兩軸五檔變速器課程設(shè)計(jì)

1、目 錄第1章 緒 論11.1概述11.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀11.3研究的目的、依據(jù)和意義2第2章 變速器主要參數(shù)的選擇32.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)32.2變速器各擋傳動(dòng)比的確定3初選最大傳動(dòng)比的范圍3確定擋位數(shù)，設(shè)計(jì)五擋變速器42.3變速器傳動(dòng)方案的確定52.4中心距A的確定62.5齒輪參數(shù)6模數(shù)6壓力角7螺旋角7齒寬7齒頂高系數(shù)82.6本章小結(jié)8第3章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核93.1齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算9各擋齒輪齒數(shù)的分配9齒輪材料的選擇原則18計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩183.2輪齒的校核19輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算19輪齒接觸應(yīng)力j223.3本章小結(jié)26第4章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核284.1軸的設(shè)計(jì)計(jì)算28軸的

2、工藝要求28初選軸的直徑28軸的強(qiáng)度計(jì)算284.2軸承的選擇及校核32輸入軸的軸承選擇與校核32輸出軸軸承校核334.3本章小結(jié)34結(jié)論35參考文獻(xiàn)36致謝37 緒 論 概述 對變速器如下基本要求：1. 保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)型。2. 設(shè)置空擋。用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。3. 設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。4. 設(shè)置動(dòng)力傳輸裝置，需要時(shí)進(jìn)行功率輸出。5. 換擋迅速、省力、方便。6. 工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7. 變速器應(yīng)有高的工作效率。8. 變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便

3、等要求。滿足汽車必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器傳動(dòng)比范圍越大。變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 變速器作為傳遞動(dòng)力和改變車速的重要裝置，國外對其操縱的方便性和擋位等方面的要求越來越高。目前對4擋特別是5擋變速器的應(yīng)用有日漸增多的趨勢，同時(shí)，6擋變速器的裝車率也在上升。中國汽車變速器(汽車變速器市場調(diào)研)市場正處于高速發(fā)展期。2009年中國汽車銷售1364萬輛，同比增長46.15%，2015年汽車銷售規(guī)模將達(dá)到4000萬輛。在汽車行業(yè)市場規(guī)模高速增長的情況下，中國變速器(變速器行業(yè)分析)行業(yè)面臨著重大機(jī)遇。2009年中國汽車變速

4、器(汽車變速器市場調(diào)研)市場規(guī)模達(dá)520億元人民幣，并且以每年超過20%的速度增長，預(yù)計(jì)2015年有望達(dá)到1500億元。由于近年來乘用車市場增長迅速，2007年中國乘用車變速器需求量在600萬件以上，其中大部分為手動(dòng)變速器，但是自動(dòng)變速器的需求比例不斷提高。與此同時(shí)隨著商用車市場快速發(fā)展，2007年商用車變速器的市場需求量有200萬件，其中輕型貨車用變速器占市場主流，然而重型車變速器市場有望成為未來的新亮點(diǎn)。在手動(dòng)變速器領(lǐng)域，國產(chǎn)品牌已占主導(dǎo)地位。但技術(shù)含量更高的自動(dòng)變速器市場卻是進(jìn)口產(chǎn)品的天下，2007年中國變速器產(chǎn)品(變速器產(chǎn)品進(jìn)口統(tǒng)計(jì))進(jìn)口額達(dá)到30億美元。國內(nèi)變速器企業(yè)未來面臨嚴(yán)峻挑戰(zhàn)

5、。研究的目的、依據(jù)和意義隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，因此它的性能影響到汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對轎車而言，其設(shè)計(jì)意義更為明顯。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評價(jià)汽車的一個(gè)重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計(jì)如果不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運(yùn)行噪聲增大。通過本題目的設(shè)計(jì)，學(xué)生可綜合運(yùn)用汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚?、汽車設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)、液壓傳動(dòng)等課程的知識，達(dá)到綜合訓(xùn)練的效果。由于本題目模擬工程一線實(shí)際情況，學(xué)生通過畢業(yè)設(shè)計(jì)可與工程實(shí)踐直接接觸，從而可以提高學(xué)生解決

