二轴式变速器课程设计.doc

目 录一变速器齿轮的设计11.1确定车轮直径11.2确定主减速器传动比21.3确定一挡传动比31.4 各挡传动比的确定41.5确定中心距 41.6初选齿轮参数41.7各挡齿数分配61.8求各挡齿轮的变位系数系数并进行修正7第二章 齿轮校核132.1计算各轴转矩132.2轮齿强度校核13第三章轴的设计及校核213.1轴的工艺213.2轴的强度计算21第四章 轴承校核254.1轴承的校核25参考文献28第一章 变速器齿轮的设计1.1确定车轮直径：四个车轮承受的最大负荷为：m为汽车总质量：1700kg,g为重力加速度：9.8kN/ 。带入数据得：49.98N。根据轮胎的规格185/60R14S，可计算知，轮胎半径=289mm。1.2确定主减速器传动比：方案一发动机功率73k 最高车速165km/h转矩164Nm总质量1700kg转矩转速3200r/min车轮185/60R14S由发动机最大转矩确定最大功率转速：最大功率转速；转矩适应性系数，取值范围：1.11.3，取值为：1.2；最大功率则将参数带入计算得：=5100.56r/min，取整为：5101r/min。四挡变速器确定最高挡传动比：利用公式计算主减速器传动比：汽车最大车速：165km/h；：汽车最大转速，=5101 r/min；：变速器最大传动比，乘用车取为：0.8；：主减速器传动比；计算得=4.2361.3确定一挡传动比：为避免在松软地面上行驶时土壤受冲击剪切破坏而损害地面附着力，应保证汽车能在极低车速下稳定行驶。若最低稳定车速为，则传动系最大传动比应为：传动系最大传动比=；：最低稳定车速；：车轮转速，取值：700r/min；计算得到：=1.80为满足汽车爬坡性的要求：计算得到根据驱动车轮与地面辐照条件确定： 即：为道路附着系数，取值范围为0.50.6，取为0.6为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取70%mg， 即：校核最大传动比：=3.04.5校核得到=3.5 在3.04.5之间，故 1.4各挡传动比的确定 1.5确定中心距：初选中心距：根据选定的发动机排量，确定变速器的初始中心距。汽车发动机布置形式为前置前驱动。依据图3-1变速器中心距A与发动机排量之间的关系图选取：A=68mm.1.6初选齿轮参数：1变速器的横向外形尺寸:变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡齿轮和换挡机构的布置初步确定。乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。则该变速器的轴向尺寸取值范围为：204232mm。2模数:对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。根据发动机排量选择变速器齿轮的法向模数。变速器用齿轮模数的范围见表3-1：表3-1汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.0所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，见表3-2。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表3-2 汽车变速器常用的的齿轮模数（摘自GB/T1357-1987）第一系列1.001.251.50-2.00-2.50-3.00-4.00-5.00-6.00第二系列-1.75-2.25-2.75-(3.25)3.50(3.75)-5.504.50-5.50-故取齿轮的模数为：3.03.压力角 理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。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。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角。4.螺旋角随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。两轴式变速器为2025取5.齿宽：初选一挡斜齿齿轮齿宽：b=取为6.08.5取7b=21mm直齿b=取为4.55.0取6,b=18mm6.齿顶高系数：在齿轮加工精度提高以后，在我国齿顶高系数为1.00。7.二轴变速器：传动方案如图所示：1-四挡输入齿轮，2-四挡输出齿轮，3-三挡输入齿轮，4-三挡输出齿轮，5-二挡输入齿轮，6-二挡输出齿轮，7-一挡输入齿轮，8-一挡输出齿轮，11-倒挡输入齿轮，12-倒挡输出齿轮，10-倒挡中间齿轮，13-三四挡同步器，14-一二挡同步器1.7各挡齿数分配：一挡： = = =41.41取=43，则=10.898取=12则=28 修正中心距：=则A=70.604取A=71则=24二挡： = = =41.41取=43，则=14.429，取=15，则 = 28则A=70.604取A=71则=24 