课程设计(二轴五档变速器 )

黑龙江工程学院 1 目录 1 方案的选择 1 1 1 设计任务书 1 1 2 总体方案论证 1 1 3 零部件结构方案分析 2 1 3 1 齿轮形式 2 1 3 2 换挡机构形式 2 1 3 3 变速器轴承 2 2 变速器主要参数的选择 2 2 1 传动比范围的选择 2 2 2 1 功率转速 2 2 2 2 主减速器传动比的初选 3 2 2 3 最小传动比的选择 4 2 2 4 最大传动比的选择 4 2 2 挡数 5 2 3 分配各挡传动比 5 2 4 传动路线图 6 3 变速器参数的计算与校核 6 3 1 初定中心距 6 3 2 初定齿轮参数 斜齿轮齿形参数 7 3 2 1 模数 7 3 2 2 压力角 8 3 2 3 齿宽 8 3 2 4 螺旋角 9 3 2 5 齿顶高系数与顶隙系数 10 3 3 分配各挡齿数 10 3 3 1 确定一挡齿轮的齿数 11 3 3 2 对中心距及一挡齿轮螺旋角进行修正 11 3 3 3 确定二挡齿轮的齿数 12 3 3 4 确定三挡齿轮的齿数 12 3 3 5 确定四挡齿轮的齿数 12 3 3 6 确定五挡齿轮的齿数 13 3 3 7 确定倒挡齿轮的齿数 13 3 3 8 变位系数 13 3 4 齿轮的校核 16 3 4 1 齿轮的损坏形式 16 3 4 2 齿轮的强度计算 16 3 4 3 齿轮的材料 21 3 5 轴的设计与校核 21 黑龙江工程学院 2 3 5 1 初选轴的直径 21 3 5 2 轴的可靠性分析 21 3 6 轴承的计算与校核 27 3 6 1 轴承形式的选择 27 3 6 2 轴承尺寸的选择 27 3 6 3 轴承寿命的计算 29 4 设计参数汇总 优化后 34 4 1 汽车主要参数 34 4 2 变速器主要设计参数 34 参考文献 37 黑龙江工程学院 3 黑龙江工程学院 1 1 1 方案的选择方案的选择 1 11 1 设计任务书设计任务书 根据给定的汽车性能参数 进行汽车变速箱传动方案设计 计算各部件的设计参 数 绘出指定总成的装配图和部分零件图 表 1 1 乘用车传动系统的主要参数 发动机功率 km 转矩mN 转矩转速 min r 最高车速 hkm 总质量kg车轮 80145 531501651658185 60R14S 1 21 2 总体方案论证总体方案论证 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速 目的是在原地起步 爬坡 转弯 加速等各种形式工况下 使汽车获得不同的牵引力和速度 同时使发动机在最 有利的工况范围内工作 变速器设有空挡 可在启动发动机 汽车滑行或停车时使发 动机的动力停止向驱动轮传输 变速器设有倒挡 使汽车获得倒退行驶能力 需要时 变速器还有动力输出功能 对变速器提出如下基本要求 1 保证汽车有必要的动力性和经济性 2 设置空挡 用来切断发动机动力向驱动轮的传输 3 设置倒挡 使汽车能倒退行驶 4 设置动力输出装置 需要时能进行功率输出 5 换挡迅速 省力 方便 6 工作可靠 汽车行驶过程中 变速器不得有跳挡 乱挡以及换挡冲击等现象 发生 7 变速器应当有高的工作效率 8 变速器的工作噪声低 除此之外 变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小 制造成本低 拆装容易 维修 方便等要求 满足汽车必要的动力性和经济性指标 这与变速器的挡数 传动比范围和各挡传 动比有关 汽车工作的道路条件越复杂 比功率越小 变速器的传动比范围越大 黑龙江工程学院 2 1 31 3 零部件结构方案分析零部件结构方案分析 1 3 11 3 1 齿轮形式齿轮形式 变速器两周传动齿轮采用斜齿常啮合齿轮 优点是使用寿命长 运转平稳 工作 噪声低 倒挡齿轮采用支持常啮合圆柱齿轮 主减速器采用斜齿圆柱齿轮 1 3 21 3 2 换挡机构形式换挡机构形式 变速器采用同步器换挡 其优点是换挡迅速 无冲击 换挡噪声小 提高了汽车 加速性 燃油经济性和行驶安全性 1 3 31 3 3 变速器轴承变速器轴承 初选输出端为短圆柱滚子轴承其余为向心球轴承 具体选型与计算在轴承的寿命 计算轴详细分析 2 2 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择 2 12 1 传动比范围的选择传动比范围的选择 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值 最高挡通 常为直接当 而本次设计为了提高汽车的燃油经济性 将最高挡设为超速挡 挡位数 为五挡 超速挡的传动比一般为 0 7 0 8 最低挡的传动比则要求考虑发动机的最大转矩 和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力 驱动桥与地面的附着率 主减速器比和 驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低行驶车速等而对于乘用车 其范围一般在 3 0 4 5 之间 2 2 12 2 1 功率转速功率转速 发动机最大转矩用下式计算确定 maxe T 黑龙江工程学院 3 P e e n P T max max 9549 式中 为最大转矩 为转矩适应性系数 一般在 1 1 1 3 之间选取 maxe TmN 为发动机最大功率 为最大功率转速 maxe PkW P nmin r 要求与之间有一定差值 如果它们很接近 