课程设计2008年迈腾 1.8T变速器齿轮对和轴设计

目 录一、概 述2二、基本设计32.1 基本参数选择32.2 确定基本数据32.2.1确定变速箱各档传动比32.2.2确定中心距A52.2.3 确定齿轮参数52.2.4 各档齿轮齿数的分配62.3齿轮校核112.3.1齿轮材料的选择原则112.3.2 计算各轴的转矩122.3.3轮齿强度计算122.3.4斜齿齿轮轮齿接触应力172.4 轴及轴上支承的校核232.4.1 轴的工艺要求232.4.2初选轴的直径232.4.3轴的挠度验算242.4.4 轴强度计算31三、基于UG变速器齿轮对和轴的建模353.1一档斜齿轮对啮合353.2 常啮合斜齿轮353.3二挡斜齿轮对啮合353.4三挡斜齿轮啮合363.5 四挡斜齿轮啮合363.6 六档斜齿轮啮合363.7 倒挡直齿轮啮合373.8 二轴373.9中间轴373.10 总装图38四、MATLAB程序分析39五、结论和感想44六、 参考文献45一、概 述变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：（1）.应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。（2）.工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。（3）.重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。（4）.传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。（5）.噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。二、基本设计2.1 基本参数选择 车型选择：2008年迈腾 1.8T 柴油发动机FF 4x2数据参数：最高车速：发动机最大功率：发动机功率转速：发动机输出最大转矩：最大转矩转速：该车总装质量：轮胎规格：225/65 R17通过最大爬坡度：33% 经计算轮胎半径：r=(17*25.4+65*225*2/100)/2=362.15mm2.2 确定基本数据2.2.1确定变速箱各档传动比 （1.1）式中：最高车速 发动机最大功率转速 r 车轮半径 变速器最大传动比 主减速器传动比主减速器传动比双曲面减速器，当6时，取=90%；当6时，取=85%。最大传动比选择满足最大爬坡度：根据汽车行驶方程式 （2.2） 在一档通过要求的最大坡度角驱动力大于等于滚动阻力和上坡阻力之和（加速度为零，忽略空气阻力）公式简化为 （2.3）即， 1.8645 式中：G作用在汽车上的重力，G=mg,m汽车质量，g重力加速度； 发动机最大转矩； 主减速器传动比； 传动系统效率； 车轮半径； 滚动阻力系数 ； 爬坡度；满足附着条件在沥青混凝土干路面上，=0.70.8，取=0.75即，4.20由可得：，又因为轻型乘用车=3.04.5，所以，取=3.5各档位传动比的确定：选取次高档位传动比为1，按等比级数原则，一般汽车各档位符合如下关系：=q式中：q常数，也就是各档之间的公比；因此，各档传动比为：=1.368=3.5，=2.56，=1.871，=1.368，得：3.52.561.8711.36810.7312.2.2确定中心距A初选中心距A，根据下述经验公式 （2.4）式中：A=变速器中心距 中心距系数，乘用车：=8.99.3； 发动机最大转矩（）； 变速器一档传动比，=3.5； 变速器传动效率，取96%；其中心距计算方法可参考文献【1】。则，初选中心距A=90mm。2.2.3 确定齿轮参数 变速器齿轮模数范围大致表2.1：表2.1 变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型货车2.252.752.753.003.54.54.56.0 选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表2.1为国标GB/T13571987，可参考表2.2进行变速器模数的选择。表2.2 变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T13571987）第一系列11.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.5 根据表2.1和表2.2得出模数定为3.0mm。1、 压力角国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。2、 螺旋角乘用车变速器螺旋角：，初选一档斜齿轮螺旋角为3、 齿宽b 直齿b=m,为齿宽系数，取为4.58.0.取8.0； 斜齿b=，取为6.08.5，取8.5。 采用啮合套或同步器换挡时，其结合齿的工作宽度初选时可为24mm，取4mm。4、 齿顶高系数 在齿轮加工精度提高后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。2.2.4 各档齿轮齿数的分配1、 确定一档齿轮的齿数 中间轴一档齿轮齿数一档传动比为： （2.5）如果一档齿数确定，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和， （2.6） =54.378，取整为55 （2.7）=91.029，取整为91 即=55-16=39，校核值： ， =24.96分度圆直径：齿顶高齿根高：齿全高:齿顶圆直径：齿根圆直径：2、 确定常啮合齿轮的齿数 求得，取整后， 校核值： ，=24.96分度圆直径：=76.11mm=105.89mm齿顶高：齿根高：齿全高:齿顶圆直径：82.1mm111.89mm齿根圆直径：3、 确定二档齿轮的齿数 求得，取整后， 校核值： ， =24.96分度圆直径：=119.126mm=62.87mm齿顶高：齿根高：齿全高:齿顶圆直径：125.126mm68.872mm齿根圆直径：4、 确定三档齿轮的齿数 求得，取整后， 校核值： ， =24.96分度圆直径：=102.58mm=79.417mm齿顶高：齿根高：齿全高:齿顶圆直径：108.58mm95.08mm齿根圆直径：5、 确定四档齿轮的齿数 求得，取整后， 校核值： ，=24.96 分度圆直径：=89.34mm=92.65mm齿顶高：齿根高：齿全高:齿顶圆直径：95.34mm98.65mm齿根圆直径： 6、 确定六档齿轮的齿数 求得，取整后， 校核值： ，=24.96分度圆直径：=76.11mm=105.89mm齿顶高：齿根高：齿全高:齿顶圆直径：82.11mm111.89齿根圆直径：7、确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一档相同，倒挡齿轮一般在2123之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=22，=16，则57。