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低速载货汽车变速器的设计[三轴四档手动]【16张CAD图纸和论文】【农用运输车】

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低速载货汽车变速器的设计
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低速载货汽车变速器的设计
摘  要:课题来源于生产实际,依据《机动车安全技术条件》和《汽车机械变速器总成技术条件》,针对低速载货汽车的运行特点而设计。参与了汽车的总体设计,确定了汽车的质量参数,选择了合适的发动机,并且计算出汽车的最高速度。
关于变速器的设计,首先选择标准的齿轮模数,在总档位和一档速比确定后,合理分配变速器各档位的速比,接着计算出齿轮参数和中心距,并对齿轮进行强度验算,确定了齿轮的结构与尺寸,绘制出所有齿轮的零件图。根据经验公式初步计算出轴的尺寸,然后对每个档位下轴的刚度和强度进行验算,确定出轴的结构和尺寸,绘制出各根轴的零件图。根据结构布置和参考同类车型的相应轴承后,按国家标准选择合适的轴承,然后对轴承进行使用寿命的验算,最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。
此变速器的齿轮都为标准齿轮,档位数和传动比与发动机参数匹配,保证了汽车具有良好的动力性和经济性。该变速器具有操纵简单、方便、传动效率高、制造容易、成本低廉、维修方便的特点,适合低速载货汽车的使用。

关键词:低速载货汽车;变速器;设计


Design The Transmission of Low-speed Truck
Abstract: The topic comes from the production reality, which is based on the safety specifications for power driven vehicles operating on roads and the specifications for the automobile mechanical transmission. It designs the low-speed truck’s movement characteristic. The automobile quality parameters are determined, according to the automobile system design, choosing the appropriate engine, and calculating the maximum speed.
When design the transmission, first, we choose the standard gear modulus and determine all speed’s proportions after we choose the number of the transmission’s gears and the first gear, then calculate the gear’s parameter and the center distance, and the gear needs the intensity checking calculation. We determine gear’s structure, then complete drawing of the gears’ component. According to the empirical formula, we preliminary carry on the checking calculation to each gear’s rigidity and the intensity to determine the axis’ structure and size, and thus draw up various axis’ component drawing. After arranged structure and compared with the similar type of vehicle’s bearing, according to the national standard, we select the appropriate bearings, and then calculate the service life of the bearings. Finally drawing of the component and the assembly of the transmission are completed.
Because the transmission gear is the standard gear and the number of gears and speed’s proportions match to the engine conditions, which ensure the necessary power and economy. This transmission has many merits of simple operation, efficient, easy manufacturing, low cost, and convenient.

Key words: Low-speed Truck;Transmission;Design目    录
1 前言 1
2 低速载货汽车主要参数的确定 3
2.1 质量参数的确定 3
2.2 发动机的选型 3
2.3 车速的确定 4
3 变速器的设计与计算 6
3.1 设计方案的确定 6
3.1.1 两轴式 6
3.1.2 三轴式 6
3.1.3 液力机械式 6
3.1.4 确定方案 6
3.2 零部件的结构分析 7
3.3 基本参数的确定 8
3.3.1 变速器的档位数和传动比 8
3.3.2 中心距 10
3.3.3 变速器的轴向尺寸 11
3.3.4 齿轮参数 11
3.3.5 各档齿轮齿数的分配 14
3.4 齿轮的设计计算 16
3.4.1 几何尺寸计算 16
3.4.2 齿轮的材料及热处理 17
3.4.3 齿轮的弯曲强度 17
3.4.4 齿轮的接触强度 18
3.5 轴的设计与轴承的选择 21
3.5.1 轴的设计 21
3.5.2 轴承的选择 33
4 结论 40
参 考 文 献 41
致    谢 42


1 前言
低速载货汽车是一种特殊的货车,特殊在于它以前叫农用运输车,GB7258-2004[1]将“四轮农用运输车”更名为“低速货车”,明确“农用运输车”实质上是汽车的一类。GB18320-2001[2]规定以柴油机为动力装置,中小吨位、中低速度,从事道路运输的机动车辆,包括三轮农用运输车和四轮农用运输车等,但不包括轮式拖拉机车组、手扶拖拉机车组和手扶变型运输机。农用运输车最高设计车速不大于70km/h,最大设计总质量不大于4500kg,长小于6m、宽不大于2m和高不大于2.5m。
我国农用运输车诞生于20世纪80年代初。我国农村运输的特点是运量小、运距短、货物分散、道路条件差。由于同吨位的柴油车较汽油车运载能力强,燃油价格低,且柴油保管无须特殊设备,又为广大农民所熟悉,所以,农用运输车均选用柴油机为动力。农用运输车的载质量一般不超过1.5t。当前四轮农用


内容简介:
盐城工学院毕业设计说明书 2006目目 录录1 前言 .12 低速载货汽车主要参数的确定 .32.1 质量参数的确定 .32.2 发动机的选型 .32.3 车速的确定 .43 变速器的设计与计算 .63.1 设计方案的确定 .63.1.1 两轴式 .63.1.2 三轴式 .63.1.3 液力机械式 .63.1.4 确定方案 .63.2 零部件的结构分析 .73.3 基本参数的确定 .83.3.1 变速器的档位数和传动比 .83.3.2 中心距 .103.3.3 变速器的轴向尺寸 .113.3.4 齿轮参数 .113.3.5 各档齿轮齿数的分配 .143.4 齿轮的设计计算 .163.4.1 几何尺寸计算 .163.4.2 齿轮的材料及热处理 .173.4.3 齿轮的弯曲强度 .173.4.4 齿轮的接触强度 .183.5 轴的设计与轴承的选择 .213.5.1 轴的设计 .213.5.2 轴承的选择 .334 结论 .40参 考 文 献 .41致 谢 .42盐城工学院毕业设计说明书 200611 前言低速载货汽车是一种特殊的货车,特殊在于它以前叫农用运输车,GB7258-20041将“四轮农用运输车”更名为“低速货车”,明确“农用运输车”实质上是汽车的一类。GB18320-20012规定以柴油机为动力装置,中小吨位、中低速度,从事道路运输的机动车辆,包括三轮农用运输车和四轮农用运输车等,但不包括轮式拖拉机车组、手扶拖拉机车组和手扶变型运输机。农用运输车最高设计车速不大于70km/h,最大设计总质量不大于4500kg,长小于6m、宽不大于2m和高不大于2.5m。我国农用运输车诞生于20世纪80年代初。我国农村运输的特点是运量小、运距短、货物分散、道路条件差。由于同吨位的柴油车较汽油车运载能力强,燃油价格低,且柴油保管无须特殊设备,又为广大农民所熟悉,所以,农用运输车均选用柴油机为动力。农用运输车的载质量一般不超过1.5t。当前四轮农用运输车载质量分为4个等级,包括1.5t、1.0t、O.75t和0.5t级。