将导致直接当的最低稳定车速 P n T n 偏高 使汽车通过十字路口时换挡次数增多 因此 要求在 1 4 2 0 之间选取 TP nn 由上式得 min6300 5 145 802 1 95499549 max max r T P n e e P 2 3150 6300 t P n n 在 1 4 2 0 范围内 符合要求 2 2 22 2 2 主减速器传动比的初选主减速器传动比的初选 主减速比对主减速器的结构形式 轮廓尺寸 质量大小记忆当变速器处于最高挡 位是汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响 可通过燃油经济性 加速时间曲线 来确定 而在设计计算中 的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比 一起由整 0 ii 车动力计算来确定 可利用在不同下的功率平衡图来研究对汽车动力性的影响 0 i 0 i 通过优化设计 对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择值 可使汽车获得 0 i 最佳的动力性和燃油经济性 对于具有大功率储备的轿车 长途公共汽车油漆是赛车来说 在给定发动机最大 功率及其转速的情况下 所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高 maxe P p n 0 i 车速 这时值应按下式来确定 maxa u 0 i maxmax 0 377 0 iu rn i a p 黑龙江工程学院 4 式中 r 车轮的滚动半径 mr2888 0 5 00254 0 1460185 0 最高挡传动比 即 max i 5 i 对于其它汽车来说 为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降 一般选 0 i 择比上式求得的大 10 20 即按下式选择 maxmax 0 472 0 377 0 iU rn i a P 式中 hkmUa 165 max min 6300rnP mr2888 0 75 0 5 i 最后取主减速器传动比54 4 0 i 2 2 32 2 3 最小传动比的选择最小传动比的选择 整车传动系统的最小传动比可根据最高车速及其功率平衡图来确定 且在选择是 要注意有利于汽车的燃油经济性 选择结果为 75 0 5 i 2 2 42 2 4 最大传动比的选择最大传动比的选择 汽车变速器最大传动比的选择需要考虑三方面的因素 最大爬坡度 附着率 汽 车的最低稳定车速 得 Ttq iT rfG i 0max maxmax 1 sincos 式中为汽车的最大爬坡度 取 max 7 16 max 为滚动阻力系数 取 f015 0 f 2 91 96 95 0 gT 其他参数与最小传动比选择时相同 Te iT rG i 0max 1 1 式中为地面提供给驱动轮的法向作用力 取平均前轴负荷 61 5 1 G 黑龙江工程学院 5 Ngm L b G99938 91658615 0 01 为地面附着系数 对于路面潮湿时 取 0 6 0min min 1 377 0 iu rn i a 式中为发动机最低稳定转速 取 min nmin 400 min rn 为汽车最低稳定车速 mina u 已知 NgmG 4 16248 0 mr288 0 mNTT etq 5 145 maxmax 54 4 0 i 综上述要求 可得 根据设计要求 取4 439 2 1 i5 3 1 i 2 22 2 挡数挡数 按设计要求 变速器挡位数为 5 挡 其中最高挡为超速挡 2 32 3 分配各挡传动比分配各挡传动比 在已知挡位数为 5 与 的情况下 可知 若传动比分配为等比级5 3 1 i75 0 5 i 数 现实中高挡传动比间隔可以比抵挡稍小 则47 1 4 5 1 i i q 各挡传动比的初选结果如下所示 表 2 1 汽车变速器传动比 初选 挡数12345R 传动比3 52 381 6210 753 4 黑龙江工程学院 6 2 4 传动路线图传动路线图 图 2 1 变速器传动路线示意图 图 2 2 倒挡齿轮位置示意图 3 3 变速器参数的计算与校核变速器参数的计算与校核 3 13 1 初定中心距初定中心距 变速器的中心距 A 系指变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离 其主要由传递 黑龙江工程学院 7 的扭矩 结构和工艺情况决定 而其大小不仅对变速器的外形尺寸 体积和质量有影 响 还关系到齿轮的接触强度 中心距过大将使变速器的质量增加较多 中心距过小 则会使齿轮的接触强度变大 寿命变短 且影响变速器壳体的性能 因此最小允许的中心距应当由保证齿轮油必要的接触强度来确定 而且最小中心 距要同时满足最低挡的传动比要求 而对于发动机前置前轮驱动 FF 的乘用车 其中心距 A 也可以根据发动机排 量与中心距的统计数据初选 统计数据表明 乘用车变速器的中心距一般在 60 80mm 范围内变化 原则上来说 车越轻 中心距也越小 设计中用下属经验公式初选中心距 A 3 1maxgeA iTKA 式中为变速器中心距 mm A 为中心距系数 对于轿车 取 A K3 9 9 8 A K 为变速器传动效率 取 g 95 g 已知 最后取mNTe 5 145 max 2 3 1 g immA71 3 23 2 初定齿轮参数 斜齿轮齿形参数 初定齿轮参数 