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膨胀轮式变速传动机构设计及性能分析,膨胀,轮式,变速,传动,机构,设计,性能,分析
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膨胀轮式变速传动机构设计及性能分析目录摘要III第一章 绪论11.1变速器的功能11.2变速器的分类11.3研究意义1第二章 变速器结构方案选择22.1变速器轴数选择22.2档数的选择22.3换挡结构方案选择22.4倒档形式选择32.5确定变速器传动方案42.6设计参数4第三章 主要参数设计计算53.1最大传动比53.2最小传动比53.3各档传动比53.4中心距63.5确定齿轮参数63.5.1齿轮模数63.5.2压力角73.5.3螺旋角及旋向73.5.4齿宽b73.5.5变位系数83.6各档齿轮齿数分配83.6.1确定一档齿轮齿数83.6.2确定二档齿轮齿数93.6.3确定三档齿轮齿数93.6.4确定四档齿轮齿数103.6.5确定五档齿轮齿数103.6.6确定倒档齿轮齿数10第四章 各档齿轮的校核114.1齿轮接触疲劳强度校核114.1.1 1、2号齿接触疲劳强度校核114.1.2 3、4号齿接触疲劳强度校核134.1.3 5、6号齿接触疲劳强度校核144.1.4 7、8号齿接触疲劳强度校核154.1.5 9、10号齿接触疲劳强度校核174.1.6 倒档齿接触疲劳强度校核184.2齿轮弯曲应力校核194.2.1 1、2号齿轮弯曲应力校核204.2.2 3、4号齿轮弯曲应力校核224.2.3 5、6号齿轮弯曲应力校核234.2.4 7、8号齿轮弯曲应力校核254.2.5 9、10号齿轮弯曲应力校核264.2.6 倒档齿轮弯曲应力校核28第五章 轴的设计计算305.1输入轴的结构设计305.2输入轴强度校核305.3输出轴的结构设计315.3输出轴强度校核335.4中间轴的结构设计345.5中间轴强度校核34参考文献37摘要变速器是汽车的重要组成部分，它可以在较大范围内改变发动机的输出转速和转矩，使发动机在最佳的工作状态满足汽车在不同行驶状况下的工作要求。对于变速器的设计，其主要的设计参数有档位数、各挡传动比、中心距和变速器的外形尺寸。本文主要根据大型车辆工作时行驶速度低，扭矩大的特点，在确定了变速器的主要设计参数后，对变速器主要组成部件进行了设计，如变速器结构方案选择、各挡齿轮的设计校核、各轴的设计校核、同步器选择、变速器箱体的设计等。本文所设计的变速器中采用的是中间轴式变速器，其主要特点是可以设置发动机直接档获得高转速档位，较大的变速范围大可以满足不同的工况，不易损坏，维护方便，成本低。关键词：变速器；齿轮；输入轴；结构AbstractThe transmission is an important part of the car,it can change the engines speed and torque in a wide range.Make the engine working in the best condition to meet the requirements of the car in different driving conditions.The transmissions main design parameters are gear number,transmission ratio,center distance and the shape dimension of the transmissionThis article is mainly based on the characteristics of low driving speed and high torque.After determining the main design parameters of the transmission, the main components of the transmission are designed. Such as the transmission structure scheme selection, each gears design and check,each axiss design and check,choose the synchronizer,design of gearbox enclosure and so on.In this paper,the intermediate shaft transmission is adopted in the transmission.Its main feature is that the engine can be set up directly gear to obtain high speed gear,large variable speed range can meet different working conditions,nonperishable,easy maintenance and low cost.Key words: transmission；gear；input shaft；structure49第一章 绪论1.1变速器的功能变速器是用来改变来自发动机的转速和转矩的机构。为了使发动机工作在有利的工况下满足不同行驶条件对牵引力的需要，所以需要借助变速器在较大范围内改变汽车的行驶速度大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。此外，通过变速器可以使汽车实现空档和倒档功能。1.2变速器的分类汽车变速器按传动比可分为无级式、有级式和综合式三种。无级式变速器：传动比可在一定范围内连续变化，常见的有液力式，机械式和电力式等。有级式：有几个可选择的固定传动比，采用齿轮传动。又可分为：齿轮轴线固定的普通齿轮变速器和部分齿轮(行星齿轮)轴线旋转的行星齿轮变速器两种。综合式：由有级式变速器和无级式变速器共同组成的，其传动比可以在最大值与最小值之间几个分段的范围内作无级变化。1.3研究意义汽车在人们的日常生活及生产工作都有着举足轻重的地位。