué)。 36mn b A z1 z2 zh r z 節(jié)圓 r b 節(jié)圓 2.75 20.625 78 14 39 53 20.60377358 57.39622642 2.5 18.75 78 20 37 57 27.36842105 50.63157895 2.5 18.75 78 23 35 58 30.93103448 47.06896552 2.5 18.75 78 27 31 58 36.31034483 41.68965517 2.5 18.75 78 32 25 57 43.78947368 34.21052632 cos平方 sin z b 1/z 21.28 20.89 0.872854309 0.362925987 8.566887718 23.8649015 0.116728505 21.72 24.01 0.83443558 0.370071063 12.13785812 22.45503753 0.082386859 21.38 21.64 0.864006055 0.364551762 13.0507918 19.85990056 0.076623703 21.38 21.64 0.864006055 0.364551762 15.32049472 17.59019764 0.065272044 21.72 24.01 0.83443558 0.370071063 19.420573 15.17232265 0.051491787 1/b 1/z+1/b d1節(jié)圓 d2節(jié)圓 cos cos Tg 0.04190254 0.158631046 41.20754717 114.7924528 0.931817969 0.934266723 174.873 0.044533437 0.126920296 54.73684211 101.2631579 0.929003449 0.913474455 174.873 0.050352719 0.126976423 61.86206897 94.13793103 0.931183125 0.92951926 174.873 0.056849844 0.122121888 72.62068966 83.37931034 0.931183125 0.92951926 174.873 0.065909487 0.117401273 87.57894737 68.42105263 0.929003449 0.913474455 174.873 E j1 j2 弧度 弧度 T1* K應(yīng)力系數(shù) 206000 1642.835286 1601.568328 0.371406065 0.364599281 462.98 1.5 206000 1354.42336 1320.407124 0.379085514 0.419053553 307.469 1.5 206000 1261.793287 1230.10291 0.373151394 0.37768925 252.912 1.5 206000 1142.103493 1113.420815 0.373151394 0.37768925 190.822 1.5 206000 1029.829458 1003.964106 0.379085514 0.419053553 129.843 1.5 mn3次方 y1 y2 Kc K w主 w從 20.796875 0.135 0.143 7.5 2 264.7488624 237.5388952 15.625 0.146 0.148 7.5 2 223.006046 209.0810268 15.625 0.144 0.145 7.5 2 200.0650131 188.8304829 15.625 0.145 0.146 7.5 2 169.2504019 159.754319 15.625 0.148 0.142 7.5 2 137.4952817 136.196804 n n弧度 tann tan Ft主 Ft從 Fr主 20 0.348888889 0.363769843 0.381662898 8487.170108 8066.140928 3304.598635 Fr從 Fa主 Fa從 a b L=a+b d軸 fc主 3140.665022 3239.237936 3078.546719 64.94 155.31 220.25 30 0.062144549 fc從 1 2 fs主 fs從 f主 0.0590617 0.000556821 0.000529198 0.159605271 0.151687617 0.171276932 f從 mt 端面 d1 分度圓 d2 分度圓 之和 cos3方 0.162780274 2.9435 41.2088 114.7959 0 0.8155 2.7368 54.7361 101.2617 0.7622 zv1 zv2 1變位 2變位 a0理論中心距A yn n 17.1678 47.8247 0.18 -0.18 78.0024 78 -0.0009 0.0009 26.2386 48.5414 78 ha1 ha2 hf1 hf2 da1 da2 df1 df2 3.243 2.253 2.943 3.933 47.694 119.301 35.324 106.931 n取整 ha齒全高 0.0009 6.185 專業(yè)綜合訓(xùn)練題 目： 機(jī)械變速器 傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 系部名稱： 汽車與交通工程學(xué)院 專業(yè)班級： 車輛工程 10-2班指導(dǎo)教師： 職 稱： 教授 副教授 副教授二一三年十二月九日SY-027專業(yè)綜合訓(xùn)練任務(wù)書學(xué)生姓名人數(shù)系部名稱汽車與交通工程學(xué)院專業(yè)車輛工程班級、學(xué)號10-2班11號指導(dǎo)教師姓名職稱教授 副教授副教授從事專業(yè)車輛工程題目名稱機(jī)械變速器傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計一、專業(yè)綜合訓(xùn)練的目的、意義汽車專業(yè)綜合訓(xùn)練是培養(yǎng)學(xué)生汽車零部件設(shè)計能力、訓(xùn)練專業(yè)綜合技能的實踐環(huán)節(jié)，其基本目的和意義如下。