斜齿轮齿形参数 3 2 13 2 1 模数模数 齿轮模数与齿轮的强度 质量 噪声 工艺要求等因素有关 而在设计中主要考 虑对齿轮强度的影响 齿轮模数大则其弯曲应力小 但齿轮齿数会随之减少 并减小 齿轮啮合的重合度 增加啮合噪声 因此 在弯曲强度允许的条件下应使齿轮模数尽 量小 设计中已确定变速器齿轮均为圆柱斜齿轮 即斜齿轮应满足一下的强度要求 3 cos2 wgc g n YKZK KT m 在选择模数时 若从工艺方面考虑 各挡齿轮应该选择同一种模数 而从强度方 面考虑 各挡齿轮应选用不同的模数 一般来说 变速器抵挡齿轮应选用较大的模数 其他挡位选用另一种模数 变速器齿轮所选的模数应符合国家标准 见表 3 1 黑龙江工程学院 8 表 3 1 汽车变速器常用的齿轮模数 摘自 GB T1357 1987 第一系列1 001 251 5 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 4 50 5 50 根据以上要求 初选 1 3 5 挡齿轮法向模数 25 2 321 nnn mmm 2 4 挡齿轮法向模数 mmmm nn 5 2 42 倒挡齿轮模数25 2 m 3 2 23 2 2 压力角压力角 齿轮压力角有 等多种 压力角较小时 重 5 14 15 5 17 20 5 22 25 合度较大并降低了齿轮度 有利于降低齿轮传动的噪声 压力角较大时 可提高齿轮 的抗弯强度和表面接触强度 对于斜齿轮 压力角为时强度最高 而对于乘用车 为加大重合度以降低噪 25 声 理论上应取较小的压力角 本次设计各挡齿轮压力角选为 20 3 2 33 2 3 齿宽齿宽 在变速器齿轮的设计中 齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量 同时又能保证 齿轮工作平稳的要求 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽 直齿 其中取齿宽系数 mkb c 0 8 5 4 c k 斜齿 其中取齿宽系数 mkb c 5 8 0 6 c k 同步器 b 2 4mm 对于啮合的一对齿轮 小齿轮的齿宽应比大齿轮的稍大 一般为 5 10mm 对于 采用统一模数的各挡齿轮 抵挡齿轮的齿宽也应比高挡齿轮稍大一些 齿宽的选取结果见表 3 2 黑龙江工程学院 9 表 3 2 汽车变速器齿轮的模数选择结果 挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡 法向模数 mm 2 252 502 252 502 252 25 输入轴 齿轮 202018151418 齿宽 mm 输出轴 齿轮 181816171616 3 2 43 2 4 螺旋角螺旋角 由于变速器的设计中 不包括主减速器 的齿轮均采用了斜齿轮 故存在螺旋角 采用具有螺旋角的斜齿轮可以加大重合度 提高强度 降低噪声 但有轴向力作 用在轴承上 需要计算确认 螺旋角确定根据以下原则 1 使齿轮的纵向重合度这样在运转的过程中 齿面螺旋线上始终有齿1 接触 可以保证运转平稳 具体设计时 螺旋角可按下式确定 e b m 2 1 8 0 sin 2 由于斜齿轮工作时会产生轴向力 为此在设计时应自在理论上使螺旋角 的选择正好能使一根轴上的齿轮产生的轴向力相互抵消 如图 3 1 所示 图 3 1 中间轴轴向力的平衡 满足下式 黑龙江工程学院 10 2 1 2 1 tan tan r r 对于两轴式变速器 由于轴向力较难抵消 也可参考同种车型的数据 3 斜齿轮的齿轮强度会随着螺旋角的增大而提高 且螺旋角的增大会使 齿轮的接触强度与重合度增大 但当螺旋角大于时其弯曲强度将明显的下降 30 因此 对于轿车来说 为求传动平稳 往往将螺旋角取得稍大 螺旋角的初选结果见表 3 3 表 3 3 汽车变速器齿轮螺旋角的初选结果 挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡 20 20 25 25 25 0 3 2 53 2 5 齿顶高系数与顶隙系数齿顶高系数与顶隙系数 本次设计取斜齿轮的法向齿顶高系数 法向顶隙系数 1 an h25 0 n C 3 33 3 分配各挡齿数分配各挡齿数 在以上参数确定后即可确定传动齿轮的具体分配齿数 在确定齿数时 为了使齿 轮齿面磨损均匀 各挡齿轮的齿数比一般不取整数 如图 3 2 所示 五挡变速器外加倒挡共 13 个齿轮 齿数分别记为 31 ZZ 黑龙江工程学院 11 图 3 2 变速器齿轮齿数的分配 3 3 13 3 1 确定一挡齿轮的齿数确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比为 1 2 1 z z i 且有 1 121 cos2 n mzz A 已知 将数据带入上式 得 5 3 1 i25 2 1 n m 20 1 mmA71 取18 13 1 z13 1 z 取13 46 2 z46 2 z 则修正后的 3 538 满足要求 1 2 1 z z i 3 3 23 3 2 对中心距及一挡齿轮螺旋角进行修正对中心距及一挡齿轮螺旋角进行修正 1 根据一挡齿轮齿数的分配 修正后有 取整为61 70 cos2 1 121 n mzz A 黑龙江工程学院 12 mmA71 修正后的 A 可作为各挡齿轮的分配依据 2 已知 由已知条件取修正后的一挡齿轮螺旋角 1 121 cos2 n mzz A 79 20 1 