6、實(shí)際問題的能力。 變速器主要參數(shù)的選擇設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)班級點(diǎn)名序號為11方案二 乘用車（兩軸式） 最高車速：=202Km/h發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率：=116KW最大功率轉(zhuǎn)速：6550r/min 最大轉(zhuǎn)矩：=184 整備質(zhì)量：=1720Kg 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：=4050r/min 車輪：205/55 R16 變速器各擋傳動(dòng)比的確定初選最大傳動(dòng)比的范圍最大傳動(dòng)比的確定，即一檔傳動(dòng)比。滿足最大爬坡度： （2.1） 式中：G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，=16856N；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=184N.m；主減速器傳動(dòng)比，傳動(dòng)系效率，=96%；車輪半徑，=0.316m；滾動(dòng)阻力系數(shù)，對于貨車取=0.01651+

7、0.01(-50)=0.03795；爬坡度，取=16.7帶入數(shù)值計(jì)算得9.098 滿足附著條件： （2.2）為附著系數(shù)，取值范圍為0.70.8.，取為0.8為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，這里取60%mg ；計(jì)算得 由以上得取，乘用車校核，因?yàn)樵撥嚢l(fā)動(dòng)機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速則最低穩(wěn)定車速，故校核后傳動(dòng)比滿足要求。確定擋位數(shù)，設(shè)計(jì)五擋變速器其他各擋傳動(dòng)比的確定：初選五擋傳動(dòng)比 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系： （2.3）式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為： ，所以其他各擋傳動(dòng)比為： =2.7， =1.97，=1.44，4和5擋為常用擋，其擋位間公比應(yīng)該

8、小一些取，所以，。變速器傳動(dòng)方案的確定圖2-1a為常見的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時(shí)有兩對齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2-61所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中

9、的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。本設(shè)計(jì)采用圖2-1f所示的傳動(dòng)方案。圖2-1 變速器倒檔傳動(dòng)方案 因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。圖2.2變速器傳動(dòng)示意圖1. 輸入軸一擋齒輪 2.輸出軸一擋齒輪 3.輸入軸二擋齒輪 4.輸出軸二擋齒輪5. 輸入軸三擋齒輪 6.輸出軸三擋齒輪 7.輸入

10、軸四擋齒輪 8.輸出軸四擋齒輪9. 輸入軸五擋齒輪 10.輸出軸五擋齒輪 11.輸入軸倒擋齒輪 12.倒擋齒輪13.輸出軸倒擋齒輪中心距A的確定初選中心距：發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選，A=77mm齒輪參數(shù)模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多

11、，有利于換擋。 表2.1汽車變速器齒輪法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.01414.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表2.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50 發(fā)動(dòng)機(jī)排量為2.54L，根據(jù)表2.1及2.2，齒輪的模數(shù)定為2.252.75mm。壓力角國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。螺旋角 實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提

12、高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。乘用車兩軸式變速器螺旋角：2025齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.5；斜齒，取為6.08.5。采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為24mm，取2mm。齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00. 本章小結(jié)通過初始數(shù)據(jù)，首先確定變速器的最大傳動(dòng)比，然后根據(jù)最大傳動(dòng)比，確定擋數(shù)及各擋傳動(dòng)比的大小，然后根據(jù)變速器中心距A與發(fā)動(dòng)機(jī)排量的關(guān)系，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一

13、章齒輪參數(shù)的計(jì)算做準(zhǔn)備。 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 各擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=20一擋傳動(dòng)比為=2.7 （3.1） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒=52.6取整為53 （3.2） 取=14 =39對中心距進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。=77.55mm （3.3）取整A=78mm修正螺旋角度， (3.4)分度圓直徑 =41.209mm =114.796mm未變位中心距 a=對一擋齒輪進(jìn)行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/co

14、s （3.5） =嚙合角 ： cos=0.932 （3.6） =21.27 變位系數(shù)之和 （3.7） =0當(dāng)量齒數(shù)：=17.16, 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊變位系數(shù)線圖得： 計(jì)算一擋齒輪1、2的參數(shù)：齒頂高 =3.243mm =2.253mm式中： =0.0009 = 0.005齒根高 =2.943mm =3.933mm齒頂圓直徑 =47.695mm =119.302mm齒根圓直徑 =35.323mm =106.93mm 齒全高 h=6.186二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選=25=1.97 =56.5 取整為57=20， =37則，=1.85修正螺旋角 對二擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =77.