在传动系统中设置了变速器,以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。本次设计的课题为低速载货汽车变速器的设计,该课题来源于结合生产实际。本次课题研究的主要内容是:a.参与汽车的总体设计;b.变速器结构型式分析和主要参数的确定;c.变速器结构设计。本说明书以设计低速载货汽车变速器的传动机构为主线。第 2 章着重介绍了在参与总体设计当中,如何确定低速载货汽车参数,进而明确变速器应满足的条件及其所受的限制。第 3 章则重点介绍低速载货汽车变速器的传动机构的设计说明。在参与总体设计当中,首先是对低速载货汽车的产品技术规范和标准进行分析,然后确定低速载货汽车的总质量,以此来选择合适的发动机。根据发动机的功率以及汽车的总质量确定该车的最高速度(满足低速载货汽车安全技术条件) 。关于变速器的设计,首先选择合适的变速器确定其档位数,接着对工况进行分析,拟订变速器的各档位的传动比和中心距,然后计算出齿轮参数以选择合适的齿轮并且对其进行校核,接着是初选变速器轴与轴承并且完成对轴和轴承的校核,最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。本课题所设计出的变速器可以解决如下问题:a.正确选择变速器的档位数和传动比,使之与发动机参数匹配,以保证汽车具有良好的动力性与经济性;b.设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离;设置倒档使汽车可以倒退行驶;c.操纵简单、方便、迅速、省力;d.传动效率高,工作平稳、无噪声;e.体小、质轻、承载能力强,工作可靠;f.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长;低速载货汽车变速器的设计2g.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求,遵守有关标准规定。盐城工学院毕业设计说明书 200632 低速载货汽车主要参数的确定2.1 质量参数的确定3汽车的整备质量利用系数:0m (2-1)00mmem式中 汽车的载质量;em 整车整备质量。0m表2-1 货车的质量系数om参数车型总质量tma/0m1.86.0am0.801.106.014.0am1.201.35货 车14.0am1.301.70 装柴油机的货车为0.801.00。汽车总质量:am商用货车的总质量ma由整备质量m0、载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成,即 (2-2)kgnmmmea651式中,为包括驾驶员及随行人员数在内的人数,应等于座位数。1n此低速载货汽车是柴油机,查表2-1得质量利用系数为0.801.10,其载质量是=1.5103kg, 由公式(2-1)得:em 0 . 18 . 0150000mmma=15001875kg因为此车设计为单排室,所以=2,由公式(2-2)得:1nkgnmmmea6510=(15001875)+1500+265=31303505kg本课题选用ma=3500kg。2.2 发动机的选型根据现在低速载货汽车选用发动机的情况,参照2815系列四轮农用运输车,针对本次设计任务选用达到欧排放标准的YD480柴油机。低速载货汽车变速器的设计4表 2-2 YD480 柴油机技术参数YD480型号干式气缸套型式直喷式行程(mm)90缸心距1001 小时功率/转速(kW/r/min)29/3000外特性最低燃油消耗率(g/kWh)250.2最大扭矩(Nm)104压缩比18排量(L)1.809喷油压力 (kPa)220.5外形尺寸(长宽高) mmmmmm687494628净质量(kg)1952.3 车速的确定4 (2-3)3maxmaxmax7614036001VACVgfmPDaTe式中 发动机最大功率,kW;maxeP传动系的传动效率,对单级主减速器驱动桥的 42 式汽车取T0.9;T汽车总质量,kg;am重力加速度,ms2;g滚动阻力系数,对载货汽车取 0.02,对矿用自卸汽车取 0.03,对轿f车等高速车辆需考虑车速影响并取0.0165+0.0001(Va-50) ;f最高车速,kmh;maxVCD空气阻力系数,轿车取 0.40.6,客车取 0.60.7,货车取0.81.0A汽车正面投影面积,若无测量数据,可按前轮距 B1、汽车总高H、汽车总宽 B 等尺寸近似计算: 对轿车 A0.78BH, 对载货汽车 AB1 H。由公式(2-3)得:盐城工学院毕业设计说明书 200653maxmaxmax7614036001VACVgfmPDaTe 3maxmax7614059 . 0360002. 08 . 935009 . 0129VV算出 Vmax62.3km/h, 因为低速载货汽车最高设计车速不大于 70km/h,所以该车满足要求。低速载货汽车变速器的设计63 变速器的设计与计算3.1 设计方案的确定低速载货汽车变速器一般选用机械式变速器,它采用齿轮传动,具有若干个定值传动比。有轴线固定式变速器(普通齿轮变速器)和轴线旋转式变速器(行星齿轮变速器)两种。采用这种变速器的低速载货汽车通常有 35 个前进档和一个倒档。最近几年液力机械变速器和机械式无级变速器在汽车上的应用越来越广泛5,根据目前广泛使用变速器的种类,以及应用的范围,初步拟定三种设计方案。3.1.13.1.1 两轴式两轴式两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高。两轴式变速器的第二轴(即输出轴)与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时,主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮;当发动机横置时则可用圆柱齿轮。除倒档常用滑动齿轮(直齿圆柱齿轮)外,其他档位均采用常啮合齿轮(斜齿圆柱齿轮)传动,但两轴式变速器没有直接档,因此在高档工作时,齿轮和轴承均承载,因而噪声较大,也增加了磨损。这种结构适用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车和微、轻型货车上,其特点是输入轴和输出轴平行,无中间轴。3.1.23.1.2 三轴式三轴式三轴式变速器的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合,且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时,齿轮、轴承及中间轴均不承载,而第一、二轴也仅传递转矩因此,直接档的传动效率高,磨损及噪声也最小, 其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此,在齿轮中心距(影响变速器尺寸的重要参数)较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比,但除了直接档外其他各档的传动效率有所降低,适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。 3.1.33.1.3 液力机械式液力机械式由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成,其特点是传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化,但结构复杂,造价高,传动效率低。3.1.43.1.4 确定方案确定方案由于低速载货汽车一般是传统的发动机前置,后轮驱动的布置形式,同时考虑到制造成本以及便于用户维护等因素,再结合变速器的特点和任务书的要求,现选用三轴式变速器(见图 3-1) 。 盐城工学院毕业设计说明书 20067图 3-1 三轴式变速器与前进档位比较,倒档使用率不高,而且都是在停车状态下实现换倒档,故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式倒档。变速器的一档或倒档因传动比大,工作时在齿轮上作用的力也增大,并导致变速器轴产生较大的挠度和转角,使工作齿轮啮合状态变坏,最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此,一档与倒档,都应当布置在靠近轴的支承处,以便改善上述不良状况,本课题采用如下方案(见图 3-2) 。图 3-2 倒档布置3.2 零部件的结构分析a.齿轮型式考虑到本课题采用三轴式变速器,而且该型只有一对常啮合齿轮副,没有采用同步器换档,故选用直齿圆柱齿轮用来换档。b.轴的结构分析6变速器轴在工作时承受转矩及弯矩,轴的明显变形将影响齿轮正常啮合,产生较大的噪声,降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外,还应考虑齿低速载货汽车变速器的设计8轮、轴承等的安装、固定,它与加工工艺也有密切关系。第一轴通常与齿轮做成一体,其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑,目前一般都采用齿侧定心的矩形花键,键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装,从受力及合理利用材料来看,也是需要的。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低,但定位性能好,承载能力大,且键齿高较小使小径相应增大,可增强轴的刚度。