为了保证倒挡齿轮的啮合不产生运动干涉，齿轮14与齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮13的齿顶圆直径应为 =2A1=64mm19.33，取=19计算倒挡和第二轴的中心距计算倒挡传动比节圆直径2.3齿轮校核2.3.1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11。3、考虑加工工艺及热处理工艺大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。常啮合齿轮因其传递转矩较大，且一直参与传动，磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用20GrMNTi渗碳后淬火，硬度为5862HRC12。大齿轮用40Gr调质后表面淬火，硬度为4855HRC。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用20GrMNTi渗碳后淬火，硬度为5662HRC，大齿轮40Gr调质后表面淬火，4655HRC；其余各档小齿轮用40Gr调质后表面淬火，硬度4855HRC，大齿轮用45钢调质后表面淬火，硬度4050HRC。2.3.2 计算各轴的转矩变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。发动机最大转矩为310Nm,齿轮传动效率为92%，离合器传动效率96%，轴承传动效率为98%。轴中间轴：轴：2.3.3轮齿强度计算1、斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算 （2.8）式中：圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）；法向模数（mm）;为斜齿轮螺旋角；应力集中系数；齿面宽（mm）；法向齿距，；齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图2.1中查得；y=0.19重合度影响系数，=2.0图2.3 齿型系数图将上述有关参数代入（2.3），整理得到： （2.9）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮对乘用车为180350MPa。（1）一档齿轮弯曲强度校核已知参数：根据图2.3查得：代入公式（2.9）得：对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于350Mpa，均小于350Mpa，所以满足设计要求。（2）常啮合齿轮弯曲强度校核已知参数： 查齿形系数图2.3得：代入公式（2.9）得：，均小于350MPa，所以满足设计要求。（3）二档齿轮弯曲强度校核已知参数： 查齿形系数图2.3得：代入公式（2.9）得：，均小于350Mpa，所以满足设计要求。（4）三档齿轮弯曲强度校核已知参数： 查齿形系数图2.3得：；代入公式（2.9）得：，均小于350Mpa，所以满足设计要求。（5）四档齿轮弯曲强度校核已知参数： 查齿形系数图2.3得：；代入公式（2.9）得：，均小于350MPa，所以满足设计要求。（5）六档齿轮弯曲强度校核已知参数： 查齿形系数图2.3得：；代入公式（2.9）得：，均小于350MPa，所以满足设计要求。2、直齿齿轮轮齿弯曲强度计算本设计中仅倒档为直齿轮传动 （2.10）式中： 弯曲应力； 圆周力（N），； 应力集中系数，为1.5； 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 摩擦力影响系数，主动齿轮为1.1，从动齿轮为0.9； 齿宽（mm）； 端面齿数（mm），为模数； 齿形系数；整理得： （2.11） 已知参数： 查齿形系数图2.3得：；代入公式（2.11）得：当计算载荷取作用在变速器第一轴上的最大转距时，一档，倒档直齿轮的许用弯曲应力在400-850之间，在许用范围内，所以满足设计要求。2.3.4斜齿齿轮轮齿接触应力 （2.12）式中： 轮齿接触应力（MPa）；F 齿面上的法向力（N），；F1 圆周力（N），；Tg 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 节点处压力角； 齿轮螺旋角； E 齿轮材料的弹性模量（MPa）； 齿轮接触的实际宽度（mm）；，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，； 主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表2.4：表2.4 变速器的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体渗氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700（1）一档齿轮接触应力校核已知条件：，,mm将已知数据代入公式（2.12）得：，均小于1900 MPa，所以满足设计要求。（2）常啮合齿轮接触应力校核已知条件：，,mm将已知数据代入公式（2.12）得：，均小于1300-1400 MPa, 所以满足设计要求。（3）二档齿轮已知条件：，,mm将已知数据代入公式（2.12）得：，均小于1900MPa，所以满足设计。（4）三档齿轮已知条件：， ,mm将已知数据代入公式（2.12）得：，均小于1300-1400 MPa, 所以满足设计要求。（5）四档齿轮已知条件：，,mm将已知数据代入公式（2.12）得：，均小于1300-1400 MPa, 所以满足设计要求。（5）六档齿轮已知条件：，,mm将已知数据代入公式（2.12）得：，均小于1300-1400 MPa, 所以满足设计要求。（6）直齿倒档齿轮接触应力校核已知条件：将已知数据代入公式（2.12）得到：mmMPaMPaMPa，均小于1900 MPa，所以满足设计要求。