15、805mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.72端面嚙合角 當(dāng)量齒數(shù) =26.238 =48.54變位系數(shù)之和 = 0.08查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊變位系數(shù)線圖得： =-0.02二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =54.6mm =101.01mm齒頂高 =2.745mm =2.445mm式中： = 0.078 =0.002齒根高 =2.875mm =3.175mm齒頂圓直徑 =60.09mm =105.9mm齒根圓直徑 =48.85mm =94.66mm 齒全高 h=5.62三擋齒輪為斜齒輪，初選=23模數(shù)為2.5 =1.44 =57.43, 取整為58得取整為23，=35 =1.52對三擋齒輪進(jìn)行角

16、度變位：理論中心距 =77.72mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.38端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =0.1 當(dāng)量齒數(shù) =28.84 =43.58 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊變位系數(shù)線圖得： =0.08 = 0.02 三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑 =61.64mm =93.8mm齒頂高 =2.73mm =2.58mm式中： = 0.112 =-0.012齒根高 =2.925mm =3.075mm齒頂圓直徑 =67.1mm =98.96mm齒根圓直徑 =55.79mm =87.65mm四擋齒輪為斜齒輪，初選=24模數(shù)=2.5 =1.0757.005取整為58 取整為27 =31 則： =1.14

17、修正螺旋角度 =0.9294對四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =77.72mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.38端面嚙合角 變位系數(shù)之和 = 0.1 當(dāng)量齒數(shù) =33.61 =38.59 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊變位系數(shù)線圖得： = 0.06 = 0.04四擋齒輪7、8參數(shù)：分度圓直徑 =72.36mm =83.08mm齒頂高 =2.68mm =2.63mm式中： =0.112 =-0.012齒根高 =2.975mm =3.025mm齒頂圓直徑 =77.72mm =88.34mm齒根圓直徑 =66.41mm =77.03mm 全齒高 =5.655五擋齒輪為斜齒輪，初選=25模數(shù)=2.5

18、=0.79 取整為57取整為32 =25 則： =0.78對五擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =78.09mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.72端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =-0.04 當(dāng)量齒數(shù) =41.98 =32.79 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊變位系數(shù)線圖得： = -0.03 = -0.01五擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑 =87.68mm =68.5mm齒頂高 =2.435mm =2.485mm式中： =-0.036 =-0.004齒根高 =3.2mm =3.15mm齒頂圓直徑 =92.55mm =73.47mm齒根圓直徑 =81.28mm =62.2mm確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的

19、模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選后，可計(jì)算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=14，=23，則：=50.875mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪11和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應(yīng)為 2*h 38.36 為了保證齒輪11和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=38計(jì)算倒擋軸和輸出軸的中心距=83.875計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 =2.714齒輪材料的選擇原則1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯

20、軟。2、合理選擇材料配對 如對硬度350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：滲碳層深度0.81.2 時(shí)滲碳層深度0.91.3時(shí)滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶面粒。計(jì)算

21、各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為184N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率98%，軸承傳動(dòng)效率96%。輸入軸 =18496%99%=174.87Nm 輸出軸一擋 Nm輸出軸二擋 =307.469Nm輸出軸三擋 =252.912Nm輸出軸四擋 =190.822Nm輸出軸五擋 =129.843Nm倒擋 =273.041Nm =428.736Nm輪齒的校核輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力圖3.1 齒形系數(shù)圖 （3.8） 式中：彎曲應(yīng)力（MPa）；計(jì)算載荷（N.mm）；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1

22、.1，從動(dòng)齒輪=0.9；齒寬（mm）；模數(shù)；齒寬系數(shù)；倒檔取7.5齒形系數(shù)，如圖3.1。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，=14，=23，=38，=0.132，=0.134，=0.138，=273.041N.m，=174.87N.m, =428.736Nm=701.31MPa400850MPa=537.233MPa400850MPa =495.786MPa400850MPa2、 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3.9） 式中：計(jì)算載荷，Nmm；

23、法向模數(shù)，mm；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角，；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)，取7.5重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa范圍，對貨車為100250MPa。（1）計(jì)算一擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 ，=14，=39，=0.135，=0.143，=462.98N.m，=174.87N.m， =264.74MPa180350MPa=237.538MPa180350MPa（2）計(jì)算二擋齒輪3,4的彎曲應(yīng)力=20，=37，=0.146，=0.148，=307.469N.m，=174.8

24、7N.m，=223.006MPa180350MPa=209.081MPa180350MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=23，=36，=0.144，=0.145，=252.912N.m，=174.87N.m=200.65MPa180350MPa=188.83MPa180350MPa（4）計(jì)算四擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=27，=31，=0.145，=0.146，=190.822N.m，=174.87N.m=169.25MPa180350MPa=159.75MPa180350MPa（5）計(jì)算五擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力=32，=25，=0.148，=0.142，=174.87N.m，=129.8