当一档、倒档采用滑动齿轮挂档时,第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合,这时不仅要求磨削定心的外径,一般也要磨削键齿侧,而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮常与轴做成一体,而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。固定式中间轴为仅起支承作用的光轴,与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。刚度主要由支承于其上的连体齿轮(宝塔齿轮)的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。c.轴承型式6变速器多采用滚动轴承,即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定,再验算其寿命。第一轴前轴承(安装在发动机飞轮内腔中)采用向心球轴承:后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承,因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装,后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承;后端采用带止动槽的单列向心球轴承,因为它也要承受向外的轴向力。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承,并选择向心球轴承。旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承,此轴承不承受轴向力,因为在该处布置轴承盖困难;后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销,未抵销部分由后轴承承受。中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制,故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮(塔轮,宝塔齿轮)。3.3 基本参数的确定3.3.13.3.1 变速器的档位数和传动比变速器的档位数和传动比4不同类型汽车的变速器,其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小(约为 34) ,过去常用 3 个或 4 个前进档,但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性,多已采用 5 个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为 56,其他货车为 7 以上,其中总质量在 3.5t 以下者多用四档变速器,为了降低油耗亦趋向于增加 1 个超速档;总质量为 3.5l0t 多用五档变速器;大于 l0t 的多用 6个前进档或更多的档位。盐城工学院毕业设计说明书 20069选择最低档传动比时,应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。a.根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高,空气阻力可忽略,则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有: (3-1)maxmaxmax0max)sincos(mgfmgriiTrtge则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为: (3-2)temaxrgiTmgri0max式中 汽车总质量;m重力加速度;g道路阻力系数;f max道路最大阻力系数;最大爬坡要求;max 驱动车轮的滚动半径;rr发动机最大转矩;maxeT主减速比;0i汽车传动系的传动效率。t主减速比i0的确定: (3-3)ghaprivnrimax0)472. 0377. 0(式中 rr车轮的滚动半径,m; np发动机转速,r/min; igh变速器最高档传动比; vamax最高车速,km/h。本课题变速器igh=1,一般货车的最大爬坡度约为 30%7,即=16.7,maxf=0.02由公式(3-3)得:3 .62425. 0)472. 0377. 0(max0prghaprnrivnri由公式(3-2)得:max=0.02cos16.7+sin16.7=0.30648. 59 . 03000425. 01043 .62306. 08 . 935000maxtemaxrgiTmgrib.根据驱动车轮与路面的附着条件确定低速载货汽车变速器的设计10变速器档传动比为: (3-4)tergiTrGi0max2式中 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷;2G 道路的附着系数,计算时取=0.50.6。因为货车 42 后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为 60%68%4,所以G2=35009.868=23324N由公式(3-3)和公式(3-4)得:31. 71193403 .626 . 0233240max2tergiTrGi综合 a 和 b 条件得: 5.48ig7.31,取ig=(5.48+7.31)/26.40变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档,有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为 (其中 n 为档位数)的几11ngngiiq何级数排列。因为,所以ig=q=1.875, ig= igq=3.516875. 1140. 6311ngngiiq实际上与理论值略有出入,因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些,另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。在变速器结构方案、档位数和传动比确定后,即可进行其他基本参数的选择与计算。3.3.23.3.2 中心距中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响,所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选6: (3-3maxATKA 5)式中 中心距系数。对轿车取 8.99.3;对货车取 8.69.6;对多档主变AK速器,取 9.511;变速器处于档时的输出转矩,; maxTggeiTTmaxmax(3-6) 发动机最大转矩,Nm;maxeT变速器的档传动比;gi变速器的传动效率,取 0.96。g盐城工学院毕业设计说明书 200611由公式(3-6)得:=1046.40.96=638.976NmggeiTTmaxmax由公式(3-5)得:mm686.8207.74976.638)6 . 96 . 8(33maxTKAA初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出4: (3-3maxeAeTKA 7)式中 按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数,对轿车取AeK14.516.0,对货车取 17.019.5。由公式(3-7)得:mm7 .9195.79104)5 .190 .17(33maxTKAeAe商用车变速器的中心距约在 80170mm 范围内变化,初选 A=100mm3.3.33.3.3 变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系,设计初可根据中心距 A 的尺寸参用下列关系初选。货车变速器壳体的轴向尺寸6:四档(2.42.8)A五档(2.73.0)A六档 (3.23.5)A初选轴向尺寸:(2.42.8)A=(2.42.8)100=240280mm变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定8。3.3.43.3.4 齿轮参数齿轮参数a.齿轮模数4齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声,而为了减小变速器的质量,则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要,而对载货汽车则应重视减小质量。根据圆柱齿轮强度的简化计算方法,可列出齿轮模数 m 与弯曲应力之间有w如下关系:直齿轮模数 (3-32wcfjyzKKKTm8)式中 计算载荷,Nmm;jT低速载货汽车变速器的设计12 应力集中系数,直齿齿轮取 1.65;K 摩擦力影响系数,主动齿轮取 1.1,被动齿轮取 0.9;fK 齿轮齿数;z 齿宽系数,直齿齿轮取 4.47.0;cK齿形系数,见图 3-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时:yf,;压力角205 .1479. 