随着汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的要求也越来越高，而汽车变速器作为汽车传动系中的重要组成部分，对汽车整体性能有着不可忽视的影响。其技术的发展，对于汽车整体技术的发展有着积极的推动作用。第二章 变速器结构方案选择2.1变速器轴数选择变速器一般有两轴式和中间轴式变速器。两轴式变速器较中间轴式变速器相比，由于轴数少，且动力输出只经过一对齿轮传递，故其具有效率高、外形尺寸较小的优点。缺点是没有发动机直接档，高速档工作时，齿轮和轴承需要承受载荷，容易造成疲劳破坏，且传动比范围小。而中间轴式变速器在高速档工作时，动力可有输入轴通过同步器直接传递到输出轴，所以中间轴式变速器在高速档工作时齿轮和轴承不需要承受载荷，故其使用寿命较长。中间轴式变速器在其他档位工作时需要4个以上的齿轮传递动力，虽然较低了效率，但是可以增大变速范围，提高输出转矩。通过以上的方案分析结合本设计要求，为使变速器获得较大的传动比范围，决定采用中间轴式变速器。2.2档数的选择增加变速器的档数可以提高发动机功率的利用率、提高燃油经济性，但是档数过多会增加换挡操作难度。市场上大多数车型采用五速变速器，由于五速变速器可满足大多数人车辆驾驶操作习惯，所以本设计设有5个前进档和1个倒档，可满足车辆较复杂工况要求和大多数人的驾驶习惯。2.3换挡结构方案选择目前汽车上常见的换档方式主要有滑动直齿轮换档、啮合套换档及同步器换档。滑动齿轮换挡：齿轮通过拨叉在花键上移动与不同的齿轮配合实现换档。滑动齿轮换档具有结构简单、易加工的优点，但这种方式不能保证两个换档齿轮在换挡时具有相同的转速和准确的姿态，换档时会产生冲击力，易对齿轮造成损坏，且换档时噪声较大。故变速器中除了使用较少一档和倒档外，其他档位已经很少采用。啮合套换档：通过齿合套换档，需将换档齿轮做成两部分，其中一部分是常啮合传动齿轮，另一部分齿轮是一个齿数较多的直齿轮，用于配合啮合套。啮合套换档虽然可以防止换挡时冲击对齿轮造成损坏，但却不能消除换挡时产生的冲击力，故换挡时会伴有较大的噪声及震动。同步器换挡:常见的同步器有惯性式、惯性增力式及常压式三种类型。使用同步器换挡可以保证换档齿轮在换档时达到与传动齿轮相同转速后切入换档，从而避免了换档时的产生冲击力，且同步器换档还具有换挡迅速，噪声小的优点，因而被广泛采用。在上述各种换挡形式中，各有各的优缺点，综合考虑变速器的结构尺寸及换档便利性，本设计中通过斜齿轮传动的高速档部分使用锁销式惯性同步器换档，倒档及一档通过滑动直齿轮的方式换档，锁销式惯性同步器结构如下图所示：2.4倒档形式选择常见的倒档形式有在前进档路线中间加装倒档齿轮式、常啮合齿轮式、和联体齿轮式。第一种方式是通过在一档齿轮副中间加装倒档齿轮，改变一档转向，实现倒档，这种方案结构简单，但是这种倒档形式倒档齿轮需要在正负交替的弯曲应力下工作，易产生疲劳破坏；常啮合齿轮式是将倒档齿轮像前进档齿轮一样常啮合的状态，通过同步器换挡，这种方式换挡方便快捷，但是其结构较为复杂；联体齿轮式是将倒档齿轮做成左右两部分齿轮，其中左边齿轮与一档齿轮常啮合，通过输出轴一档滑动齿轮滑动与联体齿轮右边齿轮齿合改变转向实现倒档，这种形式的缺点是会增加轴向尺寸，但是这种形式倒档齿轮不用承受正负交替弯曲应力，且可实现较大的传动比，故本设计倒档形式采用这种方式。2.5确定变速器传动方案通过上述各部分方案论证选择后确定变速器传动方案如下图所示：2.6设计参数发动机型号最大输出功率额定转速最大扭矩最大扭矩转速东风ISD245180kW2500rpm950Nm1200-1800rpm第三章 主要参数设计计算3.1最大传动比根据汽车在最大爬坡度（设计最大爬坡度为30%）行驶时，最大驱动力等于爬坡阻力与地面摩擦力之和可知:FkmaxFf+Fimax (3-1)式中：Fkmax最大驱动力，Fkmax=Temaxi1i0/R0Ff汽车与地面摩擦阻力，Ff=fmgcosmaxFimax最大上坡阻力，Fimax=mgsinmax带入公式（3-1），则：i1mg(fcosmax+sinmax)R0Temaxi0 (3-2)式中：i1一档传动比i0主传动比，i0=6.6Temax发动机最大扭矩，Temax=950Nmm汽车额载总质量，m=20000kgf摩擦系数，f取0.02机械效率取0.96R0车胎半径R0=0.5mmax最大爬坡角，由最大爬坡度为30%，得max=16.7带入公式（3-2），则：i14.99取i1=5.003.2最小传动比最高档输出转速即为发动机转速，即i5=13.3各档传动比i1i2=i3i4=i4i5=q (3-3)式中q为公比常数，为了防止换挡困难，一般q的取值不宜大于1.6，根据等级级数q=4i1/i5=1.5初步分配各档传动比：i1=5.00i2=3.33i3=2.22i4=1.50i5=1.003.4中心距中心距是指中间轴是变速器中，中间轴与输出轴轴心距。其大小对于变速器外形尺寸及齿轮寿命有一定影响，增大中心距会使变速器高度增大，减小中心距，会增大齿轮的接触应力，导致齿轮寿命变短。中间轴式变速箱中心距的确定可根据经验公式确定：A=KA3Temaxi1 (3-4)式中：KA中心距系数，对于小型车辆KA=8.89.3，对于大型车辆 KA=8.69.6，取KA=9.5。Temax发动机最大扭矩，Temax=950Nm机械效率，=0.96i1一档传动比，i1=5.00带入公式（3-4）得：A=157.54mm，取整、预选A=158mm3.5确定齿轮参数3.5.1齿轮模数齿轮模数是一个重要参数，它对于齿轮的强度、质量、工艺、噪声等都有影响。模数的选取一般遵循以下规则：在中心距不变的情况下，选取较小的模数，可增加齿轮齿数，同时增大齿宽，便可增加齿轮的重合度达到减小噪音的目的；选取较大模数，同时减小齿宽，可减轻齿轮质量；各档齿轮选用同一模数，可简化加工工艺；各档齿轮选用不同模数，可增大齿轮强度。对于本设计而言，减小变速箱质量比减少噪音更为重要，因此选用较大模数，综合考虑工艺和强度方面，变速箱一档和倒档选用同一模数，其他高速档位选用另一模数。齿轮模数初选时可根据经验公式进行选择。