两轴五档手动变速器课程设计中心距79 发动机功率 70KW

目录全套图纸加扣3012250582第一章 数据计算1.1设计初始数据21.2 齿轮参数51.3 各档齿轮齿数的分配6第二章 齿轮校核2.1齿轮材料的选择原则142.2计算各轴的转矩152.3轮齿强度计算15第三章 轴及轴上支承的校核3.1轴的工艺要求173.2轴的强度计算17第四章 同步器设计 244.1同步器的功用及分类244.2惯性式同步器244.3主要参数的确定26第一章 数据计算1.1设计初始数据：（方案一）学号：5最高车速：=169-52=159Km/h 发动机功率：=75-5=70KW 转矩：=170-53=155Nm 总质量：ma=1710-55=1685Kg转矩转速：nT=3200r/min车轮：185/60R14S rR=142.5410/2+0.6185=298.88mm1.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则=0.8（取值范围在0.70.8） = 0.377 式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最大传动比 主减速器传动比/ =1.42.0 即=（1.42.0）3200=44806400r/min =9549 （式中=1.11.3，取=1.2）乘用车最高车速高，值躲在4000r/min以上（汽车设计P29） 取=5000r/min主减速器传动比=0.377=0.37750000.29/0.8159=4.298最大传动比的选择：满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式 （1.1） 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 （1.2） 即，式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=48409.8=47432N；发动机最大转矩，=155N.m；主减速器传动比，=4.298；传动系效率，=86%（取值在85%90%）；车轮半径，=0.29m；滚动阻力系数，对于货车取=0.01；爬坡度，取=16.7i016859.80.29(0.0010.958+0.287)/1554.29886i02.472满足附着条件。 在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75即0.2916859.80.9580.75/1554.29886%=5.99由得2.475.99；又因为乘用车=3.04.5；所以，取=3.6 其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：由ig1=q4ig5得出：q=1.456所以其他各挡传动比为：一档二档三挡四档五档3.62.4731.6981.1660.81.1.2 中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式 （1.3） 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，乘用车：=8.99.3 ；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=3.6 ；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=155N.m 。 则，=74.8680.75（mm）初选中心距=74mm。1.2 齿轮参数1、模数 齿轮的模数定为3.0mm。2、压力角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。3、螺旋角货车变速器螺旋角：1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为234、齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5，取7.0。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取4mm。5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。 以下齿轮变位系数均查下表得出：1.3 各挡齿轮齿数的分配图1.3.1变速器传动示意图1、 确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比为 （1.4）为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿 （1.5）=47.25 取整为48Z1+Z2=ZhZ1=11 Z2=48-11=372、对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=78.218mm取整为A=79mm。对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos =21.57 啮合角 ： cos=0.921 =22.96变位系数根据下图查出： 计算精确值：A= 一挡齿轮参数：分度圆直径 =311/cos24.60=35.85mm =337/cos24.60=120.59mm齿顶高 =3.75mm =2.25mm 式中：=（79-78.218）/3=0.26 =0.72-0.26=0.46齿根高 =2.22mm =3.12mm齿顶圆直径 =42.75mm =125.09mm齿根圆直径 =31.41mm =114.47mm 3、确定其他各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选=21 （1.8） （1.9）=48由式（1.8）、（1.9）得=27.20，=13.821取整为=14，=34则，=2.429对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =77.12mm端面压力角 tan=tan/cos =21.30端面啮合角 变位系数之和 2.49 =0.46 =0.25求的精确值： =22.62二挡齿轮参数：分度圆直径 =45.5mm =110.50mm齿顶高 =4.149mm =3.519mm 式中：=0.293 =0.077齿根高 =2.37mm =3mm齿顶圆直径 =53.798mm =116.34mm齿根圆直径 =40.76mm =104.50mm （2）三挡齿轮为斜齿轮，初选=23 （1.10）Z6=1.698Z5=48 （3.11）由式（3.10）、（3.11）得=17.51， 取整=18，=30 =1.667 对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =78.21mm 取整A=79端面压力角 tan=tan/cos=0.395 =21.57端面啮合角 =0.92 变位系数之和 0.72 =0.41 =0.72-0.41=0.31求的精确值： =24.30三挡齿轮参数：分度圆直径 =58.66mm =97.77mm齿顶高 =2.85mm =2.54mm 式中：=0.26 =-0.56齿根高 =2.52mm =2.82mm齿顶圆直径 =64.36mm =102.85mm齿根圆直径 =53.02mm =92.13mm（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=24 （1.12）Z8=1.166Z7 （1.13）Zh=47由（1.12）、（1.13）得=21.65， 取整=22，=47-22=25对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =77.17mm 取整A=78mm端面压力角 tan=tan/cos=0.39 =21.72端面啮合角 =0.919 变位系数之和 0.74 =0.38 =0.74-0.38=0.36求螺旋角的精确值： =25.33四挡齿轮参数：分度圆直径 =72.24mm =82.00mm齿顶高 =2.76mm =2.70mm 式中：=0.28 =0.46齿根高 =2.61mm =2.67mm齿顶圆直径 =78.56mm =87.40mm齿根圆直径 =67.02mm =76.66mm （4）五挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=22 （1.12）Z10=0.8Z9 （1.13）Zh=48由（1.12）、（1.13）得=26.67， 取整=27，=48-27=21对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =77.65mm 取整A=78mm端面压力角 tan=tan/cos=0.39 =21.43端面啮合角 =0.92 变位系数之和 0.32 =0.24 =0.32-0.24=0.08求螺旋角的精确值：=0.923 =22.61四挡齿轮参数：分度圆直径 =87.74mm =68.24mm齿顶高 =3.09mm =2.61mm 式中：=0.12 =0.21齿根高 =3.03mm =3.51mm齿顶圆直径 =93.92mm =74.46mm齿根圆直径 =81.68mm =61.22mm4、确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=23，=13，则：=54mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为 =2773(14+2)1=105mm =2=30 取=30计算倒挡轴和第二轴的中心距 = =110mm计算倒挡传动比 =2.35 =0.24 =-0.24 =0.24 第二章 齿轮校核2.1齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，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，细化材料晶面粒13。