0yy205 .1789. 0yy205 .221 . 1 yy202523. 1yy相同、齿高系数为 0.8 时,;18 . 014. 1ffyy轮齿弯曲应力,当时,直齿齿轮的许用应力wmaxejTT MPa。850400w图 3-3 齿形系数 y(当载荷作用在齿顶,=20,f0=1.0)根据参考同类车型,初选第一轴的轴齿轮的齿数 z=17,查图 3-3 得 y=0.12。由公式(3-8)得:333)850400(12. 04 . 41714. 31 . 165. 11010422yzKKKTmwcfj2.53.22从轮齿应力的合理性及强度考虑,每对齿轮应有各自的模数,但出于工艺考虑,模数应尽量统一,多采用折衷方案。表 3-1 给出了汽车变速器齿轮模数范围。表 3-1 汽车变速器齿轮的法向模数mn车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车mn2.252.752.7533.504.54.506设计时所选模数应符合国标 GB1357-78 规定(表 3-2)并满足强度要求。盐城工学院毕业设计说明书 200613表 3-2 汽车变速器常用齿轮模数(mm)11.251.5-2-2.5-3-1.75-2.25-2.75-4-5-6-3.253.53.75-4.5-5.5-3.25由表 3-1 和表 3-2 并且参照同类车型选取 m=3.5。b.齿形、压力角和螺旋角3汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角按下表取值。表 3-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角 项目车型齿形压力角(度)螺旋角(度)轿车高齿并修形14.5、15、16、16.52545一般货车标准齿轮GB1356-78202030重型车标准齿轮GB1356-78低档、倒档 22.5、25小螺旋角齿形压力角较小时,重合度较大,并降低了轮齿刚度,为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷,使传动平稳,有利于降低噪声;压力角较大时,可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明对于直齿轮压力角为 28时强度最高,超过28强度增加不多;实际上,因国家规定的标准压力角为 20,所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。本课题的所有齿轮选用标准齿轮。c.齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑,又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b4: (3-ncmKb 9)式中 齿宽系数,直齿齿轮取 4.47.0,斜齿轮取 7.08.6;cK法面模数。nm第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些,以提高传动的平稳性和齿轮寿命。由公式(3-9)得:b=(4.47.0)3.5=15.424.5mm,可以确定各挡的齿轮的齿宽。常啮合齿轮副:中间轴上的齿轮 b=16mm,第一轴轴齿轮 b=18mm;档:中间轴上齿轮 b=21mm,对应的一档齿轮 b=21mm;档:中间轴上齿轮 b=19mm, 对应的二档齿轮 b=19mm;档:中间轴上齿轮 b=21mm, 对应的三档齿轮 b=21mm;低速载货汽车变速器的设计14倒档:b=21mm,b=19mm。d.齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后,短齿制齿轮不再被使用,包括我国在内,规定齿轮的齿顶高系数f01.0,为一般汽车变速器齿轮所采用。现代轿车变速器多采用齿顶高系数大于 1 的“高齿齿轮” (或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮) ,因为它不仅可使重合度增大,而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善,但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖(齿顶厚小于0.3)等问题3。本课题的齿顶高系数f01.0。m3.3.53.3.5 各档齿轮齿数的分配各档齿轮齿数的分配4,8在初选变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后,即可对各档齿轮的齿数进行分配。12345678910 图 3-4 本课题变速器结构简图a.确定档齿轮的齿数已知档传动比,且gi (3-10)8172zzzzig为了确定 z7、z8的齿数,先求其齿数和:z直齿齿轮: (3-11)mAz2先取齿数和为整数,然后分配给 z7、z8。为了使 z7/z8尽量大一些,应将 z8取得尽量小一些,这样,在ig已定的条件下 z2/z1的传动比可小些,以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数,以便在其内腔设置第二轴的前轴承。z8的最少齿数受到中间轴轴径的限制,因此 z8的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的档直齿轮的最小齿数为 1214,选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿盐城工学院毕业设计说明书 200615轮的齿数和为偶数,以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会,否则会引起齿面的不均匀磨损。由公式(3-11)得:14.575 . 310022mAz取=60,考虑到上述条件以及选用了标准齿轮(齿数不要小于 17) ,故取zz8=17,得出 z7=60-17=43。b.修正中心距 A若计算所得的 z7、z8不是整数,则取为整数后需按该式反算中心距 A,修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。由公式(3-11)得:A=(3.560)/2=105mmc.确定常啮合传动齿轮副的齿数 (3-7812zzizzg12)确定了 z7、z8后由公式(3-11)和(3-12)联立方程求解 z1、z2 , 故 z1=17 ;z2=43605 . 310522)(53. 243174 . 6217812mAzzzzizzgd.确定其他档位的齿轮齿数档齿轮副: (3-6152zzzzig13)由公式(3-11)和(3-13)联立方程求解 z5、z6。因为 ig= igq=3.516 ,所以先试凑 z5、z6。试凑出 z5=33、z6=27,此时ig=3.09。档齿轮副: (3-4132zzzzig14)由公式(3-11)和(3-14)联立方程求解 z5、z6。因为 ig=q=1.875 ,所以先试凑 z3、z4。低速载货汽车变速器的设计16605 . 310522174343434132mAzzzzzzzzig试凑出 z3=24、z4=36,此时ig=1.69。e.确定倒档齿轮副的齿数通常档与倒档选用同一模数,且通常倒档齿轮齿数 z10=2123。则中间轴与倒档轴之间的中心距为: (3-2/ )(108zzmA15)初选 z10=22,由公式(3-15)得: mm25.682/ )2217(5 . 32/ )(108zzmA为了避免干涉,齿轮 8 与齿轮 9 的齿顶圆之间应有不小于 0.5mm 的间隙,则: (3-5 . 02/2/98Addaa16)由公式(3-16)得: mm69125 . 35 . 31725.6821289aadAdd9=da9-2ha=69-23.5=62mm根据 d9选择齿数,取z9=17。最后计算倒档与第二轴的中心距: (3-17)2/ )(97zzmA由公式(3-17)得: mm1052/17435 . 32/ )(97)(zzmA8.281717174322439817102zzzzzzig倒档综合上述计算修正一下各档的传动比(见下表) 。表 3-4 各档速比档位倒档速比6.40:13.09:11.69:11:18.28:13.4 齿轮的设计计算3.4.13.4.1 几何尺寸计算几何尺寸计算10常啮合齿轮副:Z1=17 d=mz=3.517=59.5 da=d+2ha=59.25+23.5=66.5 df=d-2hf=59.5-23.51.25=50.75盐城工学院毕业设计说明书 200617 Z1=43 d=mz=3.543=150.5 da=d+2ha=150.5+23.5=157.5 df=d-2hf=150.5-23.51.25=141.75档齿轮副: Z8=17 d=mz=3.517=59.5 da=d+2ha=59.25+23.5=66.5 df=d-2hf=59.5-23.51.25=50.75 Z7=43 d=mz=3.543=150.5 da=d+2ha=150.5+23.5=157.5 df=d-2hf=150.5-23.51.25=141.75档齿轮副: Z6=27 d=mz=3.527=94.5 da=d+2ha=94.5+23.5=101.5 df=d-2hf=94.5-23.51.25=85.75 Z5=33 d=mz=3.533=115.5 da=d+2ha=115.5+23.5=122.5 df=d-2hf=115.5-23.51.25=106.75档齿轮副: Z4=36 d=mz=3.536=126 da=d+2ha=126+23.5=133 df=d-2hf=126-23.51.25=117.25 Z3=24 d=mz=3.524=84 da=d+2ha=84+23.5=91 df=d-2hf=84-23.51.25=75.25倒档齿轮: Z10=22 d=mz=3.522=77 da=d+2ha=77+23.5=84 df=d-2hf=77-23.51.25=68.25 Z9=17 d=mz=3.517=59.5 da=d+2ha=59.25+23.5=66.5 df=d-2hf=59.5-23.51.25=50.75见图 3-4(单位:mm) 。