汽車變速器計算

設(shè)計參數(shù)：分動器額定功率：；最大輸入轉(zhuǎn)速：;最小輸入轉(zhuǎn)速：;高速級傳動比：;低速級傳動比：;傳動比計算： 式中：i—汽車的總傳動比；Me—發(fā)動機最大扭矩；；。汽車推動力等于路面摩擦力阻力： 式中：—路面的附著系數(shù)，計算時取=0.6；—汽車的總質(zhì)量；—重力加速度。發(fā)動機機最大扭矩為，齒輪傳動效率為，離合器傳動效率為，軸承傳動效率為故式中：—發(fā)動機的扭矩；—各齒輪傳動比；—為離合器傳動效率；—為軸承傳動效率。中心距確定：根據(jù)經(jīng)驗公式： A-分動器中心距；中心距系數(shù)取8.9-12；輸入最大扭矩；：分動器傳動效率，取97%?？纱_定中心距：；取整A=120mm齒輪的設(shè)計與計算模數(shù)的確定選取各齒輪副模數(shù)如下：常嚙合齒輪：；低速擋：；高速擋：；嚙合套選用漸開線齒形。齒形壓力角及螺旋角按我國規(guī)定的標準壓力角20°,所以分動機齒輪采用的標準壓力角為20°。初選因此低速擋嚙合齒輪螺旋角β=20°。齒寬計算 式（3-1）－齒寬系數(shù)，直齒輪取=4.4~7.0，斜齒輪取=7.0~8.6；：法面模數(shù)嚙合齒輪均采用斜齒輪;斜齒輪齒寬：=mm所有齒寬選用32mm各擋齒輪齒數(shù)的確低速擋齒輪副齒數(shù)的確定齒數(shù)和： 式（3-2）式中：—齒輪的分度圓；—低速擋輸入軸齒輪的齒數(shù)；—低速擋中間軸齒輪的齒數(shù)；；A—為分動器中心距cos—低速擋嚙合齒輪螺旋角。分度圓整取S=56間選定。與2.081最為接近，所以選用。243735262.075253636252.074263537242.075273438232.081283339222.089對中心距進行修正 式（3-3）式中：—為分動器中心距；S—齒輪的分度圓；－法面模數(shù)；—低速擋嚙合齒輪螺旋角。修正中心距，取A=120。重新確定螺旋角，其精確值應(yīng)為式中：—為分動器中心距S—齒輪的分度圓；－法面模數(shù)；—重新確定的低速擋齒輪螺旋角。式中：—常嚙合輸入軸齒輪的齒數(shù)；—常嚙合中間軸齒輪的齒數(shù)；－法面模數(shù)；A—為分動器中心距—重新確定的低速擋齒輪螺旋角。式中：—常嚙合輸入軸齒輪的齒數(shù)；—常嚙合中間軸齒輪的齒數(shù)；—為低速擋傳動比；—低速擋輸入軸齒輪的齒數(shù)；—低速擋中間軸齒輪的齒數(shù)。確定常嚙合齒輪副齒數(shù)分別為=35重新確定螺旋角，其精確值為式中：A—為分動器中心距—齒輪的分度圓；－法面模數(shù)；—重新確定的常嚙合齒輪螺旋角。確定其他齒輪的齒數(shù)齒輪5為中橋輸出軸齒輪，因此齒輪5與后橋輸出軸齒輪3各參數(shù)必須一致。低速擋齒輪： 式（3-4）式中：—高速擋輸入軸齒輪的齒數(shù)；—高速擋中間軸齒輪的齒數(shù)；—為高速擋傳動比；—常嚙合輸入軸齒輪的齒數(shù)；—常嚙合中間軸齒輪的齒數(shù)。根據(jù)，式中：—高速擋輸入軸齒輪的齒數(shù)；—高速擋中間軸齒輪的齒數(shù)；—常嚙合輸入軸齒輪的齒數(shù)；—常嚙合中間軸齒輪的齒數(shù)。可以得出，式中：—高速擋齒輪的螺旋角；—重新確定的高速擋齒輪螺旋角。式中：A—為分動器中心距；－法面模數(shù)；—高速擋輸入軸齒輪的齒數(shù)；—高速擋中間軸齒輪的齒數(shù)；—高速擋齒輪的螺旋角。通過計算可以得到，整取=40，。重新確定螺旋角β，其精確值為式中：A—為分動器中心距；－法面模數(shù)；—高速擋輸入軸齒輪的齒數(shù)；—高速擋中間軸齒輪的齒數(shù)；。齒輪的具體數(shù)據(jù)設(shè)計參數(shù)齒輪高速擋低速擋常嚙合齒輪齒數(shù)輸入軸齒輪6中間軸齒輪7輸入軸齒輪1中間軸齒輪2輸出軸齒輪3中間軸齒輪4403427342734實際傳動比i0.851.261.26螺旋角β22.368021.0428 21.0428法面模數(shù)（mm）344法面齒頂高系數(shù)111法面頂隙系數(shù)0.250.250.25分度圓壓力角20°20°20°分度圓直徑d（mm）120.9103.23110137.64137.64110中心距A（mm）120120120齒頂高（mm）344齒根高（mm）3.7555齒全高（mm）6.7599有效齒寬b（mm）323232當(dāng)量齒數(shù)40.334.4137.534.534.537.5齒輪的強度計算輪齒的彎曲應(yīng)力(1)直齒輪彎曲應(yīng)力公式為：－彎曲應(yīng)力(MPa)；－圓周力(N)，；d－節(jié)圓直徑(mm)；－應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；；b－齒寬(mm)；t－端面齒距(mm)，；m－模數(shù)；y－齒形系數(shù)，如圖因為齒輪節(jié)圓直徑d=mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入式后得 (2)斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為 式中：－圓周力(N)，；d－節(jié)圓直徑(mm)，，－法向模數(shù)(mm)，－齒數(shù)，－斜齒輪螺旋角20°－應(yīng)力集中系數(shù)，；b－齒面寬(mm)；t－法向齒距(mm)，y－齒形系數(shù)；－重合度影響系數(shù)，。