2.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩为171N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。轴 =15599%96%=147.312N.m轴 一挡=147.3120.960.9931/13=333.858N.m2.3轮齿强度计算2.3.1轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿轮弯曲应力图2.1 齿形系数图 （1） 一挡斜齿圆柱齿轮： 当计算载荷取到作用到变速器第一轴时的最大扭矩时，许用应力在180350MPa，所以弯曲强度满足要求。1轮齿接触应力 式中： N/；为齿面上的法向力，N ；为节点处压力角，；为齿轮材料的弹性模量，N/； b为齿轮接触的实际宽度， mm ；为主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm 。 （1）I挡直齿轮接触应力其中将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，对于渗碳齿轮，一挡和倒挡的许用接触应力为19002000MPa，所以强度满足要求。第三章 轴及轴上支承的校核3.1轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，表面光洁度不低于815。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度16。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少17。3.2轴的强度计算3.2.1初选轴的直径1、 初选轴的直径 变速器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大，满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。第一轴花键部分直径的初选：。第二轴，取第一轴的最细处轴径为d=25mm.3.2.2轴的强度验算1、轴的刚度验算根据传动方案的布置，倒挡齿轮处于轴径最小处，且倒挡时轴所承受的载荷最大，所以选择倒挡进行轴的强度验算。 （1）一挡轴处轴的刚度验算 轴在垂直面内的挠度为: 轴在水平面内的挠度为： 转角为： 式中：为轴在垂直面内的挠度，mm；为轴在水平面内的挠度，mm；为齿轮齿宽中间平面上的圆周力，N；为齿轮齿宽中间平面上的径向力，N；为轴的直径，mm；为弹性模量，MPa；为惯性矩，；、-为齿轮上作用力距支座A、B的距离，mm；-为支座间距离，mm。可求出 全挠度 所以刚度满足要求 二挡轴齿轮 三挡齿轮 四档齿轮 （2） 轴的强度计算轴在水平方向的弯矩图73 轴在竖直方向的弯矩图 所以强度满足要求。3、花键的挤压强度验算 根据传动方案的布置，五挡主动齿轮与输入轴之间采用花键连接，根据轴径尺寸为25mm，可选出花键的齿数Z=8，d=21mm，b=5mm，c=0.2 D=25 当齿面未经热处理时，花键静连接的许用挤压应力最小为3555MPa，当齿面经热处理时，花键静连接的许用挤压应力最小为4070MPa，所以n挤压强度满足要求。 六、滚动轴承的选择和计算 1、滚动轴承的型号选择和寿命验算 （1）、初选轴承型号 根据输入轴径尺寸为20mm，输出轴径为20mm以及其他已知条件，初选其输入轴轴承型号为7205AC，由手册查得，（2）、计算当量动载荷： 根据查表得 ， 因为 ，所以 （3） 、轴承的寿命计算 由表查得 根据寿命计算公式： 得 根据经验，可判断出轴承的寿命满足设计要求。第四章：同步器设计4.1同步器的功用及分类目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。4.2惯性式同步器惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。1、锁环式同步器（1）锁环式同步器结构如图4.1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿21。（2）锁环式同步器工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图4.2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图4.2b），完成同步换档。1、4-锁环（同步环） 2-滑块 3-弹簧圈 5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套图4.1 锁环式同步器(a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换档位置1-锁环 2-啮合套 3-啮合套上的接合套 4-滑块图4.2 锁环式同步器的工作原理锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。2、 锁环式同步器主要尺寸的确定1、接近尺寸同步器换档第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离，称为接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.20.3mm。本设计取为0.2。2、分度尺寸锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于1/4接合齿齿距。尺寸和是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。3、锁销端隙 锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩擦锥环端面之间的间隙为，要求。若，则换档时，在摩擦锥面尚未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻因摩擦锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证0，应使，通常取=0.5mm左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。预留后备行程的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，在换档时，摩擦锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换档，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取=1.22.0mm，取为1.6mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm。4.3主要参数的确定1、摩擦因数汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为0.1。摩擦因数对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换档省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。2、同步环主要尺寸的确定（1）锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7市就很少出现咬住现象。本设计取=7。（2）摩擦锥面平均半径设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响同步器径向厚度尺