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I 現(xiàn)代 SUV 變速器設計 摘要 汽車傳動系是汽車的核心組成部分 其任務是調(diào)節(jié)變換發(fā)動機的性能 將動力有效而經(jīng) 濟地傳至驅(qū)動車輪 以滿足汽車的使用要求 變速器是完成傳動系任務的重要部件 也是決定 整車性能的主要部件之一 變速器的設計水平對汽車的動力性 燃料經(jīng)濟性 換擋操縱的可靠 性與輕便性 傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展 轎車變速器的設計 趨勢是增大其傳遞功率與重量之比 并要求其具有更小的尺寸和良好的性能 本設計以現(xiàn)有企業(yè)正在生產(chǎn)的車型現(xiàn)代途勝手動兩驅(qū) SUV 變速器為基礎 在給定發(fā)動機輸 出轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速及最高車速 最大爬坡度等條件下 著重對變速器齒輪的結構參數(shù) 軸的結構尺 寸等進行設計計算 并對變速器的傳動方案和結構形式進行設計 同時對操縱機構和同步器的 結構進行設計 從而提高汽車的整體性能 關鍵詞 變速器 齒輪 同步器 設計 II HYUDNAI SUV Transmission Design Abstract Transmission line is a core component of the car Its mission is to regulate transformation engine performance the power transmitted effectively and economically driven wheels to meet the requirements of the car Transmission is an important component to complete drivetrain task but also one of the main components determine vehicle performance Design standards for automotive transmission power fuel economy reliability and shift manipulation portability stability and transmission efficiency etc have a direct impact With the development of the automobile industry car design trends is to increase its transmission power to weight ratio is passed and is required to have a smaller size and a good performance The design of existing enterprises are producing models Hyundai Tucson SUV two drive manual transmission based on a given engine output torque speed and maximum speed maximum gradeability and other conditions focusing on the structural parameters of the transmission gears shafts structure size and other design calculations transmission scheme and the design and structure of the transmission while operating mechanism and synchronize the structure design thus improving the overall performance of the car Keywords transmission gear synchronizer design III 目 錄 第 1 章 緒 論 1 1 1 變速器的概述 1 1 2 變速器的種類 1 1 3 設計要求 3 第 2 章 變速器傳動機構布置方案 4 2 1 傳動機構布置方案分析 4 2 1 1 結構方案選定 4 2 1 2 倒檔布置方案 6 2 1 3 總體布置方案確定 6 2 2 零部件結構方案分析 7 2 2 1 齒輪形式 7 2 2 2 變速器軸 7 2 2 3 變速器軸承的選擇 7 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 9 3 1 主要參數(shù)的選擇 9 3 1 1 檔數(shù) 9 3 1 2 傳動比范圍 9 3 1 3 變速器各檔傳動比的確定 9 3 1 4 中心距的選擇 11 3 1 5 變速器的外形尺寸 11 3 1 6 齒輪參數(shù)的選擇 11 3 2 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 13 3 3 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 16 第 4 章 變速器齒輪強度校核 18 4 1 齒輪材料的選擇原則 18 4 2 變速器齒輪彎曲強度校核 18 4 3 輪齒接觸應力校核 20 4 4 倒檔齒輪的校核 22 第 5 章 軸的及軸上零件的設計與選擇 23 5 1 初選軸的直徑 23 5 2 軸的強度驗算 24 5 2 1 軸的剛度計算 24 5 2 2 軸的強度計算 27 IV 5 3 軸承選擇與壽命計算 30 5 3 1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算 30 5 3 2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算 31 第 6 章 變速器同步器及結構元件設計 33 6 1 同步器設計 33 6 1 1 同步器的功用及分類 33 6 1 2 慣性式同步器 33 6 1 3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 34 6 1 4 