3 3 33 3 3 确定二挡齿轮的齿数确定二挡齿轮的齿数 同理于一挡 已知 得 38 2 2 i5 2 2 n m 20 2 mmA71 取 68 15 3 z16 3 z 取 71 37 4 z37 4 z 则有 满足要求 313 2 5 4 2 z z i 修正后取二挡齿轮螺旋角 08 21 2 3 3 43 3 4 确定三挡齿轮的齿数确定三挡齿轮的齿数 同理于一挡 已知 得 62 1 3 i25 2 3 n m 25 3 mmA71 取 83 21 5 z22 5 z 取 37 35 6 z35 6 z 则有 满足要求 591 1 7 6 3 z z i 修正后取三挡齿轮螺旋角 42 25 3 3 3 53 3 5 确定四挡齿轮的齿数确定四挡齿轮的齿数 同理于一挡 已知 得 1 4 i5 2 4 n m 25 4 mmA71 取 74 25 87 zz27 7 z26 8 z 黑龙江工程学院 13 则有 满足要求 963 0 7 8 4 z z i 修正后取四挡齿轮螺旋角 08 21 4 3 3 63 3 6 确定五挡齿轮的齿数确定五挡齿轮的齿数 同理于一挡 已知 得 75 0 5 i25 2 5 n m 25 5 mmA71 取 68 32 9 z33 9 z 取 52 24 10 z25 6 z 则有 满足要求 758 0 9 10 5 z z i 修正后取五挡齿轮螺旋角 22 23 5 3 3 73 3 7 确定倒挡齿轮的齿数确定倒挡齿轮的齿数 同理与以上分析 最后取 修正后取倒挡齿轮螺旋角 14 12 z46 13 z 0 R 传动比 429 3 13 12 z z iR 3 3 83 3 8 变位系数变位系数 为了避免齿轮产生根切 更好的与中心距匹配 以及调整齿轮的各种属性 需要 使齿轮变位 变位齿轮有两种 高 度 变位和角 度 变位 其中高变为齿轮副的一对啮合 齿轮的变位系数和为零 角变位则不为零 设计师选取角度变位 变位系数的选择一般考虑一下几点 1 避免根切 避免根切的最小变位系数可由下式确定 minn X 1 min min z z hX an 黑龙江工程学院 14 式中为齿顶高系数 已知 z h1 z h 为未变位又不发生根切的最小齿数 可取 min Z 20 17 min z 由此可得 对一挡齿轮有2353 0 17 13 11 min 1 min1 z z hX a 7059 1 17 46 1 min2 X 对二挡齿轮有0588 0 17 16 1 min3 X 1765 1 17 37 1 min4 X 对三挡齿轮有2941 0 17 22 1 min5 X 0588 1 17 35 1 min6 X 对四挡齿轮有5882 0 17 27 1 min7 X 5294 0 17 26 1 min8 X 对五挡齿轮有9412 0 17 33 1 min9 X 4706 0 17 25 1 min10 X 对倒挡齿轮有1765 0 17 14 1 min12 X 8235 1 17 48 1 min13 X 2 防止齿顶变尖 齿顶法面弦齿厚大于等于 可由下式确定 an S n m3 0 an S naaan mSS3 0cos 式中为齿顶螺旋角 a tan tan 1 t a a mz d 为齿顶端面弦齿厚 a S sin att n n aa invinv zm S dS 黑龙江工程学院 15 上述公式中 为齿顶圆直径 a d naa mXh z d 22 cos 3 齿根壁厚不要小鱼 1 2 倍全齿高 4 主 从动齿的弯曲应力应当平衡 以保证二者的弯曲疲劳寿命相等 变位系数的选择由以上几点考虑 而为了降低噪声 一对啮合齿轮的变位系数之 和可适度取小 精确的计算 可由计算机编程来完成 一挡齿轮的程序计算截图如图 3 3 所示 图 3 3 齿轮的程序计算截图 齿轮角 度 变位系数结果如下表所示 表 3 4 齿轮变位系数选择结果 一挡二挡三挡四挡五挡倒挡 输入轴齿 轮 0 2000 050 0 294 0 588 0 9410 177 输出轴齿 轮 0 199 0 0510 2950 5880 9410 414 挡 位 变 位 系 数 黑龙江工程学院 16 3 43 4 齿轮的校核齿轮的校核 3 4 13 4 1 齿轮的损坏形式齿轮的损坏形式 变速器齿轮的损坏形式主要有 轮齿折断 齿面疲劳剥落 点蚀 移动换挡齿 轮端部破坏 本次设计时无需考虑 以及齿面胶合 3 4 23 4 2 齿轮的强度计算齿轮的强度计算 与其他机械行业比较 不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的 此外 汽车变速器齿轮用的材料 热处理方法 加工方法 精度级别 支撑方式也基本一致 因此 用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮 同样可 以获得较为准确的结果 1 齿轮弯曲强度计算 斜齿轮 假定载荷作用在齿顶 齿形系数的选择如图 3 4 所示 20 1 0 f 图 3 4 齿形系数图 已知斜齿轮弯曲应力为 btyK KF w 1 黑龙江工程学院 17 式中 为圆周力 N 为计算载荷 d 为节圆直径 1 FdTF g 2 1 g TmmN mm 为法向模数 mm z 为齿数 为斜齿轮螺旋角 cos zmd n n m 为应力集中系数 b 为齿面宽 mm t 为法向齿距 mm K50 1 K y 为齿形系数 可按当量齿数在图 4 4 中查得 为重合度影mt 3 