25、43N.m =137.49MPa180350MPa =136.196MPa180350MPa輪齒接觸應(yīng)力j （3.10） 式中：輪齒的接觸應(yīng)力，MPa；計(jì)算載荷，N.mm；節(jié)圓直徑，mm；節(jié)點(diǎn)處壓力角，齒輪螺旋角，；齒輪材料的彈性模量，MPa；齒輪接觸的實(shí)際寬度，mm； 、主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，mm，直齒輪、，斜齒輪、； 、主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表3.2。彈性模量=20.6104 Nmm-2，齒寬表3.2變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高

26、擋13001400650700（1）計(jì)算一擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力=462.98N.m，=174.87N.m， ， =41.2mm， =114.79 mm=8.56mm=23.86mm =1642.835MPa19002000MPa=1601.568MPa19002000MPa（2）計(jì)算二擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=307.469N.m，=174.87N.m，=54.736mm，=101.263mm=12.137mm=22.455mm =1354.423MPa13001400MPa =1320.407MPa13001400MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=252.912N.m，=174.87

27、N.m，=61.862mm，=94.137mm=13.05mm=19.859mm =1261.79MPa13001400MPa=1230.10MPa13001400MPa（4）計(jì)算四擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=190.822N.m，=174.87N.m，=72.62mm，=83.379mm=15.32mm=17.59mm =1142.103MPa13001400MPa=1113.421MPa13001400MPa（5）五擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力=174.87N.m，=129.843N.m，=87.578mm，=68.421mm=19.42mm=15.17mm =1029.829MPa13001400

28、MPa= 1003.964MPa13001400MPa（6）計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=372.849N.m，=174.873N.m， mm mm mm =10.816mm =17.87mm =6.583mm =1973.88MPa19002000MPa =1824.73MPa19002000MPa =1396.685MPa19002000MPa本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，然后計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)

29、算各擋傳動(dòng)比，同時(shí)對各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計(jì)算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計(jì)算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計(jì)算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核軸的設(shè)計(jì)計(jì)算軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度

30、，硬度應(yīng)在HRC5863，表面光潔度不低于8。初選軸的直徑傳動(dòng)軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)只需按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，輸入軸花鍵軸頸 =22.75126.164mm （4.1）K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.04.6軸的強(qiáng)度計(jì)算軸的剛度驗(yàn)算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用式計(jì)算 （4.2） （4.3） （4.4） 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.1105MPa；慣性矩（mm4），對于實(shí)心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。 （4.5）軸在垂直

31、面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與撓度一擋齒輪所受力圓周力 N，N 徑向力 N, =3140.665N 軸向力 N, N， ，mm mm （4.6）=0.062mm （4.7）=0.141=rad0.002rad （4.8）輸出軸剛度=0.071mm =0.132=rad0.002rad輸入軸的強(qiáng)度校核一擋時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。1)豎直平面面上得 =2330.24N豎直力矩=151325.9N.mm2)水平面內(nèi)上、和彎矩由以上兩式可得=5984.75N，

32、=388650.01N.mm按第三強(qiáng)度理論得： N.mm輸入軸的強(qiáng)度分析圖如圖4.1。 圖4.1輸入軸強(qiáng)度分析圖 圖4.2輸出軸的強(qiáng)度分析圖輸出軸強(qiáng)度校核1)豎直平面面上得 =2285.165N豎直力矩=148398.61N.mm2)水平面內(nèi)上、和彎矩由以上兩式可得N，=369369.9N.mm按第三強(qiáng)度理論得： N.mm輸出軸的強(qiáng)度分析圖如圖4.2。軸承的選擇及校核輸入軸的軸承選擇與校核 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號，30206（左右），由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得代號為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=103008=24000h 校核軸承壽命）、

33、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=2330.24N，=974.35N ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得Y=1.6 (4.9) (4.10) ）、軸向力和 由于 所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊）、求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得所以左側(cè)軸承X=1,Y=0.右側(cè)軸承X=0.4,Y=0.4cot=1.09 左側(cè)徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 (4.11) =2796.228N 校核軸承壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。(4.12) 104976.85h，由于一擋為不常用擋，故合格。 右側(cè)徑向當(dāng)量動(dòng)載荷=5657.076 10014.72h，由于一擋為不常用擋，故合格。輸出軸軸承校核 初選輸出軸的軸承型號，30206（左右），由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得代號為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=103008=24000h 校核軸承壽命）、求水平面齒輪徑向力方向內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得2=2286.165N，=854.5N ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得Y=1.6 ）、軸向力和 由于 所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊）、求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得故左側(cè)軸承X=0.4,Y=1.09, 右側(cè)軸承X=0.4,Y=1.09.徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 =5149.76N 左側(cè)校核軸承壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3