主要參數(shù)的確定 35 6 2 變速器箱體設計 36 第 7 章 變速器的操縱機構 37 參考文獻 38 致 謝 39 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 1 第 1 章 緒 論 1 1 變速器的概述 變速器作為傳遞力和改變汽車車速的主要裝置 現(xiàn)在對其操縱的方便性和檔位數(shù)方面的要求 愈來愈高 目前 四 五檔特別是五檔的變速器的用量有日漸增加的趨勢 同時 六擋變速器的 裝車率也在上升 變速器是用于改變發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 以適應汽車在起步 加速 行駛以及克服各種路障 的不同條件下對驅(qū)動車輪牽引力級車速不同要求的汽車總成 設置變速器的目的是在各種行駛狀 況下 是汽車獲得不同的牽引力和速度 同時是發(fā)動機在最有利的工作范圍內(nèi)工作 因此它的性 能直接影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性 我們知道 汽車發(fā)動機在一定的轉(zhuǎn)速下能夠達到最好的狀態(tài) 此時發(fā)出的功率你較大 燃油 經(jīng)濟性也比較好 因此 我們希望發(fā)動機總能在其最佳狀態(tài)下工作 但是 汽車在實際使用中還 是需要有不同的速度 這樣就產(chǎn)生了矛盾 這個矛盾需要通過變速器來解決 變速器的作用用一句話來概括就是變速變扭 即減速增扭或增速減扭 為什么減速可以增扭 而增速又要減扭呢 在相同情況下 發(fā)動機輸出的功率是不變的 功率可以表示為 N T 其中 是傳動角速度 T 是扭矩 當 N 固定的時候 和 T 是成反比的 所以減速必增扭 反之亦 然 汽車變速器的就是根據(jù)變速器變速變扭的原理 分成各個檔位對應不同的傳動比 以適應不 同的運行狀況 1 2 變速器的種類 變速器有傳動機構和操縱機構組成 從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看 主要分為 手動變速器 MT 自動變速器 AT 手 自一體變速器 AMT 無級變速器 CVT 1 手動變速器 MT 手動變速器 Manual Transmission 采用齒輪組 每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的 所以各檔 的變速比是個定值 也就是所謂的 級 比如 一檔變速比是 3 85 二檔是 2 55 再到五檔的 0 75 這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比 總共只有 5 個值 即有 5 級 所以說它是有級變 速器 曾有人斷言 繁瑣的駕駛操作等缺點 阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐 手動變速器會在不久 下課 從事物發(fā)展的角度來說 這話確實有道理 但是從目前市場的需求和適用角度來看 筆者認為手動變速器不會過早的離開 首先 從商用車的特性上來說 手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的 以卡車為例 卡車用來運輸 通常要裝載數(shù)噸的貨品 面對如此高的 壓力 除了發(fā)動機需要強勁的動力之 外 還需要變速器的全力協(xié)助 我們都知道一檔有 勁 這樣在起步的時候有足夠的牽引力量 將車帶動 特別是面對爬坡路段 它的特點顯露的非常明顯 而對于其他新型的變速器 雖然具 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 2 有操作簡便等特性 但這些特點尚不具備 其次 對于老司機和大部分男士司機來說 他們的最愛還是手動變速器 從我國的具體情況 來看 手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史 資歷郊深的司機都是 手動 駕車的 他們對手動變速器的認識程度是非常深刻的 如果讓他們改變常規(guī)的做法 這是不現(xiàn)實的 雖然 自動變速器以及無級變速器已非常的普遍 但是大多數(shù)年輕的司機還是崇尚手動 尤其是喜歡超 車時手動變速帶來的那種快感 所以一些中高檔的汽車 尤其是轎車 也不敢輕易放棄手動變速 器 另外 現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學校中 教練車都是手動變速器的 除了經(jīng)濟適用之外 關鍵 是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性 第三 隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭 對于普通工薪階級的老百姓來說 經(jīng)濟型轎車最為合適 手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家 而且經(jīng)濟適用型轎 車的銷量一直在車市名列前茅 例如 夏利 奇瑞 吉利等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟型轎車都是手動變速 的車 它們的各款車型基本上都是 5 檔手動變速 2 自動變速器 AT 自動變速器 AutomaticTransmission 利用行星齒輪機構進行變速 它能根據(jù)油門踏板程度 和車速變化 自動地進行變速 而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可 雖說自動變速汽車沒 有離合器 但自動變速器中有很多離合器 這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉 從而達 到自動變速的目的 在中檔車的市場上 自動變速器有著一片自己的天空 使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車 的時候為了簡便操作 降低駕駛疲勞 盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺 在高速公路上 這 是個體現(xiàn)地非常完美 而且 以北京市來說 現(xiàn)在的交通狀況不好 堵車是經(jīng)常的事情 有時要 不停地起步停步數(shù)次 司機如果使用手動檔 則會反復地掛檔摘檔 操作十分煩瑣 尤其對于新 手來說更是苦不堪言 使用自動檔 就不會這樣麻煩了 