coszzn K 响系数 0 2 K 将上述有关参数带入上式 整理后得到斜齿轮弯曲应力为 KyKzm KT cn g w 3 cos2 在已知发动机输出最大转矩和其他相关参数的情况下 由许用mNTe 5 145 max 应力可得 MPa w 350 180 对一挡小齿轮 根据 15 98 查图 3 4 得 则有 79 20cos 13 3 1 n z142 0 1 y 满足强度要求 w cn e w MPa KKymz KT 78 317 cos2 1 3 11 1max 1max 对一挡大齿轮 根据查图 3 4 得 则有53 56 79 20cos 46 3 2 n z148 0 2 y 满足强度要求 w cn e w MPa KKymz KT 39 326 cos2 2 3 22 2max 2max 对二挡小齿轮 根据查图 3 4 得 则有66 19 08 21cos 16 3 3 n z133 0 3 y 满足强度要求 w cn e w MPa KKymz KT 11 206 cos2 3 3 33 3max 3max 对二挡大齿轮 根据查图 3 4 得 则有47 45 08 21cos 37 3 4 n z153 0 4 y 满足强度要求 w cn e w MPa KKymz KT 00 178 cos2 4 3 44 4max 4max 对于各挡齿轮的强度计算 由斜齿轮弯曲应力的公式宇齿轮参数易知 在同等条 件下 一挡小齿轮所受的弯曲应力比其它挡位 不包括倒挡 均要大 即在一挡小齿 轮满足轮齿弯曲应力要求的情况下 其它各挡齿轮也能满足要求 黑龙江工程学院 18 同理对于倒挡小齿轮 有 满足强度要求 233 cos2 4 3 max w cn e w MPa KKyzm KT 综上所述 变速器传动齿轮满足弯曲强度要求 2 齿轮接触强度计算 斜齿轮 已知斜齿轮接触应力为 j 11 418 0 bz j b FE 式中 F 为齿面上的法向力 N 为圆周力 N cos cos 1 FF 1 F 为计算载荷 d 为节圆直径 mm 为节点处压力角 dTF g 2 1 g TmmN 为齿轮螺旋角 E 为齿轮磁疗的弹性模量 MPa 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 直齿轮 z b sin zz r 斜齿轮 为主 从动 sin bb r 2 cos sin zz r 2 cos sin bb r a r b r 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 变速器齿轮的需用接2 maxe T 触应力见表 3 5 j 表 3 5 变速器齿轮的需用接触应力 MPa j 齿轮 渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡1900 2000950 1000 常啮合齿轮和高挡1300 1400650 700 根据上述分析可知 对变速器一挡齿轮 有 mm zz Az rz64 15 4613 1371 21 1 1 mm zz Az rb36 55 4613 4671 21 2 1 mm rz z 12 6 79 20cos 20sin64 15 cos sin 2 1 2 11 1 黑龙江工程学院 19 mm rb b 66 21 79 20cos 20sin36 55 cos sin 2 1 2 11 1 对一挡小齿轮 输入轴 有圆周力 N d F e T 54 4651 64 152 10 5 1452 3 2 1 max 法向力 N F F82 5294 79 20cos20cos 54 4651 coscos 11 1 齿宽 mmb20 1 对于一挡大齿轮 输出轴 有圆周力 N d i F e T 38 4649 36 552 538 3 10 5 1452 3 12 1 max 法向力 N F F36 5292 79 20cos20cos 38 4649 coscos 11 1 齿宽 mmb18 1 由以上数据可得 对于一挡小齿轮 有 MPaMPa b FE j bz j 2000 190078 1426 11 418 0 11 max1 对于一挡大齿轮 有 MPaMPa b EF j bz j 2000 190061 1503 11 418 0 111 max2 故一挡齿轮接触强度满足要求 同理于一挡 可知对变速器二挡齿轮 有mm zz Az rz43 21 3716 1671 43 3 2 mm zz Az rb57 49 3716 3771 43 4 2 mm rz z 42 8 08 21cos 20sin43 21 cos sin 2 2 2 22 2 黑龙江工程学院 20 mm rb b 47 19 08 21cos 20sin57 49 cos sin 2 2 2 22 2 对二挡小齿轮 输入轴 有圆周力 N d F e T 77 3349 43 212 10 5 1452 3 2 1 max 法向力 N F F74 3871 08 21cos20cos 77 3349 coscos 11 1 齿宽 mmb20 2 对于一挡大齿轮 输出轴 有圆周力 N d i F e T 66 3396 54 492 313 2 10 5 1452 3 22 1 max 法向力 N F F41 3866 79 20cos20cos 66 3396 coscos 11 1 齿宽 mmb18 2 由以上数据可得 