输入轴常齿合斜齿轮的法向模数mn：由经验公式：mnm=0.73Temaxi110=5.1，根据国家标准模数取整mnm=53.5.2压力角压力角较小时，齿轮配合重合度大，传动平稳，噪声低；较大时有利于提高齿轮的强度。但由于国家标准规定压力角为20，所以大多数汽车变数器中都普遍采用的压力角为20，本设计中也采用压力角=20。3.5.3螺旋角及旋向斜齿轮螺旋角对于齿轮的寿命、工作噪声有很大影响。增大螺旋角可以提高齿轮齿重合度，减小噪声，同时能提高齿轮的抗弯疲劳强度及接触疲劳强度。但是当螺旋角超过30时，齿轮的抗弯疲劳强度会骤降，二接触疲劳强度任有所上升。故在选取螺旋角时，需要兼顾齿轮的抗弯疲劳强度及接触疲劳强度，选取适当的值，使齿轮达到最佳的工作状态。对于斜齿轮的旋向，为消除斜齿轮工作时的轴向力，减小轴承承受的轴向载荷，变速箱输入输出轴上的斜齿轮采用左旋，而中间轴采用右旋，这样便可消除部分轴向载荷。大型车辆的变数器斜齿轮螺旋角一般在1826的范围内选取，这里初选斜齿轮的螺旋角为20。3.5.4齿宽b齿轮的宽度对于变速箱轴向尺寸、齿轮工作平稳性及齿轮的强度均有影响，齿轮的宽度较大时可提高齿轮的强度及平稳性，但会使变速箱的轴向尺寸及质量增加；齿轮的宽度较小时会使齿轮的平稳性降低，同时还会使轴向力增大，增加轴承的轴向负荷。b=dd，其中d为齿宽系数，综合考虑变速器的外形齿轮及齿轮的强度，本设计中选取斜齿轮d=0.4，直齿轮d=0.7。3.5.5变位系数变位系数是指齿轮在加工时，刀具位置在径向的变位量xm，其中m为模数，x为径向变位系数，简称变位系数。采用变位齿轮可以避免齿轮产生根切、配凑中心距、提高齿轮的平稳性、耐磨性、抗胶合能力、降低噪音。3.6各档齿轮齿数分配齿轮的齿数在初选中心距、模数及螺旋角后，可根据传动方案及传动比来分配各档齿轮齿数。3.6.1确定一档齿轮齿数一档传动比：i1=z2z9z1z10中心距公式：A=mnZh2COS，A=Zhm2其中Zh为两个齿轮的齿数和，中心距A预选值为158mm，斜齿轮螺旋角为20。则一档齿轮齿数和：z9+z10=2Am=21585=63.2，取整Zh=64，这里取z9=44，z10=20。由传动比公式：z2z1=i1z10z9=52044=2.27 (1)由中心距公式：A=mn(z1+z2)2COS=5(z1+z2)2COS20=158 (2) 联立（1）（2）解得：z1=19，z2=41修正中心距：A=mn(z1+z2)2COS=5（19+41）2COS20=160mm修正螺旋角：12=arccos【mn（z1+z2）/2A】= arccos【5（19+41）2160】=20.36修正传动比：i1=z2z9z1z10=41441920=4.753.6.2确定二档齿轮齿数二档传动比：i2=z2z7z1z8中心距公式：A=mnZh2COS可知：z7z8=i2z1z2=3.331941=1.54 (1)z7+z8=2ACOSmn=2160COS205=60.14 (2)联立（1）（2）可得：z7=36，z8=24。修正螺旋角：78=arccos【mn（z7+z8）/2A】= arccos【5（36+24）2160】=20.36修正传动比：i2=z2z7z1z8=41361924=3.243.6.3确定三档齿轮齿数三档传动比：i3=z2z5z1z6中心距公式：A=mnZh2COS可知：z5z6=i3z1z2=2.221941=1.03 (1)z5+z6=2ACOSmn=2160COS205=60.14 (2)联立（1）（2）可得：z5=31，z6=29。修正螺旋角：56=arccos【mn（z5+z6）/2A】= arccos【5（31+29）2160】=20.36修正传动比：i3=z2z5z1z6=41311929=2.313.6.4确定四档齿轮齿数四档传动比：i4=z2z3z1z4中心距公式：A=mnZh2COS可知：z3z4=i4z1z2=1.501941=0.70 (1)z3+z4=2ACOSmn=2160COS205=60.14 (2)联立（1）（2）可得：z3=25，z4=35。修正螺旋角：34=arccos【mn（z3+z4）/2A】= arccos【5（25+35）2160】=20.36修正传动比：i4=z2z3z1z4=41251935=1.543.6.5确定五档齿轮齿数五档为直接档，不需要专门齿轮。3.6.6确定倒档齿轮齿数本设计倒档采用联体齿轮的方式，一档中间轴齿轮与联体齿轮上的左边齿轮常啮合，倒档时，一档输出轴齿轮与联体齿轮的右边齿轮啮合，实现倒档。倒档齿轮模数选择与一档齿轮相同模数m=5，选初11号齿轮齿数为20，12号齿轮齿数为25，即：z11=20， z12=25。则倒档传动比iR=z2z11z9z1z10z12=3.79。第四章 各档齿轮的校核4.1齿轮接触疲劳强度校核对于直齿圆柱齿轮接触疲劳强度的校核有以下公式：H=2KHT1dd13u1uZHZEZH式中：H弯曲应力（MPa）KH接触疲劳强度计算的载荷系数，KH=KAKVKHaKH T小齿轮传递的转矩ZH区域系数ZE弹性影响系数Z接触疲劳强度计算的重合度系数，按式Z=4-3计算d齿宽系数，d=b/d 对于斜齿圆柱齿轮接触疲劳强度的校核有以下公式：H=2KHT1dd13u1uZHZEZZH式中：Z接触疲劳强度计算的螺旋角系数，按式Z=cos计算 Z接触疲劳强度计算的重合度系数，按式Z=4-31-+计算4.1.1 1、2号齿接触疲劳强度校核计算小齿轮转矩：T1=9550Pn1=9550180103/2500 Nmm=6.876105 Nmm查取齿宽系数：d=0.4计算实际载荷系数KH:查取KA=1由v=d1n1601000=3.14101250060000=13.21m/s，精度等级8，差取KV=1.28查取KHa=1.4查取KH=1.206则KH=KAKVKHaKH=11.281.41.206=2.161查取区域系数ZH=2.37查取弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2计算重合度系数Z：tarctantanncos=arctantan20cos20.36=21.22at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos19cos21.2219+21cos20.36=31.95at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos41cos21.2241+21cos20.36=26.95=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2 =19tan31.95-tan21.22+41tan26.95-tan21.2223.14 =1.50=dz1tan=0.90Z=4-31-+=4-1.5031-0.90+0.901.50=0.83计算螺旋角系数：Z=cos=cos20.36=0.9682 计算接触疲劳许用应力H： 由应力循环次数查取接触疲劳寿命系数KHN=0.95根据材料查取齿轮接触疲劳强度极限为Hlim=1300MPa，取安全系数S=1 则H=KHNFlimS=0.9513001MPa=1235MPa 将各参数带入校核弯曲应力：H=2KHT1dd13u1uZHZEZZ =22.1616.8761050.410134119+141192.37189.80.830.9682 =1172MPaF4.1.2 3、4号齿接触疲劳强度校核计算小齿轮转矩：T3=9550P/n3=9550180103250019354125Nmm=1.06106 Nmm查取齿宽系数：d=0.4计算实际载荷系数KH:查取KA=1由v=d3n3601000=3.1411725001935412560000=9.93m/s，精度等级8，差取KV=1.27查取KHa=1.4查取KH=1.219则KH=KAKVKHaKH=11.271.41.219=2.167查取区域系数ZH=2.37查取弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2计算重合度系数Z：tarctantanncos=arctantan20cos20.36=21.22 at3=arccosz3costz3+2han*cos=arccos25cos21.2225+21cos20.36=29.87at4=arccosz4costz4+2han*cos=arccos35cos21.2235+21cos20.36=27.77 =z3tanat3-tant+z4tanat4-tant2 =25tan29.87-tan21.22+35tan27.77 -tan21.2223.14 =1.51=dz3tan=1.18Z=4-31-+=4-1.5131-1.18+1.181.51=0.63 计算螺旋角系数：Z=cos=cos20.36=0.9682计算接触疲劳许用应力H：由应力循环次数查取接触疲劳寿命系数KHN=0.95根据材料查取齿轮接触疲劳强度极限为Hlim=1300MPa，取安全系数S=1则H=KHNFlimS=0.9513001MPa=1235MPa 将各参数带入校核弯曲应力：H=2KHT3dd33u1uZHZEZZ =22.1671.061060.413333525+135252.37189.80.630.9682 =792MPaH4.1.3 5、6号齿接触疲劳强度校核计算小齿轮转矩：T6=9550P/n6=955018010325001941Nmm=1.483106 Nmm 查取齿宽系数：d=0.4计算实际载荷系数KH:查取KA=1由v=d6n6601000=3.141552500194160000=9.40m/s，精度等级8，差取KV=1.27查取KHa=1.4查取KH=1.231则KH=KAKVKHaKH=11.271.41.231=2.189查取区域系数ZH=2.37查取弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2计算重合度系数Z：tarctantanncos=arctantan20cos20.36=21.22at5=arccosz5costz5+2han*cos=arccos31cos21.2231+21cos20.36=28.48at6=arccosz6costz6+2han*cos=arccos29cos21.2229+21cos20.36=28.88=z5tanat5-tant+z6tanat6-tant2 =31tan28.48-tan21.22+29tan28.48 -tan21.2223.14 =1.47=dz6tan=1.37Z=4-31-+=4-1.47 31-1.37+1.371.47 =0.62 计算螺旋角系数：Z=cos=cos20.36=0.9682 计算接触疲劳许用应力H：由应力循环次数查取接触疲劳寿命系数KHN=0.95根据材料查取齿轮接触疲劳强度极限为Hlim=1300MPa，取安全系数S=1则H=KHNFlimS=0.9513001MPa=1235MPa 将各参数带入校核弯曲应力：H=2KHT6dd63u1uZHZEZZ =22.1891.4831060.415532931+129312.37189.80.620.9682 =811MPaH4.1.4 7、8号齿接触疲劳强度校核计算小齿轮转矩：T8=9550P/n8=955018010325001941Nmm=1.483106 Nmm查取齿宽系数：d=0.4计算实际载荷系数KH:查取KA=1由v=d8n8601000=3.141282500194160000=7.76m/s，精度等级8，差取KV=1.25查取KHa=1.4查取KH=1.278则KH=KAKVKHaKH=11.251.41.278=2.237查取区域系数ZH=2.37查取弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2计算重合度系数Z：tarctantanncos=arctantan20cos20.36=21.22at7=arccosz7costz7+2han*cos=arccos36cos21.2236+21cos20.36=27.62at8=arccosz8costz8+2han*cos=arccos24cos21.2224+21cos20.36=30.16=z7tanat7-tant+z8tanat8-tant2 =36tan27.62-tan21.22+24tan30.16 -tan21.2223.14 =1.51=dz8tan=1.13Z=4-31-+=4-1.51 31-1.13+1.131.51 =0.64计算螺旋角系数：Z=cos=cos20.36=0.9682 计算接触疲劳许用应力H：由应力循环次数查取接触疲劳寿命系数KHN=0.95根据材料查取齿轮接触疲劳强度极限为Hlim=1300MPa，取安全系数S=1则H=KHNFlimS=0.9513001MPa=1235MPa 将各参数带入校核弯曲应力：H=2KHT3dd83u1uZHZEZZ =22.2371.4831060.412832436+124362.37189.80.640.9682 =1220MPaH4.1.5 9、10号齿接触疲劳强度校核计算小齿轮转矩：T10=9550P/n10=955018010325001941Nmm=1.483106 Nmm查取齿宽系数：d=0.7计算实际载荷系数KH:查取KA=1由v=d10n10601000=3.141072500194160000=6.49m/s，精度等级8，差取KV=1.17查取KHa=1.1查取KH=1.219则KH=KAKVKHaKH=11.171.11.219=1.57查取区域系数ZH=2.50查取弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2计算重合度系数Z：a9=arccosz9cosz9+2han*=arccos44cos2044+21=25.99a10=arccosz10cosz10+2han*=arccos20cos2020+21=31.32=z9tana9-tan+z10tana10-tan2 =44tan25.99-tan20+20tan31.32 -tan2023.14 =1.64 Z=4-3=4-1.643=0.89计算接触疲劳许用应力H：由应力循环次数查取接触疲劳寿命系数KHN=0.95根据材料查取齿轮接触疲劳强度极限为Hlim=1300MPa，取安全系数S=1则H=KHNFlimS=0.9513001MPa=1235MPa 将各参数带入校核弯曲应力：H=2KHT10dd103u1uZHZEZ =21.571.4831060.710734420+144202.50189.80.89 =1185MPaH4.1.6 倒档齿接触疲劳强度校核计算小齿轮转矩：T12=T10=9550P/n10=955018010325001941Nmm=1.483106 Nmm查取齿宽系数：d=0.7计算实际载荷系数KH:查取KA=1由v=d12n10601000=3.141252500194160000=7.58m/s，精度等级8，差取KV=1.21查取KHa=1.1查取KH=1.219则KH=KAKVKHaKH=11.211.11.219=1.62查取区域系数ZH=2.50查取弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2计算重合度系数Z：a9=arccosz9cosz9+2han*=arccos44cos2044+21=25.99a12=arccosz12cosz12+2han*=arccos25cos2025+21=29.53 =z9tana9-tan+z12tana10-tan2 =44tan25.99-tan20+25tan29.53 -tan2023.14 =1.67 Z=4-3=4-1.673=0.88计算接触疲劳许用应力H：由应力循环次数查取接触疲劳寿命系数KHN=0.95根据材料查取齿轮接触疲劳强度极限为Hlim=1300MPa，取安全系数S=1则H=KHNFlimS=0.9513001MPa=1235MPa 将各参数带入校核弯曲应力：H=2KHT12dd123u1uZHZEZ =21.621.4831060.712534425+144252.50189.80.88 =981MPaH4.2齿轮弯曲应力校核对于直齿圆柱齿轮弯曲应力的校核有以下公式：F=2KFT1YFaYsaYdm3z12F式中：F弯曲应力（MPa）KF弯曲疲劳强度计算的载荷系数，KF=KAKVKaKF，其中KA、KV、 KHa、KF 可查表得。T小齿轮传递的转矩YFa齿形系数Ysa载荷作用于齿顶时的应力修正系数Y弯曲疲劳强度计算的重合度系数，按式Y=0.25+0.75计算，其中 =z1tana1-tan，+z2tana2-tan，/（2）d齿宽系数，d=b/d，其中b为齿宽，d为齿轮分度圆直径对于斜齿圆柱齿轮弯曲应力的校核有以下公式：F=2KFT1YFaYsaYYCOS2dmn3z12F式中：KF弯曲疲劳强度计算的载荷系数，KF=KAKVKaKF，其中KA、KV、 KFa、KF 可查表得。Y螺旋角系数，Y=1-120，其中=dz1tan/YFa斜齿轮齿形系数，按当量齿轮齿数zv=z/cos3查取。Ysa载荷作用于齿顶时的应力修正系数，Ysa=0.25+0.75v，其中v= /cos2b，b=arctan(tancost)，t=arctan(tan/cos)Y弯曲疲劳强度计算的重合度系数，按式 Y=0.25+0.75v计算，其中 v=/cos2b4.2.1 1、2号齿轮弯曲应力校核计算小齿轮转矩：T1=9550P/n1=9550180103/2500 Nmm=6.876105 Nmm查取齿宽系数：d=0.4计算实际载荷系数KF:查取KA=1由v=d1n1601000=3.1485250060000=11.12m/s，精度等级8，差取KV=1.28查取KFa=1.4查取KF=1.222则KF=KAKVKaKF=11.281.41.222=2.190按当量齿轮zv及变位系数查取YFa：YFa1=2.78，YFa2=2.34按当量齿轮zv及变位系数查取Ysa：Ysa1=1.55，Ysa2=1.71计算重合度系数Y：tarctantanncos=arctantan20cos20.36=21.22 at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos19cos21.2219+21cos20.36=31.58at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos41cos21.2241+21cos20.36=27.08 =z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2 =19tan31.58-tan21.22+41tan27.08 -tan21.2223.14 =1.50 b=arctantancost=arctantan20.36cos21.22=19.08 v=cos2b=1.50cos219.08=1.68 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.68=0.70 计算螺旋角系数：=dz1tan=0.419tan20.363.14=0.90Y=1-120=1-0.9020.36120=0.85 计算弯曲疲劳许用应力F：由应力循环次数查取弯曲疲劳寿命系数KFN=0.95根据材料查取齿轮齿根弯曲强度疲劳极限为Flim=650MPa，取安全系数S=1.25则F=KFNFlimS=0.956501.25MPa=494MPa将各参数带入校核弯曲应力：F1=2KFT1YFaYsaYYCOS2dmn3z12 =22.196.8761052.781.550.70.85COS220.360.453192 =376MPaFF2=2KFT1YFaYsaYYCOS2dmn3z12 =22.196.8761052.341.710.70.85COS220.360.453192 =349MPaF4.2.2 3、4号齿轮弯曲应力校核计算小齿轮转矩：T3=9550P/n3=9550180103250019354125Nmm=1.06106 Nmm查取齿宽系数：d=0.4计算实际载荷系数KF:查取KA=1由v=d3n3601000=3.1411725001935412560000=9.93m/s，精度等级8，差取KV=1.27查取KFa=1.4查取KF=1.16则KF=KAKVKaKF=11.271.41.16=2.06按当量齿轮zv及变位系数查取YFa：YFa3=2.60，YFa4=2.37按当量齿轮zv及变位系数查取Ysa：Ysa3=1.61，Ysa4=1.68计算重合度系数Y：tarctantanncos=arctantan20cos20.36=21.22 at3=arccosz3costz3+2han*cos=arccos25cos21.2225+21cos20.36=29.87at4=arccosz4costz4+2han*cos=arccos35cos21.2235+21cos20.36=27.77 =z3tanat3-tant+z4tanat4-tant2 =25tan29.87-tan21.22+35tan27.77 -tan21.2223.14 =1.51 b=arctantancost=arctantan20.36cos21.22=19.08 v=cos2b=1.51cos219.08=1.69 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.69 =0.69计算螺旋角系数：=dz3tan=0.425tan20.363.14=1.18Y=1-120=1-1.1820.36120=0.80计算弯曲疲劳许用应力F：由应力循环次数查取弯曲疲劳寿命系数KFN=0.95根据材料查取齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为Flim3=650，Flim4=500MPa，取安全系数S=1.25，则：F3=KFNFlim4S=0.956501.25MPa=494MPaF4=KFNFlim4S=0.955001.25MPa=380MPa将各参数带入校核弯曲应力：F3=2KFT3YFaYsaYYCOS2dmn3z32 =22.061.061062.601.610.690.80COS220.360.453252 =284MPaFF4=2KFT3YFaYsaYYCOS2dmn3z32 =22.061.061062.371.680.690.80COS220.360.453252 =270MPaF4.2.3 5、6号齿轮弯曲应力校核计算小齿轮转矩：T6=9550P/n6=955018010325001941Nmm=1.483106 Nmm查取齿宽系数：d=0.4计算实际载荷系数KF:查取KA=1由v=d6n6601000=3.141552500194160000=9.40m/s，精度等级8，差取KV=1.27查取KFa=1.4查取KF=1.26则KF=KAKVKaKF=11.271.41.26=2.240按当量齿轮zv及变位系数查取YFa：YFa5=2.46，YFa6=2.41按当量齿轮zv及变位系数查取Ysa：Ysa5=1.65，Ysa6=1.67计算重合度系数Y：tarctantanncos=arctantan20cos20.36=21.22at5=arccosz5costz5+2han*cos=arccos31cos21.2231+21cos20.36=28.48at6=arccosz6costz6+2han*cos=arccos29cos21.2229+21cos20.36=28.88 =z5tanat5-tant+z6tanat6-tant2 =31tan28.48-tan21.22+29tan28.48 -tan21.2223.14 =1.47b=arctantancost=arctantan20.36cos21.22=19.08 v=cos2b=1.47cos219.08=1.65 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.65=0.70计算螺旋角系数：=dz6tan=0.429tan20.363.14=1.37Y=1-120=1-1.3720.36120=0.77计算弯曲疲劳许用应力F：由应力循环次数查取弯曲疲劳寿命系数KFN=0.95根据材料查取齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为Flim5=500，Flim6=650MPa，取安全系数S=1.25，则：F5=KFNFlim5S=0.955001.25MPa=380MPaF6=KFNFlim6S=0.956501.25MPa=494MPa将各参数带入校核弯曲应力：F5=2KFT6YFaYsaYYCOS2dmn3z62 =22.2401.4831062.461.650.700.77COS220.360.453292 =303MPaFF6=2KFT6YFaYsaYYCOS2dmn3z62 =22.2401.4831062.411.670.700.77COS220.360.453292 =301MPaF4.2.4 7、8号齿轮弯曲应力校核计算小齿轮转矩：T8=9550P/n8=955018010325001941Nmm=1.483106 Nmm查取齿宽系数：d=0.4计算实际载荷系数KF:查取KA=1由v=d8n8601000=3.141282500194160000=7.76m/s，精度等级8，差取KV=1.25查取KFa=1.4查取KF=1.15则KF=KAKVKaKF=11.251.41.15=2.01按当量齿轮zv及变位系数查取YFa：YFa7=2.40，YFa8=2.53按当量齿轮zv及变位系数查取Ysa：Ysa7=1.67，Ysa8=1.63计算重合度系数Y：tarctantanncos=arctantan20cos20.36=21.22at7=arccosz7costz7+2han*cos=arccos36cos21.2236+21cos20.36=27.62at8=arccosz8costz8+2han*cos=arccos24cos21.2224+21cos20.36=30.16 =z7tanat7-tant+z8tanat8-tant2 =36tan27.62-tan21.22+24tan30.16 -tan21.2223.14 =1.51b=arctantancost=arctantan20.36cos21.22=19.08 v=cos2b=1.51cos219.08=1.69 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.69=0.69 计算螺旋角系数：=dz8tan=0.424tan20.363.14=1.13Y=1-120=1-1.1320.36120=0.81 计算弯曲疲劳许用应力F：由应力循环次数查取弯曲疲劳寿命系数KFN=0.95根据材料查取齿轮齿根弯曲强度疲劳极限为Flim=650MPa，取安全系数S=1.25则F=KFNFlimS=0.956501.25MPa=494MPa 将各参数带入校核弯曲应力：F7=2KFT8YFaYsaYYCOS2dmn3z82 =22.011.4831062.401.670.690.81COS220.360.453242 =408MPaFF8=2KFT8YFaYsaYYCOS2dmn3z82 =22.011.4831062.531.630.690.81COS220.360.453242 =419MPaF4.2.5 9、10号齿轮弯曲应力校核计算小齿轮转矩：T10=9550P/n10=955018010325001941Nmm=1.483106 Nmm查取齿宽系数：d=0.7计算实际载荷系数KF:查取KA=1由v=d10n10601000=3.141072500194160000=6.49m/s，精度等级8，差取KV=1.21查取KFa=1.1查取KF=1.14则KF=KAKVKaKF=11.211.11.14=1.52按当量齿轮zv及变位系数查取YFa：YFa9=2.37，YFa10=2.82按当量齿轮zv及变位系数查取Ysa：Ysa9=1.68，Ysa10=1.55计算重合度系数Y：a9=arccosz9cosz9+2han*=arccos44cos2044+21=25.99a10=arccosz10cosz10+2han*=arccos20cos2020+21=31.32 =z9tana9-tan+z10tana10-tan2 =44tan25.99-tan20+20tan31.32 -tan2023.14 =1.64Y=0.25+0.75=0.25+0.751.64=0.71 计算弯曲疲劳许用应力F：由应力循环次数查取弯曲疲劳寿命系数KFN=0.95根据材料查取齿轮齿根弯曲疲劳强度极限分别为:Flim9=500，Flim10=650MPa，取安全系数S=1.25F9=KFNFlim9S=0.955001.25M=380MPa F10=KFNFlim10S=0.956501.25MPa=380MPa将各参数带入校核弯曲应力：F9=2KFT10YFaYsaYdm3z102 =21.521.4831062.371.680.710.753202 =364MPaFF10=2KFT10YFaYsaYdm3z102 =21.521.4831062.821.550.710.453202 =399MPaF4.2.6 倒档齿轮弯曲应力校核计算小齿轮转矩：T12=9550P/n10=955018010325001941Nmm=1.483106 Nmm查取齿宽系数：d=0.7计算实际载荷系数KF:查取KA=1由v=d12n10601000=3.141252500194160000=7.58m/s，精度等级8，差取KV=1.21查取KFa=1.1查取KF=1.15则KF=KAKVKaKF=11.211.11.15=1.53按当量齿轮zv及变位系数查取YFa：YFa9=2.37，YFa12=2.65按当量齿轮zv及变位系数查取Ysa：Ysa9=1.68，Ysa12=1.59计算重合度系数Y：a9=arccosz9cosz9+2han*=arccos44cos2044+21=25.99a12=arccosz12cosz12+2han*=arccos25cos2025+21=29.53 =z9tana9-tan+z12tana10-tan2 =44tan25.99-tan20+25tan29.53 -tan2023.14 =1.67 Y=0.25+0.75=0.25+0.751.67=0.70 