在市場上 此類汽車銷售狀況還是不錯的 尤其是對于女性朋友比較適合 通常女性朋友駕 車時力求便捷 而我國要普及這種車型 關鍵要解決的是路況問題 現(xiàn)在的路況狀況不均勻 難 以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢 3 手動 自動變速器 AMT 其實通過對一些車友的了解 他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器 而且在某些時候也需要 自動的感覺 這樣手動 自動變速器便由此誕生 這種變速器在德國保時捷車廠 911 車型上首先推 出 稱為 Tiptronic 它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛 讓駕駛者也能享受手動換 檔的樂趣 此型車在其檔位上設有 選擇檔位 在 D 檔時 可自由變換降檔 或加檔 如同手動檔一樣 自動 手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式 為了駕駛樂趣使用手動檔 而在交通擁擠時 使用自動檔 這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的 筆者曾在上面提到 手動變速器 有著很大的使用群體 而自動變速器也能適應女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩 這樣對于一 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 3 些夫妻雙方均會駕車的家庭來說 可謂是兼顧了雙方 體現(xiàn)了 夫妻檔 雖然這種二合一的配 置擁有較高的技術含量 但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀 比如廣州本田飛度 1 3L CVT 兩廂 南京菲亞特 2004 派力奧 1 3 HL Speedgear 南京菲亞特 西耶那 Speedgear EL 這些 二合 一 的車型價格均在 10 萬元左右 這個價格層面還比較低的 所以 手動 自動車在普及上 還是具有相當?shù)膬?yōu)勢 而汽車廠商和配套的變速器廠家應該以此為契機 根據(jù)市場要求精心打造 此類變速器 因為這類變速器是有比較廣闊的市場的 4 無級變速器 當今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展 是非常迅速的 用戶對于汽車性能的要求是越來越高的 汽車變速器 的發(fā)展也并不僅限于此 無級變速器便是人們追求的 最高境界 無級變速器最早由荷蘭人范 多尼斯 VanDoorne s 發(fā)明 無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速 而 是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速 其傳動比可以隨意變化 沒有換檔的突跳感覺 它能克服普通 自動變速器 突然換檔 油門反應慢 油耗高等缺點 通常有些朋友將自動變速器稱為無級變 速器 這是錯誤的 雖然它們有著共同點 但是自動變速器只有換檔是自動的 但它的傳動比是 有級的 也就是我們常說的檔 一般自動變速器有 2 7 個檔 而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實 現(xiàn)速比的無級變化 并選定幾個常用的速比作為常用的 檔 裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn) 速下自動獲得最合適的傳動比 本次設計的變速器為手動變速器 1 3 設計要求 本次設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計 整車主要技術參數(shù)如下 車型 現(xiàn)代途勝 2013 款 2 0L 手動兩驅(qū)舒適型 發(fā)動機 2 0L 141 馬力 車身尺寸 長 寬 高 4345 1795 1680 軸距 2630mm 最小離地間隙 195mm 最高車速 171Km h 整備質(zhì)量 1541Kg 最大功率 最大功率轉(zhuǎn)速 104KW 6000 rpm 最大扭矩 最大扭矩轉(zhuǎn)速 184N m 4500 rpm 輪胎尺寸 前輪 215 65 R16 后輪 215 65 R16 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 4 第 2 章 變速器傳動機構布置方案 機械式變速器因具有結構簡單 傳動效率高 制造成本低和工作可靠等優(yōu)點 故在不同形式 的汽車上得到廣泛的應用 2 1 傳動機構布置方案分析 2 1 1 結構方案選定 1 兩軸式變速器 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器得到廣泛應用 其中 兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動汽車上 與中間軸式變速器比較 兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少 結構簡單 輪廓尺寸小和容易布置 等優(yōu)點 此外 各中間擋位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力 故傳動效率高同時燥聲也低 因兩軸式變 速器不能設置直接擋 所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載 不僅工作燥聲增大 容易損壞 還 有 受結構限制 兩軸式變速器與一擋速比不可能設計的很大 對于前進擋 兩軸式變速器輸入 軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反 而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同 圖 2 1 示出用在發(fā)動機前置前輪驅(qū)動轎車的兩軸式變速器傳動方案 圖 2 1 兩軸式變速器的傳動方案 2 中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪 驅(qū)動的客車上 變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支撐在發(fā)動機飛輪上 