三挡：=1.4， = =41.41取=43则=41.41取=43则=17.92则=18则=19则,A=70.604取A=71四挡： = = =41.41取=43则=41.41取=43则=23.89则=18则=19则,A=70.604取A=71倒挡齿轮：（直齿）倒挡选用的模数往往与一挡相近，故选用为=3.00倒挡传动比比一挡略大些取=3.0初选倒挡齿轮后齿数一般在2123之间取=21取=39=141.8求各挡齿轮的变位系数并进行修正各挡齿轮的变位系数根据变位系数线图来选取：变位系数线图一挡：=70.604 A=71 A进行角度变位： 则计算得=20.8602 则计算得通过选择变位系数线图查得： 由u= 则在线图的左侧可以查得：，则则则：（1.0+0.33-0.028）3=3.906（1.0+0.25-0.33）3=2.7639.62847.44034.108（1.0-0.17-0.028）3=2.406（1.0+0.25+0.17）3=4.26102.372107.18493.852二挡：=70.604 A=71 A进行角度变位： 则计算得=20.8602 则计算得通过选择变位系数线图查得： 由u= 则在线图的左侧可以查得：，则则 则：（1.0+0.26-0.028）3=3.696（1.0+0.25-0.26）3=2.9749.53559.92743.595（1.0-0.10-0.028）3=2.616（1.0+0.25+0.10）3=4.0592.46597.69784.365三挡：=70.604 A=71 A进行角度变位： 则计算得=20.8602 则计算得通过选择变位系数线图查得： 由u= 则在线图的左侧可以查得：，则则 则：（1.0+0.25-0.028）3=3.66（1.0+0.25-0.25）3=359.44266.76253.442（1.0-0.09-0.028）3=2.646（1.0+0.25+0.09）3=4.0282.55887.85074.518四挡：=70.604 A=71 A进行角度变位： 则计算得=20.8602 则计算得通过选择变位系数线图查得： 由u= 则在线图的左侧可以查得：，则则 则：（1.0-0.05-0.028）3=2.77（1.0+0.25+0.05）3=3.979.25684.79671.456（1.0+0.21-0.028）3=3.546（1.0+0.25-0.21）3=3.1262.74469.83656.504 倒挡： =96 则 则倒挡传动比合适 （1.0+0.3-0）3=3.9（1.0+0.25-0.3）3=2.85=6673.860.3（1.0-0.21-0）3=2.37（1.0+0.25+0.21）3=4.38=3943.7433.3（1.0-0.21-0）3=2.37（1.0+0.25+0.21）3=4.38=9094.7481.24倒挡轴中心距： 第二章 齿轮校核齿轮损坏形式主要有：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部被破坏及齿面胶合。齿轮常出现轮齿弯曲折断，需校核轮齿强度与齿面接触应力。2.1计算各轴的转矩发动机最大扭矩为164N.m，最高转速5101r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。输入轴 =164N.m输出轴 =1640.960.99=155.87N.m倒挡轴 =1640.960.992.31=249.38N.m2.2轮齿强度计算轮齿弯曲强度计算（a）直齿轮弯曲应力图4.1 齿形系数图 （4.1）式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图4.1。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡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挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮10，11，12的弯曲应力，=22，=13，=30， =0.160,=0.155，=0.168， = =584.05MPa400850MPa= =222.12MPa400850MPa =258.41MPa400850MPa =315.84MPa400850MPa(b)斜齿轮弯曲应力 （4.2）式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮7，8的弯曲应力=12，=31，=0.168，=0.126，=164Nm， =24.708=221.15MPa100250MPa=264.08MPa180350MPa（2）计算二挡齿轮5，6的弯曲应力=15，=28，=0.168，=0.175，=1641N.m，=24.708=176.92MPa180350MPa=171.22MPa180350MPa（3）计算三挡齿轮3，4的弯曲应力=18，=25，=0.147，=0.155，=1641N.m，=24.708 =168.50MPa180350MPa=149.89MPa180350MPa（4）计算四挡齿轮1，2的弯曲应力=24，=18，=0.165，=0.155，=164N.m，=124.69N.m，=24.708 = =97.57MPa180350MPa = =112.82MPa180350Mpa（c）轮齿接触应力j （4.3）式中：轮齿的接触应力（MPa）； 计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；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计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。