计算弯曲疲劳许用应力F：由应力循环次数查取弯曲疲劳寿命系数KFN=0.95根据材料查取齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为Flim9=500，Flim12=650MPa，取安全系数S=1.25，则：F9=KFNFlim9S=0.955001.25MPa=380MPaF12=KFNFlim12S=0.956501.25MPa=494MPa将各参数带入校核弯曲应力：F9=2KFT12YFaYsaYdm3z122 =21.531.4831062.371.680.700.753252 =231MPaF9 F12=2KFT12YFaYsaYdm3z102 =21.531.4831062.651.590.700.753252 =245MPaF12第五章 轴的设计计算5.1输入轴的结构设计计算轴上的功率、转速和转矩:P1=P=1800.96kW=172.8kWn1=2500r/minT1=9550000P1n1660000Nmm初步确定输入轴最小直径：根据所选材料为20CrMnTi，选择A0=110，得dmin=A03Pn=1103172.82500mm=45mm根据轴上零件及最小直径确定轴的结构尺寸：输入轴的最小直径是左端连接离合器的花键，查手册选取基本尺寸为NdDB=846509轻系列矩形花键，长度为50mm。轴的d-是为安装轴承及防尘圈，查机械设计手册选取圆锥滚子轴承32911，其基本尺寸为dDT=55mm80mm17mm，故取d-段轴直径为55mm，长度为45mm。查手册得32911型轴承定位轴肩高度为3mm，取齿轮与箱体壁之间的安全距离为5mm，则d-段轴直径为61mm，长度为3mm。d-段轴为1号齿轮，其直径为1号齿轮齿顶圆直径，长度为1号齿轮齿宽，既直径为116.67mm，长45.5mm。1号齿轮右端是一个定位同步器的轴肩，为避免同步器左端与2号齿轮发生运动干涉，取d-段轴肩长5mm，直径为47mm，第d-段位一段与同步器配合的外花键，其长度为45mm，直径为88mm。5.2输入轴强度校核求作用在1号齿轮上的力：d1=z1mncos=195cos20.36mm=101.33mmFt=2Td1=2660000101.33N=13027NFr=Fttanncos=13027tan20cos20.36N=5058NFa=Fttan=13027tan20.36N=4834N查机械设计手册的32911型轴承的支承点位置为a=14mm，建立输入轴力学模型求。计算水平面支反力：FY=0FNH1+FNH2-Ft=0MC=0-FNH1l1+FNH2l2=0得FNH1=5868N, FNH2=7159NMH=178974Nmm计算垂直面支反力：FY=0FNV1+FNV2-Fr=0MC=0-FNV1l1+FNV2l2+Fad12=0得FNV1=6691N, FNV2=-1633NMV1=204076Nmm; MV2=-40825Nmm则：M=1789742+2040762=271438Nmm根据材料差取得-1=70MPa按弯扭合成应力校核轴的强度：ca=M2+(T)2W=2714382+(0.6660000)20.1101.333=4.6MPa-15.3输出轴的结构设计计算轴上的功率:P2=P3=1800.963kW=159kW计算输出轴上各齿轮转速：n3=n11i4=250035192541r/min=1622r/minn5=n11i3=250029193141r/min=1084r/minn7=n11i2=250024193641r/min=772r/minn9=n11i1=250020194441r/min=527r/min初步确定输入轴上各齿轮处最小直径：根据所选材料为45钢，选择A0=100，得3号齿轮处：dmin=A03Pn=10031591622mm=46mm5号齿轮处：dmin=A03Pn=10031591084mm=53mm7号齿轮处：dmin=A03Pn=1003159772mm=59mm9号齿轮处：dmin=A03Pn=1003159527mm=67mm根据轴上零件及最小直径确定轴的结构尺寸：取d-段轴径为48mm，长55mm。第d-段轴是连接同步器花键毂的一段外花键，查手册取基本尺寸为NdDB=8626812轻系列矩形花键，长度20mm。第d-段轴轴上零件为3号齿轮和一个挡圈，根据同步器和齿轮的装配关系取d-段轴长109mm，轴径为68mm。d-段轴上零件为5号齿轮，取这段长112mm，轴径为82mm。d-段同样为连接同步器花键毂的一段外花键，同样取基本尺寸为NdDB=10828812轻系列矩形花键，长度20mm。d-轴上零件为7号齿轮，取其长度为106mm，轴径为82mm，d-段是配合9号滑动直齿轮的外花键，查手册取基本尺寸为NdDB=10727812轻系列矩形花键，长度为mm。 d-段轴上零件为右端轴承、端盖防尘圈及轴承左端的定位档圈，查手册选取基本尺寸为dDT=70mm100mm20mm32914型圆锥滚子轴承。故取d-段轴长35mm，轴径为70mm。d-段为用于输出轴与外部连轴器连接的一段花键，查手册取基本尺寸为NdDB=8626812轻系列矩形花键，长50mm。5.3输出轴强度校核由于变速器在一档工作时输出轴所受的弯矩扭矩最大，所以只对变速器一档工作时输出轴的强度校核。且一档为直齿轮传动，轴向力较小，故不考虑轴向力。求作用在9号齿轮上的力：d9=z9m=445mm=220mmP2=P3=1800.963kW=159WT2=9550000P2n9=9550000159527Nmm=2880000NmmFt=2T2d9=22880000220N=26182NFr=Fttan=26182tan20N=9529N查机械设计手册的32914型轴承的支承点位置为a=14mm，建立输入轴力学模型求。计算水平面支反力：FY=0FNH1+FNH2-Ft=0MC=0-FNH1l1+FNH2l2=0得FNH1=8276N, FNH2=17906NMH=3885582Nmm计算垂直面支反力：FY=0FNV1+FNV2-Fr=0MC=0-FNV1l1+FNV2l2+=0得FNV1=3012N, FNV2=6517NMV=1414134Nmm则：M=
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