第一軸上的花鍵用來裝設離合器 的從動盤 而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接 在除直接擋以外的其它擋位工作時 中間軸式變 速器的 傳動效率略有降低 這是它的缺點 在擋數(shù)相同的情況下 中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù) 軸的支撐方式 換擋方式和倒擋 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 5 傳動方案以及擋位布置順序上有差別 如圖 2 3 中間軸式五檔變速器傳動方案中 圖 2 3a 所示方案中 除一 倒擋用直齒滑動齒輪換 擋外 其余各擋為常嚙合齒輪傳動 圖 2 3b c d 所示的方案的各前進擋均采用常嚙合齒輪傳動 圖 2 3d 所示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi) 這樣布置除可以提高軸的 剛度 減少齒輪磨損和降低噪聲外還可以在不需要超速擋的條件下 很容易形成一個只有四個前進 擋的變速器 圖 2 4a 所示方案中的一擋 倒擋和圖 2 4b 所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋 其 余各擋均為常嚙合齒輪 圖 2 2 中間軸四檔變速器傳動方案 以上各方案中 凡采用嚙合齒輪傳動的擋位 其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn) 同一 變速器中 有的擋位用用同步器換擋 有的擋位用嚙合套換擋 那么一定是擋位高的用同步器換擋 擋 位低的用嚙合套換擋 發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的承用車采用中間軸式變速器 為縮短傳動軸長度 將第二軸加長置于附 加殼體內(nèi) 如果在附加殼體內(nèi)布置倒擋傳動齒輪和換擋機構 還能減少變速器主體部分的外形尺寸 及提高中間軸和輸出軸的剛度 變速器用圖 2 2c 所示的多支撐結構方案 能提高軸的剛度 這時如用在軸的平面上可分開的 殼體 就能很好的解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題 圖 2 2c 所示方案的高檔從動齒輪處于 懸臂狀態(tài) 同時一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里 而中間擋的同步器布置在中間軸 上是這個方案的特點 綜上所述 由于此次設計的途勝手動變速器是 SUV 變速器 驅(qū)動形式屬于發(fā)動機前置前輪 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 6 驅(qū)動 且可布置變速器的空間較小 對變速器的要求較高 要求運行噪聲小 設計車速高 故選 用二軸式變速器作為傳動方案 選擇 5 檔變速器 并且五檔為超速檔 2 1 2 倒檔布置方案 常見的倒檔布置方案如圖 2 3 所示 圖 2 3b 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪 縮短了中間 軸的長度 但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合 使換檔困難 圖 2 3c 方案能獲得較大的倒檔傳動 比 缺點是換檔程序不合理 圖 2 3d 方案對 2 3c 的缺點做了修改 圖 2 3e 所示方案是將一 倒 檔齒輪做成一體 將其齒寬加長 圖 2 3f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪 換檔換 更為輕便 綜合考慮以上因素 為了換檔輕便 減小噪聲 倒檔傳動采用圖 2 3f 所示方案 圖 2 3 倒檔布置方案 2 1 3 總體布置方案確定 綜上所述選定本次變速器總體布置方案確定如下圖 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 7 1 一檔主動齒輪 2 一檔從動齒輪 3 二檔主動齒輪 4 二檔從動齒輪 5 三檔主動齒輪 6 三檔 從動齒輪 7 四檔主動齒輪 8 四檔從動齒輪 9 五檔主動齒輪 10 五檔從動齒輪 11 倒檔主動齒輪 12 倒檔中間軸齒輪 13 倒檔輸出軸齒輪 圖 2 4 兩軸五檔變速器傳動方案簡圖 2 2 零部件結構方案分析 2 2 1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 直齒圓柱齒輪主要用于一檔 倒檔齒輪 與直齒圓柱齒輪相比 斜齒圓柱齒輪有使用壽命長 運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 工作噪聲低等優(yōu)點 所以本設計 全部選用斜齒輪 變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開 然后用花鍵 過盈配合或者滑動支承等方式之 一與軸連接 齒輪尺寸小又與軸分開 其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 圖 2 7 影響齒輪強度 6 要求b 尺寸 應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度 為了使齒輪裝在軸上以后 保持足夠大的穩(wěn)定性 b 齒輪輪轂部分的寬度尺寸 在結構允許條件下應盡可能取大些 至少滿足尺寸要求 C 2 1 2 4 1 dC 式中 花鍵內(nèi)徑 為了減小質(zhì)量 輪輻處厚度 應在滿足強度條件下設計得薄些 圖 2 7 中的尺寸 可取為花 1D 鍵內(nèi)徑的 1 25 1 40 倍 2 2 2 變速器軸 變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi) 當變速器中心距小 在殼體的同一端面 布置兩個滾動軸承有困難時 輸出軸可以直接壓入殼體孔中 并固定不動 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 8 用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間 應選用矩形花鍵連接 以保證良好的定心和滑動 靈活 而且定心外徑及矩形花鍵齒側的磨削比漸開線花鍵要容易 7 兩軸式變速器輸入軸和中間 軸式變速器中間軸上的高檔齒輪 