3.4.23.4.2 齿轮的材料及热处理齿轮的材料及热处理现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造,使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合,以大大提高其接触强度,弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本6,9。国产汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi,也有采用 20Mn2TiB,20MnVB 的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理,以提高表面硬度,细化材料晶粒。为消除内应力,还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下4:mn3.5 渗碳深度 0.81.2mm3.5mn5 渗碳深度 0.91.3mmmn5 渗碳深度 1.01.6mm渗碳齿轮在淬火、回火后,要求轮齿的表面硬度为 HRC5863,心部硬度为HRC3348。本课题变速器齿轮选用材料是 20CrMnTi。3.4.33.4.3 齿轮的弯曲强度齿轮的弯曲强度4直齿齿轮弯曲应力:w (3-18)yzKmKKTcfjw32式中 计算载荷,Nmm;jT低速载货汽车变速器的设计18 应力集中系数,直齿齿轮取 1.65;K 摩擦力影响系数,主动齿轮取 1.1,被动齿轮取 0.9;fK 齿轮模数;m 齿轮齿数;z 齿宽系数,直齿齿轮取 4.47.0;cK齿形系数,见图 3-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时:yf,;压力角205 .1479. 0yy205 .1789. 0yy205 .221 . 1 yy202523. 1yy相同、齿高系数为 0.8 时,;18 . 014. 1ffyy轮齿弯曲应力,当时,直齿齿轮的许用应力wmaxejTT MPa。850400w因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料,所以当校核时只要校核受力最大和危险的档位齿轮。故分别计算档、倒档齿轮的弯曲强度。a.档齿轮副:主动齿轮 z8=17,从动齿轮 z7=43档主动齿轮的计算载荷 Tj=Temaxi12=10443/17263.06Nm由公式(3-18)得: 主动齿轮 z8的弯曲强度:MPayzKmKKTcfjw2 .7907 .49612. 0)74 . 4(175 . 314. 310001 . 165. 106.2632233档从动齿轮的计算载荷 Tj=Temaxig=1046.40=665.6 Nm从动齿轮 z7的弯曲强度:MPayzKmKKTcfjw75.64653.40612. 0)74 . 4(435 . 314. 310009 . 065. 16 .6652233b.倒档齿轮副:因为倒档齿轮相当于一个惰轮,所以主动齿轮是 Z8=17,从动齿轮是 Z10=22。通过惰轮后主动齿轮是 Z9=17,从动轮是 Z7=43。惰轮的计算载荷 Tj=Temaxi12i810=104(43/17)(22/17)340.43Nm通过惰轮前,Z10=22 的弯曲强度由公式(3-18)得: MPayzKmKKTcfjw54.64640.40612. 0)74 . 4(225 . 314. 310009 . 065. 143.3402233通过惰轮后主动轮是 Z9=17,从动轮是 Z7=43。Z9的计算载荷 Tj=Temaxi12i810=104(43/17)(22/17)340.43NmMPayzKmKKTcfjw63.102279.64212. 0)74 . 4(175 . 314. 310001 . 165. 143.3402233Z7的计算载荷 Tj=Temaxi倒档=1048.28=861.12 NmMPayzKmKKTcfjw73.83694.52512. 0)74 . 4(435 . 314. 310009 . 065. 112.8612233以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。盐城工学院毕业设计说明书 2006193.4.43.4.4 齿轮的接触强度齿轮的接触强度4齿轮的接触应力按下式计算: (3-19))11(418. 021bFEj式中 F法向内基圆周切向力即齿面法向力,N; (3-20)coscostFF Ft端面内分度圆切向力即圆周力,N; (3-21)dTFjt2 Tj计算载荷,Nmm; d节圆直径,mm; 节点处压力角; 螺旋角;E齿轮材料的弹性模量,钢取 2.1105MPa; b齿轮接触的实际宽度,斜齿齿轮为 b/cos代替,mm;主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径,mm;直齿齿轮:21,,;斜齿齿轮:,sin11rsin22r211cos/sinr;222cos/sinr r1,r2分别为主、被动齿轮的节圆半径,mm。当计算载荷为许用接触应力见表 3-5。max5 . 0ejTT 表 3-5 变速器齿轮的许用接触应力/MPaj齿轮渗碳齿轮氰化齿轮一档及倒档190020009501000常啮合及高档13001400650700常啮合齿轮副:当计算载荷为=0.5104=52Nm,max5 . 0ejTT 由公式(3-21)和(3-20)得: NdTFjt9 .17475 . 31710005222 NFFt01.186020cos9 .1747coscosmm 2 .102/ )20sin5 . 317(sin11r低速载货汽车变速器的设计20mm7 .252/ )20sin5 . 343(sin22r由公式(3-19)得:MPabFEj40.764)7 .2512 .101(16101 . 201.1860418. 0)11(418. 0521档: 计算载荷为i=0.51046.40=332.8Nm,max5 . 0ejTT 由公式(3-21)和(3-20)得: NdTFjt6 .44225 . 34310008 .33222 NFFt4 .470620cos6 .4422coscosmm2 .102/ )20sin5 . 317(sin11rmm7 .252/ )20sin5 . 343(sin22r由公式(3-19)得:MPabFEj4 .1061)7 .2512 .101(21101 . 24 .4706418. 0)11(418. 0521档:计算载荷为I=0.51043.09=160.68Nm,max5 . 0ejTT 由公式(3-21)和(3-20)得: NdTFjt34.27825 . 333100068.16022 NFFt94.295920cos34.2782coscosmm 16.162/ )20sin5 . 327(sin11r mm 75.192/ )20sin5 . 333(sin22r由公式(3-19)得:MPabFEj69.803)75.19116.161(19101 . 294.2959418. 0)11(418. 0521档:计算载荷为i=0.51041.6987.88Nm,max5 . 0ejTT 由公式(3-21)和(3-20)得: 盐城工学院毕业设计说明书 200621NdTFjt38.20925 . 324100088.8722 NFFt94.222520cos38.2092coscos mm55.212/ )20sin5 . 336(sin11r mm36.142/ )20sin5 . 324(sin22r由公式(3-19)得:MPabFEj78.671)36.14155.211(21101 . 294.2225418. 0)11(418. 0521 倒档:计算载荷为i12=0.510443/17=131.53Nm,max5 . 0ejTT 由公式(3-21)和(3-20)得: NdTFjt18.44215 . 317100053.13122 NFFt88.470420cos18.4421coscos mm2 .102/ )20sin5 . 317(sin11r mm17.132/ )20sin5 . 322(sin22r由公式(3-19)得: MPabFEj74.1195)17.1312 .101(21101 . 288.4704418. 0)11(418. 0521计算载荷为i倒档=0.51048.28=430.56Nm,max5 . 0ejTT 由公式(3-21)和(3-20)得: NdTFjt73.57215 . 