对于二挡小齿轮 有 MPaMPa b FE j bz j 1400 130028 1099 11 418 0 111 max1 对于二挡大齿轮 有 MPaMPa b EF j bz j 1400 130095 1157 11 418 0 111 max2 故二挡齿轮接触强度满足要求 同理与弯曲强度的分析 易知变速器其他挡位齿轮 不包括倒档 也能符合接触 强度的要求 MPaMPa b EF j bz j 2000 190068 1133 11 418 0 12 max12 MPaMPa b EF j bz j 2000 190068 1133 11 418 0 13 max13 MPaMPa b EF j bz j 2000 190075 1243 11 418 0 11 max11 综上所述 变速器齿轮满足接触强度要求 黑龙江工程学院 21 3 4 33 4 3 齿轮的材料齿轮的材料 变速器齿轮选用渗碳合金钢 20CrMnTi 15MnCr5 等常用材料均可 TiBMn220 选择 20CrMnTi 3 53 5 轴的设计与校核轴的设计与校核 变速器工作时 由于齿轮上有圆周力 径向力和轴向力作用 其轴要承受转矩和 弯矩 变速器的轴应有足够的刚度和强度 因为刚度不足的轴会产生弯曲变形 破坏 了齿轮的正确啮合 对齿轮的强度 耐磨性和工作噪声等均有不利影响 所以设计变 速器轴时 其刚度大小应以保证齿轮能实现正确地啮合为前提条件 设计阶段可根据 经验和已知条件先初选轴的直径 然后再进行可靠性分析 3 5 13 5 1 初选轴的直径初选轴的直径 在已知变速器中心距 A 71 时可根据经验公式取变速器两轴中部直径 mmd34 取支承间距离 L 200mm 轴的最大直径 d 和支承间距离 L 的比值 18 0 16 0 L d 3 5 23 5 2 轴的可靠性分析轴的可靠性分析 1 轴的刚度计算 对齿轮工作影响最大的是轴的垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角 前者 使齿轮中心距发生变化 破坏了齿轮的正确啮合 后者使齿轮相互歪斜 如图 3 5 所 示 致使沿齿长方向的压力分布不均匀 轴的挠度和转角可按 材料力学 有关共识计算 计算时仅计算齿轮所在位置处 轴的挠度和转角 变速器齿轮在轴上的位置如图 3 6 所示时 若轴在垂直面内的挠度 在水平面内 的挠度和转角 可分别用下式计算 EIL baF fc 3 22 1 EIL baF fs 3 22 2 黑龙江工程学院 22 EIL ababF 3 1 式中为齿轮齿宽中间平面上的径向力 1 F 为齿轮齿宽之间平面上的圆周力 2 F E 为弹性模量 对于渗碳钢 取 E 210GPa I 为惯性矩 对于实心轴 64 4 d I 为轴的直径 花键初按平均直径计算 d 为齿轮上的作用力矩支座 A B 的距离 ab L 为支座距离 轴的全挠度为 mmfff sc 2 0 22 轴在垂直面和水平面内的挠度允许值为 mmfc10 0 05 0 齿轮所在平面的转角不应超过 0 002rad mmfs15 0 10 0 图 3 5 变速器轴的变形简图 a 为轴在垂直面内的变形 b 为轴在水平面内的变形 黑龙江工程学院 23 图 3 6 变速器轴的挠度与转角 已知 E 210GPa 计算时令两周 两支撑 A B 之间的距离mmdd34 min L 200mm 为方便计算 齿轮的分布初选如图 3 7 所示 4 4 99 65563 64 mm d I 图 3 7 齿轮在轴上的分布 根据以上参数 具体刚度校核过程如下 对一挡齿轮处 有 N zm TFF n eT 33 2279 79 21cos2 1325 2 5 145 cos2 max2 黑龙江工程学院 24 NFFF TR 63 888 79 20cos 20tan 33 2279 cos tan 1 取 a 22mm b 178mm 得 10649 1 20099 655632100003 1782263 888 3 3 2222 1 cc fmm EIL baF f 10231 4 20099 655632100003 1782233 2279 3 3 2222 2 ss fmm EIL baF f mmfmmfff sc 2 0 10541 4 322 131 1 002 0 10571 6 20099 655632100003 1561782263 888 3 51 rad EIL ababF 同理 对于二挡齿轮处 有 N zm TFF n eT 03 3117 08 21cos2 165 2 5 145 cos2 max2 NFFF TR 87 1215 08 21cos 20tan 33 2279 cos tan 1 取 a 64mm b 136mm 得 10115 1 20099 655632100003 1366487 1215 3 2 2222 1 cc fmm EIL baF f 10859 2 20099 655632100003 1366403 3117 3 2 2222 2 ss fmm EIL baF f mmfmmfff sc 2 0 10081 3 222 131 1 002 0 10654 1 20099 655632100003 721366487 1215 3 41 rad EIL ababF 同理 对于三挡齿轮处 有 N zm TFF n eT 14 3987 42 25cos2 2225 2 5 145 cos2 