通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上 兩軸式變 速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間 常設置有滾針軸承 滑動軸承 少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上 此時 軸的表面粗糙度不應低與 m 硬度不8 0aR 低于 58 63HRC 因漸開線花鍵定位性能良好 承載能力大且漸開線花鍵的齒短 小徑相對增大 能提高軸的剛度 所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸 并由螺栓固定 由上述可知 變速器的軸上裝有軸承 齒輪 齒套等零件 有的軸上又有矩形或漸開線花鍵 所以設計時不僅要考慮裝配上的可能 而且應當可以順利拆裝軸上各零件 此外 還要注意工藝 上的有關問題 2 2 3 變速器軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 滑動軸套等 滾針軸承 滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接 并要求兩者有相對運動的地方 8 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小 寬度較大因而容量大 可承受高負荷等優(yōu)點 但也有需要調(diào)整預緊 裝配麻煩 磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點 由于本設計的變速器為兩軸變速器 具有較大的軸向力 所以設計中變速器輸入軸 輸出軸 的前 后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 9 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 3 1 主要參數(shù)的選擇 3 1 1 檔數(shù) 近年來 為了降低油耗 變速器的檔數(shù)有增加的趨勢 目前 乘用車一般用 4 5 個檔位的 變速器 發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔 商用車變速器采用 4 5 個檔或多檔 載質(zhì) 量在 2 0 3 5t 的貨車采用五檔變速器 載質(zhì)量在 4 0 8 0t 的貨車采用五檔變速器 多檔變速器 多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上 檔數(shù)選擇的要求 1 相鄰檔位之間的傳動比比值在 1 8 以下 2 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小 因此 本次設計的 SUV 變速器為 5 檔變速器 3 1 2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值 最高檔通常是直接檔 傳動比 為 1 0 有的變速器最高檔是超速檔 傳動比為 0 7 0 8 影響最低檔傳動比選取的因素有 發(fā)動 機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力 驅(qū)動輪與路面間的附著力 主減速比 和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等 目前乘用車的傳動比范圍在 3 0 4 5 之間 總質(zhì)量輕些的商用車在 5 0 8 0 之間 其它商用車則更大 本設計最高檔傳動比為 0 78 3 1 3 變速器各檔傳動比的確定 1 主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關系式為 12 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 10 3 1 0 37 irnuga 式中 汽車行駛速度 km h au 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 r min n 車輪滾動半徑 m r 變速器傳動比 gi 主減速器傳動比 0 已知 最高車速 171 km h 最高檔為超速檔 傳動比 0 78 車輪滾動半徑maxuv gi 由所選用的輪胎規(guī)格 215 65 R16 得到 mr 95 342 62154 6 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 6000 r min 由公式 3 1 得到主減速器傳動比計算公式 np 816 5178 037 0 3 aguinri 2 最抵檔傳動比計算 按最大爬坡度設計 滿足最大通過能力條件 即用一檔通過要求的最大坡道角 坡道時 max 驅(qū)動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力 加速阻力為零 空氣阻力忽略不計 13 用 公式表示如下 3 2 maxmax 0max sinco GfriTtge 式中 G 車輛總重量 N 坡道面滾動阻力系數(shù) 對瀝青路面 0 01 0 02 f 發(fā)動機最大扭矩 N m maxeT 主減速器傳動比 0i 變速器傳動比 g 為傳動效率 0 85 0 9 t R 車輪滾動半徑 最大爬坡度 一般 SUV 要求能爬上 20 的坡 此處取 max 5 21 由公式 3 2 得 3 3 te giTrGi 0maxax1 snco 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 11 已知 m 1541kg r 0 343m g 9 8m s2015 f 5 31max mNTe 184max816 50 i 把以上數(shù)據(jù)代入 3 3 式 87 t 2875 016 8434 2sin92cos 94 1 gi 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件 即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時 驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象 公式表示如下 ntgeFriT 10max 3 4 te ngii0max1 式中 驅(qū)動輪的地面法向反力 nFFn1 