將上述有關(guān)參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為 在計算載荷取作用到分動器輸入軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，應(yīng)該為范圍。當(dāng)掛上低速擋時傳遞的轉(zhuǎn)矩最大，因此只要校核低速擋時的彎曲應(yīng)力就可以了。掛上低速擋時：輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩式中：—輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩；－輸入軸上的最大轉(zhuǎn)矩；—輸入軸齒輪的輸入軸齒輪傳動效率；—軸承的軸承的傳動效率。中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 式中：—中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩；—輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩；—輸入軸齒輪的輸入軸齒輪傳動效率；—軸承的軸承的傳動效率；—常嚙合齒輪的傳動比。低速擋齒輪使用斜齒輪，可通過斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式來計算 式(3-8)式中：－齒形系數(shù)通過以上的計算，把各個參數(shù)代入公式后得：所以高低速擋的齒輪的彎曲強度均合格。輪齒接觸應(yīng)力 式中：－輪齒接觸應(yīng)力(MPa)；－齒面上的法向力(N)，，為圓周力(N)，，為計算載荷(N·m)，為節(jié)圓直徑(mm)，為節(jié)點處壓力角(20°)，為齒輪螺旋角(20°)；－齒輪材料的彈性模數(shù)(MPa)，MPa；－齒輪接觸的實際寬度(mm)，斜齒輪用代替；－主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、，、主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在分動器輸入軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700低擋時受力分析低擋時輸入軸受力分析：式中：－低擋時輸入軸圓周力()；－低擋時輸入軸的載荷(N·m)；－中間軸齒輪4的分度圓直徑(mm)。低擋時中間軸受力分析：式中：－低擋時中間軸圓周力()；－低擋時中間軸的載荷(N·m)；－輸出軸齒輪3的分度圓直徑(mm)。齒輪的接觸應(yīng)力公式為 高擋時受力分析：—高速擋輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩；—輸入軸上最大的轉(zhuǎn)矩；—輸入軸齒輪的輸入軸齒輪傳動效率；—軸承的軸承的傳動效率。中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：式中：—高速擋中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩；—高速擋輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩；—輸入軸齒輪的輸入軸齒輪傳動效率；—軸承的軸承的傳動效率；—高速擋齒輪的傳動比。高擋時輸入軸受力分析：式中：－高速擋時輸入軸圓周力(N)；－高速擋時輸入軸的載荷(N·m)；－輸入軸齒輪6的分度圓直徑(mm)。高擋時中間軸受力分析：式中：－高速擋時中間軸圓周力(N)；－高速擋時中間軸的載荷(N·m)；－中間軸齒輪7的分度圓直徑(mm)。所以高低擋齒輪的接觸強度都合格。所以高低速擋的齒輪的彎曲強度均合格。軸的設(shè)計與計算軸的尺寸初選分動器從輸入軸至中間軸的最高直徑為d;可通過中心距按下列公式方法初選 在已經(jīng)確定了中心距A后，輸入軸和中間軸中部直徑可以初步確定，。在草圖設(shè)計過程中，將最大直徑確定為如下數(shù)值：輸入軸=60，中間軸=60mm，輸出軸=65mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計輸入軸：圖4.1輸入軸輸入軸的最小直徑在安裝聯(lián)軸器的花鍵處，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩則： 查《機械設(shè)計綜合課程設(shè)計》手冊表6-97，選用YL11型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1000。