max2 NFFF TR 76 1606 42 25cos 20tan 14 3987 cos tan 1 取 a 86mm b 114mm 得 黑龙江工程学院 25 10862 1 20099 655632100003 1148676 1606 3 2 2222 1 cc fmm EIL baF f 10643 4 20099 655632100003 1148614 3987 3 2 2222 2 ss fmm EIL baF f mmfmmfff sc 2 0 10991 4 222 131 1 002 0 10339 5 20099 655632100003 281148676 1606 3 51 rad EIL ababF 同理 对于四挡齿轮处 有 N zm TFF n eT 89 5076 08 21cos2 265 2 5 145 cos2 max2 NFFF TR 85 1976 08 21cos 20tan 89 5076 cos tan 1 取 a 118mm b 82mm 得 10244 2 20099 655632100003 8211885 1976 3 2 2222 1 cc fmm EIL baF f 10752 5 20099 655632100003 8211889 5076 3 2 2222 2 ss fmm EIL baF f mmfmmfff sc 2 0 10171 6 222 131 1 002 0 10141 2 20099 655632100003 368211889 5076 3 41 rad EIL ababF 同理 对于五挡齿轮处 有 N zm TFF n eT 88 4452 22 23cos2 2525 2 5 145 cos2 max2 NFFF TR 57 1763 22 23cos 20tan 88 4452 cos tan 1 取 a 140mm b 60mm 得 10513 1 20099 655632100003 6014057 1763 3 2 2222 1 cc fmm EIL baF f 黑龙江工程学院 26 10801 3 20099 655632100003 6014088 4452 3 2 2222 2 ss fmm EIL baF f mmfmmfff sc 2 0 10032 4 222 131 1 002 0 10434 1 20099 655632100003 806014057 1763 3 41 rad EIL ababF 由以上分析可知 轴在五档齿轮处均能满足刚度要求 而由一挡齿轮的刚度分析易知 由于离支撑点的距离近 故事机上在已知高挡齿 轮的刚度时可以不用校核 同理可确定 倒档齿轮能满足齿轮的刚度要求 在实际的二轴式变速器中 与输入轴常啮合的输出轴上的齿轮常通过青铜衬套或滚针 轴承装在轴上 这样也恩能增加轴的刚度 2 轴的强度计算 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 c F s F 的弯矩 轴在转矩和弯矩同时作用下 其应力为 c M s M n T 3 32 d M W M 式中 222 nsc TMMM mmN W 为抗弯截面系数 取 32 3 d W mmdd34 min 在低挡工作时 去 MPa400 由轴的刚度校核中已知 对一档齿轮处 有 N zm TF n eT 33 2279 cos2 max NFF TR 63 888 cos tan NFF Ta 95 874tan a 25mm b 200mm mmN L bFrFa M aR c 02 24075 黑龙江工程学院 27 mmN L abF M T s 56983 mmNTn 155000 mmNTMMM nsc 19 166888 222 由以上数据可知在一挡齿轮处有MPaMPa d M W M 400 01 346 32 3 1 说明轴在一挡齿轮处满足强度要求 同理与刚度分析 易知轴在其他齿轮处亦能 满足强度要求 而在事机制造时 由于输出轴上的齿轮通过青铜衬套装在轴上 所以轴颈要比上 述设计的小 3 63 6 轴承的计算与校核轴承的计算与校核 3 6 13 6 1 轴承形式的选择轴承形式的选择 变速器轴承多采用向心球轴承 向心短圆柱滚子轴承 滚针轴承 对于本次设计的两轴变速器 输入轴的前轴承可采用向心球轴承 对于一般汽车 此轴承都安置在发动机飞轮内腔中 输入轴后端轴承选用外座圈上有止动槽的向心球 轴承 用来承受径向负荷以及输入轴上的轴向负荷 为方便输入轴的拆装 后端轴承 的外圈直径应比输入轴齿轮的齿顶圆直径大 输出轴前端可采用短圆柱滚子轴承 后端采用带止动槽的单列向心球轴承 轴上 的轴向力由后端轴承承受 向心球轴承除了径向载荷 也能承受双向的轴向载荷 而且由于摩擦力矩较低 能适用于高速旋转场合以及低噪音 地震动的场合 并能满足高精度的应用要求 3 6 23 6 2 轴承尺寸的选择轴承尺寸的选择 1 输入轴前端的向心球轴承 黑龙江工程学院 28 图 3 8 向心球轴承尺寸示意图 根据变速器轴的直径与中心距要求 根据轴承手册 如图 初选内径 d 22mm 外径 D 56mm 宽 B 16mm 的轴承 轴承代号为 63 22NR 2 输入轴后端外座圈上有止动槽的向心球轴承 图 3 9 外圈上有止动槽的向心球轴承尺寸示意图 初选内径 d 25mm 外径 D 62mm 宽 B 17mm 的轴承 轴承代号为 6305 N 3 输出轴前端的圆柱滚子轴承 图 3 10 