2.4 轴及轴上支承的校核2.4.1 轴的工艺要求第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在HRC5863，表面光粗糙度不能过低。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，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。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。本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。2.4.2初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d为0.45A，轴的最大直径d和支承间距离的比值：对中间轴，对第二轴，。第一轴花键部分直径d可按下式初选： （2.13） 式中：K 经验系数K=4.0-4.6；发动机最大转距（Nm）第二轴和中间轴中部直径，取整为40mm中间轴长度初选：第二轴长度初选： 第一轴长度初选：mm取170mm。2.4.3轴的挠度验算初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，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。轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。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4-3所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算 （2.14） （2.15） （2.16）式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1105 MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承装在轴上，这就能增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。图2.3变速器的挠度和转角(1) 第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷小，通常挠度不大，可以忽略计算。(2) 第二轴的刚度分析 一档时各参数代入2.14式中得到：mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.15），（2.16）得到：所以变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。 二档时各参数代入2.14式中得到：mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.15），（2.16）得到：所以变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。三档时各参数代入2.14式中得到：mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.15），（2.16）得到：所以变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。四档时各参数代入2.14式中得到：mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.15），（2.16）得到：所以变速器二轴在四档工作时满足刚度要求。六档时各参数代入2.14式中得到：mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.15），（2.16）得到：所以变速器二轴在六档工作时满足刚度要求。（3）中间轴刚度分析 一档时各参数代入2.14式中得到：mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.15），（2.16）得到：所以变速器中间轴轴在一档工作时满足刚度要求。 二档时各参数代入2.14式中得到：mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.15），（2.16）得到：所以变速器中间轴轴在二档工作时满足刚度要求。 三档时各参数代入2.14式中得到：mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.15），（2.16）得到：所以变速器中间轴轴在三档工作时满足刚度要求。 四档时各参数代入2.14式中得到：mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.15），（2.16）得到：所以变速器中间轴轴在四档工作时满足刚度要求。六档时各参数代入2.14式中得到：mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.15），（2.16）得到：所以变速器中间轴轴在六档工作时满足刚度要求。2.4.4 轴强度计算一档时挠度最大，最危险，因此校核。图2.5 支反力作用一档：第二轴垂直平面内支反力：由得：mm,NN第二轴水平面内的支反力：由得：N由 得：N第一轴垂直方向支反力：N第一轴水平方向支反力：N中间轴垂直方向支反力由得：mm由得：N中间轴水平方向支反力由得：N由得：N（2）各轴的弯曲变形计算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为： （2.17）式中： （Nm）； （2.18）轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）；.在低档工作时，400MPa。除此之外，对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。变速器的一轴和中间轴用与齿轮相同的材料制造，二轴用45号钢制造。一档中间轴垂直方向弯矩计算将计算结果代入公式（2.10）得： （2.19）MPa,所以符合设计要求。三、基于UG变速器齿轮对和轴的建模3.1一档斜齿轮对啮合3.2 常啮合斜齿轮3.3二挡斜齿轮对啮合3.4三挡斜齿轮啮合3.5 四挡斜齿轮啮合3.6 六档斜齿轮