半聯(lián)軸器的孔徑為45mm，故取，，CD段裝有圓錐滾子軸承，查《機械設(shè)計綜合課程設(shè)計》表6-67選孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承與之配合其尺寸為所以選取，DE段固定齒輪，故取，根據(jù)整體結(jié)構(gòu)取,FG處是齒輪軸上的齒輪6，分度圓直徑,GH段安裝滾針軸承，因為這個軸承只承受彎矩故可取，滾針軸承尺寸。后橋輸出軸為了防止兩軸研合到一起引起兩周對接卡死，輸入軸與后橋輸出軸間留有0.5mm的間隙，IK段是齒輪軸上的齒輪3，分度圓直徑,IK段安裝軸承，查表取孔徑70mm的30214型圓錐滾子軸承，其尺寸為，故取，LM段段根據(jù)端蓋結(jié)構(gòu)取,MN段安裝軸承，查表選取孔徑為65mm的30213型圓錐滾子軸承，其尺寸為取,NO段安裝輸出軸聯(lián)軸器，取。后橋輸出軸中間軸中間軸cd段是嚙合套外齒輪，分度圓直徑，嚙合套齒輪8與兩邊的齒輪7,2各留有0.5mm的間隙，齒輪7,2的總齒寬為3mm，齒輪2,4間留有間隙5mm，所以，ab,ef段所在的地方進行軸承的安裝，取孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承，。中橋輸出軸中橋輸出軸ef段安裝齒輪5，取，bc,fg段安裝軸承,取孔徑65mm的30213型圓錐滾子軸承，其尺寸為;de,cd段根據(jù)結(jié)構(gòu)取，ab段漸開線齒輪分度圓直徑，gh段安裝聯(lián)軸器，前橋輸出軸前橋輸出軸齒輪在cd段中的分度圓直徑，在段安裝一對圓錐滾子軸承50mm的30210型圓錐滾子軸承與之配合其尺寸為，ab段安裝聯(lián)軸器，取。花鍵的形式和尺寸，式中K為經(jīng)驗系數(shù)，；為最大輸入轉(zhuǎn)矩(Nm)。，根據(jù)《機械設(shè)計綜合課程設(shè)計》表6-58，取輸入軸矩形花鍵尺寸：其中為鍵數(shù)，為小徑，為大徑，為鍵寬其他各花鍵的種類和大小的時候要根據(jù)軸的樣式及大小來選擇，具體參數(shù)列如下。后橋輸出軸矩形花鍵：前橋輸出軸矩形花鍵：中橋輸出軸矩形花鍵：軸承的設(shè)計分動器的軸經(jīng)軸承后裝配于殼體的軸承孔內(nèi),一般采用圓錐滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸承等。因為軸承需要根據(jù)殼體的設(shè)計工藝來進行選擇，而且它會的他使用的車輛的不同來改變,因此在此設(shè)計中常選用雙圓錐滾子軸承安裝在殼體上,而滾動軸承的孔徑則依據(jù)根據(jù)分動器中心距和軸承的孔徑?jīng)Q定,確保了殼體后壁兩軸承孔間的差距不低于。軸承型號的實際工作的載荷要求常在確定基本額定轉(zhuǎn)動載荷時有所不同。在進行軸承壽命估算時,需要先把實際負荷轉(zhuǎn)化為與確定基本額定運動負荷下的載荷要求相一致的假設(shè)載荷,而在這個關(guān)系的影響下讓軸承的使用時間和它的實際負荷要一致的，在這個時候就可以把假設(shè)的所能承受的外力就可以作為當(dāng)量動載荷,一般用值表示。當(dāng)量動載荷的計算公式為 式(4-3)式中：，－徑向、軸向載荷系數(shù)；。－考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，對汽車來說，取1.2～1.8，在此取=1.4。對汽車軸承壽命的要求是轎車，貨車和大客車。則軸承的使用預(yù)期使用壽命可按汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程來計算 式(4-4)式中的汽車平均車速可取。所以軸承失效前汽車行駛的時間為而軸承壽命的計算公式為式中：－當(dāng)量動載荷；－壽命系數(shù)，圓錐滾子軸承，；－軸承轉(zhuǎn)速。將參數(shù)代入公式后得軸軸承的使用壽命符合要求。軸的強度校核從結(jié)構(gòu)可得知,后橋的軸剛度較弱,所以首先對其考慮。從這個軸的結(jié)構(gòu)圖可以得到軸的計算簡圖。當(dāng)確定軸承類型的支點位移時,可以在手冊中查取值。針對系列的圓錐滾子軸承型號來說，，因此作為懸臂梁的軸長。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4.6）。（a）（b）（c）圖4.6軸的載荷分析（d）（e）（f）圖4.6軸的載荷分析（續(xù)）從軸的構(gòu)造圖及其彎矩和扭力圖中,可知道在支點處截面即為軸的危險截面?，F(xiàn)將所算得的次截面處的及的值列于表。表4.1載荷計算載荷水平面H垂直面V支反力FFNH=Ft=17959NFN