圆柱滚子轴承尺寸示意图 同理与输入轴轴承 初选内径 d 30mm 外径 D 55mm 宽 B 12mm 的轴承 代 黑龙江工程学院 29 号为 NU 1006 4 输出轴后端外座圈上有止动槽的向心球轴承 输出轴后端外座圈上有止动槽的向心球轴承 初选内径 d 28mm 外径 D 52mm 宽 B 12mm 的轴承 代号为 60 28 N 3 6 33 6 3 轴承寿命的计算轴承寿命的计算 变速器轴承一般是根据结构布置并与同类型汽车对比后 按轴承标准选用 最后 进行轴承寿命的验算 对于使用五档变速器的轿车 相对于四挡轿车 由于没有了直接当而多了超速档 轴承承载的时间明显增加 具体比较如表 3 6 所示 表 3 6 轴承承载时间的比较 由于轴承的实际使用寿命受到许多条件的影响 例如制造精度 钢材质量 润滑 条件工作情况等 都极大地影响轴承的使用寿命 即使同一批生产的轴承 其使用寿 命往往相差几倍 甚至几十倍 上百倍 而计算却是以 10 损坏率为基础的 所以计 算结果与实际情况相差很大 在计算轴承寿命是 必须结合实际使用经验参考目前同 类产品中通部位的轴承使用寿命加以调整 轴承的寿命公式为 10 P C L 式中 C 为轴承基本额定动载荷 P 为轴承当量动载荷 为指数 对于球轴承 对于滚子轴承 3 3 10 汽车行驶里程数公式为 gh k i rL S 6 10 10 2 黑龙江工程学院 30 式中为轮胎滚动半径 已知 为汽车传动比 k rmrk288 0 gh i 0 iii ggh 对于实际工况 轴承能够保证的总行驶立场公式为 i I S a S 100 式中为汽车各档行驶里程百分数 为汽车各档的行驶里程数 i i S 对于滚动轴承的寿命计算参数如表 4 7 所示 表 3 7 动载荷系数表 以下的计算暂时不考虑轴承的温度系数与载荷系数 但由结果可知不影响校核 比较变速器中已选择的寿命 寿命校核时可选额定载荷最小的轴承 即输出轴后 端轴承校核 即单列的向心球轴承 轴承代号为 60 28NR 由轴承手册可知 对其有 基本额定静载荷 基本额定动载荷 kNC4 7 0 kNCr 5 12 1 由轴的强度分析已知 变速器处于一挡时有 黑龙江工程学院 31 N zm TF n et 33 2279 cos2 max N ran FF tr 63 888 cos NFF ta 95 874tan 得 118 0 7400 95 874 0 C Fa 易知 e F F r a 985 0 63 888 95 874 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知 对其有径向动载荷系数 X 0 56 轴向动载荷系数 Y 1 43 其当量动载荷为NYFXFP Ar 81 174895 87443 1 63 88856 0 轴承寿命 10 18 365 81 1748 12500 63 10 r P C L 汽车行驶里程数 km i rL S gh k 13 41140 538 3 54 4 288218 365 10 2 6 10 2 变速器处于二挡时有 N zm TF n et 03 3117 cos2 max N ran FF tr 87 1215 cos NFF ta 51 1134tan 得 15 0 7400 51 1134 0 C Fa 易知 e F F r a 93 0 87 1215 51 1134 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知 对其有径向动载荷系数 X 0 56 轴向动载荷系数 Y 1 28 黑龙江工程学院 32 其当量动载荷为NYFXFP Ar 06 213351 113428 1 87 121556 0 轴承寿命 10 24 201 06 2133 12500 63 10 r P C L 汽车行驶里程数 km i rL S gh k 61 34678 313 2 54 4 288224 201 10 2 6 10 3 变速器处于三挡时有 N zm TF n et 14 3987 cos2 max N ran FF tr 76 1606 cos NFF ta 91 1536tan 得 208 0 7400 91 1536 0 C Fa 易知 e F F r a 957 0 76 1606 91 1536 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知 对其有径向动载荷系数 X 0 56 轴向动载荷系数 Y 1 20 其当量动载荷为NYFXFP Ar 08 274491 15362 176 160656 0 轴承寿命 10 52 94 08 2744 12500 63 10 r P C L 汽车行驶里程数 km i rL S gh k 36 23679 592 1 54 4 288252 94 10 2 6 10 4 变速器处于四挡时有 N zm TF n et 89 5067 cos2 max N ran FF tr 85 1976 cos NFF ta 50 1953tan 黑龙江工程学院 33 得 264 0 7400 50 1953 0 C Fa 易知 e F F r a 988 0 85 1976 50 7953 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知 对其有径向动载荷系数 X 0 56 轴向动载荷系数 Y 1 15 其