343100056.43022NFFt89.608820cos73.5721coscos mm17.102/ )20sin5 . 317(sin11r mm7 .252/ )20sin5 . 343(sin22r低速载货汽车变速器的设计22由公式(3-19)得:MPabFEj88.1206)7 .25117.101(21101 . 289.6088418. 0)11(418. 0521以上档位的齿轮副都满足接触强度的要求(见表 3-5) 。3.5 轴的设计与轴承的选择变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形,破坏齿轮的正确啮合,产生过大的噪声,降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。3.5.13.5.1 轴轴的设计的设计轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大,且轴长与轴径应协调。变速器轴的最大直径d与支承间的距离 l 可按下列关系式初选4:对第一轴及中间轴:18. 016. 0ld对第二轴: (3-22)21. 018. 0ld 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A(mm)按下式初选: (3-23)Ad)60. 045. 0(由公式(3-23)得:=(0.450.60)105=47.2563mmAd)60. 045. 0(由公式(3-22)得:第二轴:l=d/(0.180.21)=225350mm;中间轴:l=d/(0.160.18)=262.5393.75mm;第一轴:l=d/(0.160.18)=104.4135.13mm。第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩Temax (Nm)按下式初选: (3-24)3max)6 . 44(eTd由公式(3-24)得:mmTde62.218 .18104)6 . 44()6 . 44(33max初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反力,必须先求第二轴的支点反力。档位不同,不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同,而且力到支点的距离也有变化,所以应当对每个档位都进行验算。验算时,将轴看作铰接支承的梁,作用在第一轴上的转矩应取Temax。齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr、及轴向力Fa可按下式求出4:盐城工学院毕业设计说明书 200623 (3-25)diTFdiTFdiTFeaeret/tan2)cos/(tan2/2maxmaxmax式中 i至计算齿轮的传动比;d计算齿轮的节圆直径,mm;节点处压力角;螺旋角;发动机最大转矩,Nmm。maxeT在弯矩和转矩联合作用下的轴应力(MPa)为4: (3-26)323dMWM (3-27)222jscTMMM式中 W弯曲截面系数,mm3;d轴在计算断面处的直径,花键处取内径,mm; Mc在计算断面处轴的垂向弯矩,Nmm; Ms在计算断面处轴的水平弯矩,Nmm;许用应力,在低档工作时取 400MPa。变速器轴与齿轮的制造材料相同,计算时,仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副,因距离支承点近、负荷又小,通常挠度不大,故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图 3-5 所示时,若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为 ,可分别用下式计算3:AFfxB图3-5 变速器轴的挠度和转角 (3-28)EILababFEILbaFfEILbaFfrtSrc3)(332222式中 E弹性模量,MPa,E=2.1105MPa; I惯性矩,对实心轴I=d4/64,mm4; d轴的直径,mm,花键处按平均直径来计算;低速载货汽车变速器的设计24 a,b齿轮上的作用力矩支座 A、B 的距离,mm; L支座间的距离,mm。在上述计算中,花键轴的计算直径可取为其花键内径的 1.1 倍。轴断面的转角不应大于 0.002rad(弧度) 。轴的垂向挠度的容许值fc0.050.10mm;轴的水平挠度的容许值fs0.100.15mm。轴的合成挠度应小于 0.20mm。a.校核第二轴在各档位下的的强度与刚度档:此时第二轴受到齿轮 Z7的作用力由公式(3-5)得:NdiTFNdiTFeret27.3184435 . 3/20tan40. 6101042/tan218.8845435 . 3/40. 6101042/23max3max)()(水平平面:垂直平面:N2FtN1FrN2N1图 3-6 第二轴在档时的受力情况在垂直平面内:N1=Fr1b/l=3184.2732/193527.96NMc=N1a=527.96(193-32)8.5104Nmm在水平平面内:Ms=Ftba/l=8845.18(32/193)(193-32)2.4105Nmm由公式(3-27)得:Tj=Temaxi=1046.40=665.6Nm232524222106 .665104 . 2105 . 8)()()(jscTMMM7.12105Nmm由公式(3-26)得:MPadMWM57.2433114. 31012. 73232353刚度校核:花键轴的计算直径取其花键内径的 1.1 倍,dh=1.131=34.1mm,I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。 由公式(3-28)得:盐城工学院毕业设计说明书 200625radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc455222252222106 . 219374.66338101 . 23129323219327.31843)(029. 019374.66338101 . 23323219318.8845301. 019374.66338101 . 23323219327.31843)()()(轴的合成挠度mm。03. 0029. 001. 02222scfff以上数据满足要求。档:此时第二轴受到齿轮 Z5的作用力由公式(3-5)得:NdiTFNdiTFeret28.2003435 . 3/20tan09. 3101042/tan268.5564335 . 3/09. 3101042/23max3max)()(水平平面:垂直平面:FtN2N1N2FrN1图 3-7 第二轴在档时的受力情况在垂直平面内: N2=Fra/l=2003.2891/193=944.55NMc=N2b=944.5(193-91)9.6104Nmm在水平平面内: N2=Fta/l=5564.68(91/193)2.62103N Ms=N2b=2.62103(193-91)2.7105Nmm由公式(3-27)得:Tj=Temaxi=1043.09=321.36Nm2325242221036.321107 . 2106 . 9)()()(jscTMMM 4.3105Nmm由公式(3-26)得:MPadMWM10.1473114. 3103 . 43232353刚度校核:dh=1.131=34.1mm,I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。 低速载货汽车变速器的设计26由公式(3-28)得:radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc5552222522221054. 219374.66338101 . 2311)91193(9128.20033)(06. 019374.66338101 . 23)91193(9168.5564302. 019374.66338101 . 23)91193(9128.20033轴的合成挠度mm063. 006. 002. 02222scfff档:此时第二轴受到齿轮 Z3的作用力由公式(3-5)得:NdiTFNdiTFeret51.1506245 . 3/20tan69. 1101042/tan276.4184245 . 3/69. 1101042/23max3max)()(水平平面:垂直平面:N2FtN1FrN2N1图 3-8 第二轴在档时的受力情况在垂直平面内:N2=Fra/l=1506.5165/193507.37NMc=N2b=507.37(193-65)6.5104Nmm在水平平面内: N2=Fta/l=4184.76(65/193)1.41103N Ms=N2b=1.41103(193-65)1.8105Nmm由公式(3-27)得:Tj=Temaxi=1041.69=175.76Nm2325242221076.175108 . 1105 . 6)()()(jscTMMM2.6105Nmm由公式(3-26)得:MPadMWM94.883114. 3106 . 23232353刚度校核:dh=1.131=34.1mm,I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。 