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù) 對干燥凝土或瀝青路面 可取 0 7 0 8 之間 已知 前輪軸荷 kg 取 0 6 把數(shù)據(jù)代入 3 4 式得 548 01 m 65 287 016 349 gi 所以 一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是 2 gi 初選一檔傳動比為 2 6 3 變速器各檔速比的配置 按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比 即 qii 54321 35 178 062451 i057 13 42 96 4312 qiq 3 1 4 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 14 3 5 31maxgeAiTK 式中 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 12 A 變速器中心距 mm 中心距系數(shù) 乘用車 8 9 9 3 KAK 發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為 184 N m maxeT 變速器一檔傳動比為 2 6 1i 變速器傳動效率 取 96 g 8 9 9 3 8 9 9 3 7 715 68 67 71 75mm A396 02184 轎車變速器的中心距在 60 80mm 范圍內(nèi)變化 初取 A 70mm 3 1 5 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸 可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定 影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù) 換檔機構形式以及齒輪形式 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用 238 107 4 3 0 4 3 0 AL mm 初選長度為 230mm 3 1 6 齒輪參數(shù)的選擇 1 模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是 為了減少噪聲應合理減小模數(shù) 同時增加齒寬 為使 質(zhì)量小些 應該增加模數(shù) 同時減少齒寬 從工藝方面考慮 各檔齒輪應該選用一種模數(shù) 從強 度方面考慮 各檔齒輪應有不同的模數(shù) 對于轎車 減少工作噪聲較為重要 因此模數(shù)應選得小 些 對于貨車 減小質(zhì)量比減小噪聲更重要 因此模數(shù)應選得大些 表 3 2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù) 由表 3 2 選取各檔模數(shù)為 由于轎車對0 3 nm 降低噪聲和振動的水平要求較高 所以各檔均采用斜齒輪 2 壓力角 壓力角較小時 重合度較大 傳動平穩(wěn) 噪聲較低 壓力角較大時 可提高輪齒的抗彎強度 和表面接觸強度 對于轎車 為了降低噪聲 應選用 14 5 15 16 16 5 等小些的壓力角 對貨車 為提高齒輪強度 應選用 22 5 或 25 等大些的壓力角 15 國家規(guī)定的標準壓力角為 20 所以普遍采用的壓力角為 20 嚙合套或同步器的壓力角 有 20 25 30 等 普遍采用 30 壓力角 乘用車的發(fā)動機排量 V L 貨車的最大總質(zhì)量 ta 車 型 1 0 V 1 6 1 6 V 2 5 6 0 14 模數(shù) mmnm2 25 2 75 2 75 3 00 3 50 4 50 4 50 6 00 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 13 本變速器為了加工方便 故全部選用標準壓力角 20 3 螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲 輪齒的強度和軸向力有影響 選用大些的螺旋角時 使齒輪 嚙合的重合度增加 因而工作平穩(wěn) 噪聲降低 試驗證明 隨著螺旋角的增大 齒的強度相應提高 但當螺旋角大于 30 時 其抗彎強度驟 然下降 而接觸強度仍繼續(xù)上升 因此 從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā) 并不希望用過大的螺 旋角 而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼 應當選用較大的螺旋角 本設計初選螺旋角全部為 22 4 齒寬 b 齒寬對變速器的軸向尺寸 質(zhì)量 齒輪工作平穩(wěn)性 齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度 等均有影響 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量 應該選用較小的齒寬 另一方面 齒寬減 小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱 此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償 但這時軸 承承受的軸向力增大 使其壽命降低 齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加 選用較大的齒寬 工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜 使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載 導致承載能力降低 并在齒寬方向磨損不均勻 通常根據(jù)齒輪模數(shù) 的大小來選定齒寬 nm 斜齒 取為 6 0 8 5 取 7 8nckb c mm45 217 8 5 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度 輪齒強度 工作噪聲 輪齒相對滑動速度 輪齒根切和齒頂厚度等有 影響 若齒頂高系數(shù)小 則齒輪重合度小 工作噪聲大 但因輪齒受到的彎矩減小 輪齒的彎曲 應力也減少 因此 從前因齒輪加工精度不高 