（1）通過專業(yè)綜合訓(xùn)練，綜合運用汽車設(shè)計課程和其他相關(guān)課程的理論與實際知識，掌握汽車設(shè)計的一般規(guī)律，學(xué)習(xí)正確的設(shè)計思想，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力；（2）使學(xué)生學(xué)會從工程一線的角度出發(fā)，合理選擇各總成的結(jié)構(gòu)類型，制定設(shè)計方案，正確地分析、計算、校核，并考慮制造工藝、經(jīng)濟(jì)、使用、維修等問題，培養(yǎng)汽車設(shè)計能力；（3）通過汽車設(shè)計專業(yè)綜合訓(xùn)練，使學(xué)生掌握運用標(biāo)準(zhǔn)、手冊和查閱相關(guān)技術(shù)資料等，培養(yǎng)專業(yè)設(shè)計技能，為學(xué)生畢業(yè)設(shè)計打下良好的基礎(chǔ)。二、專業(yè)綜合訓(xùn)練的主要內(nèi)容、技術(shù)要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)參數(shù)、設(shè)計要求、工作量要求等）專業(yè)綜合訓(xùn)練的題目一般為汽車總成、零部件的設(shè)計，如汽車變速器傳動裝置的設(shè)計等。其具體內(nèi)容如下：（1）總成的方案結(jié)構(gòu)設(shè)計，主要參數(shù)的選擇、計算，主要零部件的校核；（2）部件裝配圖和零件工作圖設(shè)計；（3）編寫設(shè)計計算說明書。專業(yè)綜合訓(xùn)練的要求（1）專業(yè)綜合訓(xùn)練是在指導(dǎo)教師的指導(dǎo)下進(jìn)行，為了更好地達(dá)到培養(yǎng)設(shè)計能力的目的，提倡獨立思考、嚴(yán)肅認(rèn)真、精益求精的學(xué)習(xí)精神，反對照抄照搬和容忍錯誤的態(tài)度；（2）設(shè)計過程中，需要綜合考慮多種因素，采取多種辦法進(jìn)行分析、比較和選擇來確定方案與結(jié)構(gòu)。計算與繪圖應(yīng)交叉進(jìn)行，邊計算、邊繪圖、反復(fù)修改完善設(shè)計是正常的，必須耐心、認(rèn)真地對待；（3）利用資料數(shù)據(jù)是學(xué)習(xí)前人經(jīng)驗、提高設(shè)計質(zhì)量的重要保證，但不應(yīng)該盲目地、機(jī)械地抄襲，要根據(jù)具體條件和要求，大膽創(chuàng)新。（4）設(shè)計中應(yīng)正確學(xué)習(xí)運用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范，要注意一些尺寸需要圓整為標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列或優(yōu)先數(shù)列，還要注意一些結(jié)構(gòu)或性能要符合國家標(biāo)準(zhǔn)。（5）要注意掌握設(shè)計進(jìn)度，每一階段設(shè)計都要認(rèn)真檢查修正，避免出現(xiàn)重大錯誤影響下一階段設(shè)計。主要技術(shù)要求：本次專業(yè)綜合訓(xùn)練題目為機(jī)械變速器傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計。設(shè)計方案和基本數(shù)據(jù)B方案一方案二方案三方案四乘用車（二軸式）乘用車（二軸式）商用車（中間軸式）無最高車速(km/h)180 最高車速(km/h)210最高車速(km/h)90整車總質(zhì)量（kg）1500 整備質(zhì)量（kg）1800 總質(zhì)量（kg）9320最大功率(Kw)74 最大功率(Kw)120 額定功率(k/W)108最大功率轉(zhuǎn)速(r/min)6000 最大功率轉(zhuǎn)速(r/min) 6500 最大功率轉(zhuǎn)速(r/min)3000最大轉(zhuǎn)矩(Nm)133最大轉(zhuǎn)矩(Nm)204最大轉(zhuǎn)矩(Nm)410最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速(r/min)4500最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速(r/min) 4000 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速(r/min)1600前輪胎規(guī)格185/65 R14前輪胎規(guī)格205/55 R16 驅(qū)動輪輪胎9.00-20 其中車輛10-2班數(shù)據(jù)分配如下：1-10號11-20號21-30號31-方案方案一方案二方案三方案四最高車速B+2（A-5）B+2（A-15）B+2（A-25）無功率B +（A-5）B+（A-15）B+2（A-25）最大功率轉(zhuǎn)速B+50AB+50(A-10)B+50(A-20)轉(zhuǎn)矩B+5（A-5）B+5（A-15）B+20A-25）最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速B+50AB+50(A-10)B+50(A-20)總質(zhì)量B+20（A-5）B+20（A-15）B+50（A-25）注：A為該班點名順序號。根據(jù)以上主要數(shù)據(jù)，進(jìn)行相應(yīng)形式變速器傳動機(jī)構(gòu)計算、校核，完成相關(guān)裝配圖、零件圖的繪制。三、專業(yè)綜合訓(xùn)練完成后應(yīng)提交的成果要求每個學(xué)生完成：裝配圖1張（0號圖）；零件圖12張；設(shè)計計算說明書1份。