由公式(3-28)得:盐城工学院毕业设计说明书 200627radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc555222252222108 . 919374.66338101 . 2363)65193(6551.15063)(036. 019374.66338101 . 23)65193(6576.41843013. 019374.66338101 . 23)65193(6551.15063轴的合成挠度mm038. 0036. 0013. 02222scfff倒档:此时第二轴受到齿轮 Z7的作用力由公式(3-5)得:NdiTFNdiTFeret64.4119435 . 3/20tan28. 8101042/tan246.11443435 . 3/28. 8101042/23max3max)()(倒档倒档水平平面:垂直平面:Ft倒挡N2N1N2Fr倒挡N1图 3-9 第二轴在倒档时的受力情况在垂直平面内: N1=Fr 倒档b/l=4119.6432/193683.05NMc=N1a=683.05(193-32)1.1105Nmm在水平平面内: N2=Ft 倒档b/l=11443.46(32/193)1.9103N Ms=N2a=1.9103(193-32)3.06105Nmm由公式(3-27)得:Tj=Temaxi倒档=1048.28=861.12Nm2325252221012.861109 . 21004. 1)()()(jscTMMM9.14105Nmm由公式(3-26)得:MPadMWM67.3123114. 31014. 83232353刚度校核:dh=1.131=34.1mm,I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。 低速载货汽车变速器的设计28由公式(3-28)得:radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc455222252222104 . 319374.66338101 . 23129)32193(3264.41193)(038. 019374.66338101 . 23)32193(3246.114433014. 019374.66338101 . 23)32193(3264.41193轴的合成挠度mm04. 0038. 0014. 02222scfffb.校核中间轴在各档位下的强度与刚度档:此时中间轴受到齿轮 Z8的作用力,因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等,方向相反的,所以由上述的第二轴上齿轮所受的力可以得到中间轴上齿轮所受的力。Ft=8845.18N;Fr=3184.27N垂直平面:FrN2N1水平平面:N1FtN2图 3-10 中间轴在档时的受力情况在垂直平面内: N1=Frb/l=3184.2732/203501.95NMc=N2a=501.95(203-32)8.58104Nmm在水平平面内: N2=Ftb/l=8845.18(32/203)1394.31N Ms=N2a=1394.31(203-32)2.4105Nmm由公式(3-27)得:Tj=Temaxi12=10443/17263Nm23252422210263104 . 21058. 8)()()(jscTMMM3.66105Nmm由公式(3-26)得:MPadMWM72.2382514. 31066. 33232353刚度校核: I=d4/64=3.14254/64 19165.04mm4 盐城工学院毕业设计说明书 200629由公式(3-28)得:radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc455222252222108 . 920304.19165101 . 23139)32203(3227.31843)(11. 020304.19165101 . 23)32203(3218.88453039. 020304.19165101 . 23)32203(3227.31843轴的合成挠度mm12. 011. 0039. 02222scfff档:此时中间轴受到齿轮 Z6的作用力,因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等,方向相反的,所以由上述的第二轴上齿轮所受的力可以得到中间轴上齿轮所受的力。Ft=5564.68N;Fr=2003.28NN2FrN1垂直平面:水平平面:N1FtN2图 3-11 中间轴在档时的受力情况在垂直平面内: N2=Fra/l=2003.28100/203986.84NMc=N2b=986.84(203-100)1.02105Nmm在水平平面内: N2=Fta/l=5564.6(100/203)2741.18NMs=N2b=2741.18(203-100)2.8105Nmm由公式(3-27)得:Tj=Temaxi12=10443/17263Nm23252522210263108 . 21002. 1)()()(jscTMMM3.97105Nmm由公式(3-26)得:MPadMWM94.2582514. 31097. 33232353低速载货汽车变速器的设计30刚度校核: I=d4/64=3.14254/64 19165.04mm4 由公式(3-28)得:radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc555222252222105 . 220304.19165101 . 233)100203(10028.20033)(24. 020304.19165101 . 23)100203(10068.55643087. 020304.19165101 . 23)100203(10028.20033轴的合成挠度mm0.2mm26. 024. 0087. 02222scfff由于第二轴上采用联体齿轮,并且中间轴上套有隔套,故相当于增大轴的直径,因而轴的刚度增加,且满足允许值范围。档:此时中间轴受到齿轮 Z4的作用力,因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等,方向相反的,所以由上述的第二轴上齿轮所受的力得到中间轴上齿轮所受的力。Ft=4184.76N;Fr=1506.51N水平平面:垂直平面:FtN1N2FrN1图 3-12 中间轴在档时的受力情况在垂直平面内: N2=Fra/l=1506.5173/203541.75N Mc=N2b=541.75(203-73)7.04104Nmm在水平平面内: N2=Fta/l=4184.76(73/203)1504.86N Ms=N2b=1504.86(203-73)1.96105Nmm由公式(3-27)得:Tj=Temaxi12=10443/17263Nm232524222102631096. 11004. 7)()()(jscTMMM3.36105Nmm由公式(3-26)得:盐城工学院毕业设计说明书 200631MPadMWM15.2192514. 31036. 33232353刚度校核: I=d4/64=3.14254/64 19165.04mm4 由公式(3-28)得:radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc455222252222103 . 320304.19165101 . 2357)73203(7351.15063)(15. 020304.19165101 . 23)73203(7376.41843055. 020304.19165101 . 23)73203(7351.15063轴的合成挠度mm16. 015. 0055. 02222scfff由于第二轴上采用联体齿轮,并且中间轴上套有隔套,故相当于增大轴的直径,因而轴的刚度增加,且满足允许值范围。c.校核倒档轴的强度与刚度当 Z8和 Z10啮合时:NdiTFNdiTFeret23.318320tan3 .8842/tan23 .8842225 . 3/ )17/22()17/43(101042/2max3max倒档倒档)(水平平面:垂直平面:N2Ft倒挡N1N2Fr倒挡N1图 3-13 中间轴在倒档时 Z8和 Z10啮合时的受力情况在垂直平面内:N1=Fr 倒档b/l=3183.2343/1021341.95NMc=N1a=1341.95(102-43)7.9104Nmm在水平平面内:Ms=Ft 倒档ba/l=8842.3(43/102)(102-43)2.2105Nmm由公式(3-27)得:Tj=Temaxi =104(43/17)(22/17)340.43Nm低速载货汽车变速器的设计322325242221043.340102 . 2109 . 7)()()(jscTMMM4.13105Nmm由公式(3-26)得:MPadMWM37.2692514. 31013. 43232353刚度校核: I=d4/64=3.14254/64 19165.04mm4 由公式(3-28)得:radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc4552222522221005. 110204.19165101 . 2316434310223.31833)(046. 010204.19165101 . 2343431023 .88423017. 010204.19165101 . 23434310223.31833)()()(轴的合成挠度mm049. 