弹性模量=210 Nmm-2表4.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮7,8的接触应力mm，mm=21.22=8.21=1564.17MPa19002000MPa=1359.49MPa19002000MPa（2）计算二挡齿轮5，6的接触应力mm，mm=10.27=8.21=1301.26MPa13001400MPa=1359.49MPa13001400MPa（3）计算三挡齿轮3,4的接触应力mm，mm=15.74=17.32=1030.52MPa13001400MPa=975.66MPa13001400MPa（4）计算四挡齿轮1，2的接触应力mm，mm=16.42=13.03=918.60MPa13001400MPa=931.80MPa13001400MPa（5）倒挡齿轮10，11，12的接触应力mm,mm=330=90mm=11.287=6.669 =18.464=1553.00MPa9002000MPa=1870.41MPa19002000Mp=1172.39MPa19002000MPa=1229.58MPa19002000MPa齿轮材料为20CrMnTi,其表面渗碳处理：Mn=m=3,渗碳层：0.81.2mm齿轮表面硬度为：HRC5863,心部硬度：HRC3348.第三章 轴的设计及校核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（1） 初选轴的直径按扭转强度法进行最小直径计算dC=24.71,取d=25（2） 轴的设计结构 由图可知，支撑点距离为203mm,一挡齿轮到两支点的距离分别为：55.8，114.5。（3） 一挡齿轮的各个分力：轴的受力简图如图所示：102.372（4）轴的强度校核则在水平面上：FA203=Fr58.5FA=1035.80N则水平面上受到的力矩：Mc=1496731N.mm在竖直面上：=5345.09N水平面上受到的力矩为：Ms=772365N.mm该轴所受的弯矩为：T=459200 N.mm故危险截面受到的合成弯矩为：=1745742.255N.mm在弯矩和转矩联合作用下，轴的应力应为：=195.138Mpa400Mpa故轴的强度符合要求（5） 轴的刚度校核 若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（5.2）、（5.3）、（5.4）计算 （5.2） （5.3） （5.4）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），=2.1105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、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0.002rad18。故该轴符合刚度条件，该轴合格。第四章 轴承校核4.1轴承的校核1.输入轴的轴承校核由工作条件和轴颈直径初选输入轴轴承型号，32305（左），32304（右），转速n=5101r/min,查机械设计手册左侧轴承，e=0.3,y=2。右侧轴承，e=0.30，y=2。轴承的预期寿命为：Lh=1636510=58400h计算轴承当量动载荷P39.628则：Fr1203=Fr758.5=955.64N Fr2203=Fr7144.5=2360.05N故轴承的附加轴向力：Fs1= Fr1/2Y=238.91NFs2= Fr2/2Y=590.01NFs1+Fa1=4047.3N Fs2=590.01NFa2= Fs1+Fa1=4047.3NFa1= Fs2=590.01N则：，故右侧轴承X=0.67，左侧轴承X=0.4，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计（1.21.8）取=1.2=1.20.4955.01+24047.3=10171.92N=1.20.672360.05+2590.01=3313.50N左侧轴承寿命命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。=708460565.9h=58400h合格19,20。右侧轴承寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。=58400h合格19,20。2.输出轴轴承校核由工作条件和轴颈直径初选输入轴轴承型号，32306（左），32305（右），转速n=1821.78r/min,查机械设计手册右侧轴承，e=0.3,y=2。左侧轴承，e=0.30，y=1.9。轴承的预期寿命为：Lh=1636510=58400h102.372则：Fr1203=Fr758.5=1035.79N Fr