0046. 0017. 02222scfff当 Z7和 Z9啮合时:NdiTFNdiTFeret33max43max101 . 4435 . 3/20tan28. 8101042/tan21014. 1435 . 3/28. 8101042/2)()(倒档倒档水平平面:垂直平面:N2Ft倒挡N1N2Fr倒挡N1图 3-14 中间轴在倒档时 Z7和 Z9啮合时的受力情况在垂直平面内:N1=Fr 倒档b/l=410066/1022652.94NMc=N1a=2652.94(102-66)9.6104Nmm在水平平面内:Ms=Ft 倒档ba/l=1.14104(66/102)(102-66)2.66105Nmm由公式(3-27)得:Tj=Temaxi =104(43/17)(22/17)340.43Nm盐城工学院毕业设计说明书 2006332325242221043.3401066. 2106 . 9)()()(jscTMMM4.43105Nmm由公式(3-26)得:MPadMWM94.2882514. 31043. 43232353刚度校核: I=d4/64=3.14254/64 19165.04mm4 由公式(3-28)得:radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc4552242252222104 . 210204.19165101 . 2330666610241003)(05. 010204.19165101 . 2366661021014. 13019. 010204.19165101 . 23666610241003)()()(轴的合成挠度mm053. 005. 0019. 02222scfff长的轴应进行扭转刚度的验算,使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为0.2500.350 度。在转矩 T 的作用下,长为 L 的轴的扭转角为4: (3-29)pGJTL3 .57式中 T转矩,Nmm;L轴长,mm;Jp轴横截面的极惯性矩,mm4:对实心轴;对空心轴324dJp;)(1 3244dddJipG轴材料的剪切弹性模量,对于钢材 G=8104MPa。对第一轴进行扭转刚度的验算:已知 L=170mm,T=104Nmm,。52.102891323214. 33244dJp由公式(3-29)得: 12. 052.102891108170101043 .573 .5743pGJTL故第一轴满足使用条件。低速载货汽车变速器的设计343.5.23.5.2 轴承轴承的选择的选择一般是根据结构布置并参考同类车型的相应轴承以后13,按国家规定的轴承标准选定,再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道的接触疲劳为依据,承受动载荷是其工作的基本特征4,9。轴承的名义寿命 L(以 106转为单位): (3-30)PCL式中 C轴承的额定载荷或承载容量,N,根据选定的轴承型号查轴承手册;P轴承的当量动载荷,N;轴承寿命指数,对球轴承 =3;对圆柱滚子轴承取 =10/3。轴承的使用寿命也可按汽车以平均车速vam行驶至大修前的总行驶里程 S 来计算: ,h (3-31)amvSLh式中的汽车的平均车速可取vam0.6va max。对汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万 km,货车和大客车 25 万 km。L与Lh之间的换算关系为L=60nLh/106 (3-32)式中 n轴承的转数,r/min。径向和径向止推球轴承的当量动载荷,可按下式对每个档位进行计算: (3-33)eYFFkkVFPeYFFkkYFXVFPraTrraTar当当)(式中 X,Y径向系数和轴向系数,按轴承标准规定由轴承手册查出; V考虑轴承内圈或外圈旋转的系数,内圈旋转取V=1.0,外圈旋转取 V=1.2;Fr,Fa径向和轴向载荷,N,根据计算转矩Tj计算各档的支承反力后求得; k考虑路面不平度引起的动载荷的影响系数,对于变速器轴承可取k=1.0;kT温度系数;e轴向加载参数,由轴承手册查得。第一轴后轴承采用深沟球轴承,第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承,后端采用深沟球轴承。参考同类车型,初选第一轴后轴承为 6209 轴承,第二轴后轴承为 6307 轴承。由公式(3-31)得:盐城工学院毕业设计说明书 200635=25104/(62.30.6)6688.07hamvSLh由公式(3-32)得:L=60nLh/106 =600.630006688.07/106722.31根据汽车传动系的载荷强度绘制了行驶状况系数 Kx随计算牵引力 Ftj与平均牵引力Fta的比值(Ftj/Fta)变化而改变的曲线图(见图 3-15) 。12345Ftj/Fta0.000010.000040.000010.000040.0010.0040.010.040.10.4KxjKxw图 3-15 行驶状况系数 Kxj、Kxw与(Ftj/Fta)之关系曲线计算牵引力 Ftj与平均牵引力 Fta应根据变速器第一轴的计算转矩 Tj,按各档传动比进行计算4,即 (3-34) /riiT Fr0gjtj Fta=Fa+Fwa+Fja (3-35)式中 Fa平均道路阻力,见表 3-6; Fwa平均空气阻力,按表 3-6 给出的公式计算;Fja平均加速阻力,按表 3-6 给出的公式计算。表 3-6 载货汽车的平均比阻力车型平均比阻力Fa/GaFwa/GaFja/Ga载货汽车0.0302.5v2m/Ga0.3(Ftj- Fa - Fwa)/ Ga说明:Ga为汽车总重(N) ;vm为平均车速(km/h) 。由公式(3-34)和(3-35)得:Tj=104K=104KAKvKK=1041.251.111.15164.5Nm3366.3ig /62.30.425niT /riiT Fpgjr0gjtjFa=0.03Ga=0.033.51039.8=1029N低速载货汽车变速器的设计36Fwa=2.5v2m=2.537.7823493.16Nvam0.6va max=0.662.3=37.38km/h分别计算出各档的牵引力 Ftj与平均牵引力 Fta,以此来查出行驶状况系数 Kx档: Ftj=3366.3ig=3366.36.421544.32N Fja=0.3(Ftj- Fa - Fwa)=0.3(21544.32-1029-3493.16)=5106.65NFta=Fa+Fwa+Fja=1029+3493.16+5106.65=9628.81N档: Ftj=3366.3ig=3366.33.0910401.87NFja=0.3(Ftj- Fa - Fwa)=0.3(10401.87-1029-3493.16)1763.91NFta=Fa+Fwa+Fja=1029+3493.16+1763.91=6286.07N 档: Ftj=3366.3ig=3366.31.695689.05NFja=0.3(Ftj- Fa - Fwa)=0.3(5689.05-1029-3493.16)350.07NFta=Fa+Fwa+Fja=1029+3493.16+350.07=4872.23N 档: Fta=Fa+Fwa+Fja=1029+3493.16-1054.687=3467.29NFtj=3366.3ig=3366.31=3366.3N档:Ftj/Fta=21544.32/9628.812.24档:Ftj/Fta=10401.87/6286.071.65档:Ftj/Fta=5689.05/4872.231.2档:Ftj/Fta=3467.29/3366.31.03查图 3-15 可得:档:Kxj=0.2 ;档:Kxj=0.39 ;档:Kxj =0.41 ; 档:Kxj=0.45。应对每个档计算轴承的当量循环次数,第i档的为: (3-36)61060ixjigihinKfLL 轴承的实际循环次数为: (3-37)61060igihinfLL 式中 ni第i档的轴承旋转次数,为第一轴的旋转次数(以汽iMiunn/Mn车的平均速度vam计算)ui为由第一轴至计算轴的传动比;fgi变速器处于第i档时的相对工作时间,即变速器第i档的使用率() ,见表 3-7;Kxji第i档的行驶状况系数,见图 3-5。表 3-7 载货汽车变速器各档的相对工作时间或使用率fgifgi/变速器档位车型档位数最高档传动比41132175载货汽车41143560盐城工学院毕业设计说明书 200637先计算第二轴后轴承在每个档轴承的实际循环次数:档:;Kxj=0.2;查表 3-7 得fg=125.2814 . 66 . 03000/Munn由公式(3-37)得:13. 110281.25%107.668860106066ghnfLL由公式(3-36)得: 23. 013. 12 . 010606xjixjghLKnKfLL档:;Kxj=0.39;查表 3-7 得fg=352.58209. 36 . 03000/Munn由公式(3-37)得:01. 710582.52%307.668860106066ghnfLL由公式(3-36)
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本文标题:低速载货汽车变速器的设计[三轴四档手动]【16张CAD图纸和论文】【农用运输车】
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