并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上 所以曾采 用過齒頂高系數(shù)為 0 75 0 80 的短齒制齒輪 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 為了增加齒輪嚙合的 重合度 降低噪聲和提高齒根強度 有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1 00 的細高齒 本設計取為 1 00 3 2 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在初選中心距 齒輪模數(shù)和螺旋角以后 可根據(jù)變速器的檔數(shù) 傳動比和傳動方案來分配各 檔齒輪的齒數(shù) 應該注意的是 各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù) 以使齒面磨損均勻 16 根據(jù)圖 3 1 確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比 1 一檔齒數(shù)及傳動比的確定 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 14 一檔傳動比為 6 21 zi27 430 cos72 3cos2 hnnhzmAz 取整得 43 轎車 可在 12 17 之間選取 取 12 則 1z 312 z 則一檔傳動比為 583 21i 1 一檔主動齒輪 2 一檔從動齒輪 3 二檔主動齒輪 4 二檔從動齒輪 5 三檔主動齒輪 6 三檔 從動齒輪 7 四檔主動齒輪 8 四檔從動齒輪 9 五檔主動齒輪 10 五檔從動齒輪 11 倒檔主動齒輪 12 倒檔中間軸齒輪 13 倒檔輸出軸齒輪 圖 3 1 兩軸五檔變速器傳動方案簡圖 2 對中心距 A 進行修正 coshnzm 57 69243 取整得 mm 為標準中心距 0A0 中心距調(diào)整后取 則31 21 z 86 2 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 15 3 二檔齒數(shù)及傳動比的確定 3 6 926 1342 zi 3 7 cos 40mAn 已知 70mm 1 926 3 0 將數(shù)據(jù)代入 3 6 3 7 兩式 齒數(shù)取0A2in 2 整得 所以二檔傳動比為 153 z84 867 15342zi 4 計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 3 8 47 1563 zi 3 9 cos2 60mAn 已知 70mm 1 427 3 0 將數(shù)據(jù)代入 3 8 3 9 兩式 齒數(shù)取0A3in 整得 所以三檔傳動比為 185 z256 389 1563zi 5 計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 3 10 057 1784 zi 3 11 cos2 80zmAn 已知 70mm 1 057 3 0 將數(shù)據(jù)代入 3 10 3 11 兩式 齒數(shù)0A4in 取整得 所以四檔傳動比為 217 z8 048 12784 zi 6 計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比 3 10 8 0915 zi 3 11 cos2 100zmAn 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 16 已知 70mm 0 78 3 0 將數(shù)據(jù)代入 3 10 3 11 兩式 齒數(shù)0A5inm 2 取整得 所以五檔傳動比為 249 z190 792 041905 zi 8 計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比 初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為 23 輸入軸齒輪齒數(shù) 11 為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運12z1 動干涉齒輪 11 和齒輪 13 的齒頂圓之間應保持有 0 5mm 以上的間隙 即滿足以下公式 3 14 0135 2cos Amn 已知 把數(shù)據(jù)代入 3 14 式 齒數(shù)取整 解得 21 0 nm7 A 則倒檔傳動比為 913z 64 2193ziR 輸入軸與倒檔軸之間的距離 mm 取 3 52cos 0 cos2 12 zmAn 5 A 輸出軸與倒檔軸之間的距離 mm 取 81cs 9 3cs 123 zn 84 3 3 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 采用變位齒輪的原因 配湊中心距 提高齒輪的強度和使用壽命 降低齒輪的嚙合噪聲 17 為了降低噪聲 對于變速器中除去一 二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一 些的數(shù)值 一般情況下 隨著檔位的降低 總變位系數(shù)應該逐檔增大 本次設計螺旋角定為 一檔至五檔 倒檔 2 1 根據(jù)設計手冊及相關圖表得 一檔齒輪的變位 當 A0 70 Z1 12 Z2 31 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 變位系數(shù)分 2 配為 X1 0 324 X2 0 198 二檔齒輪的變位 當 A0 70 Z3 15 Z4 28 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 變位系數(shù) 分配為 X3 0 311 X4 0 211 三檔齒輪的變位 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 17 當 A0 70 Z5 18 Z6 25 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 2 變位系數(shù)分配為 X5 0 296 X6 0 226 四檔齒輪的變位 當 A0 70 Z7 21 Z8 22 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 變位系數(shù)分配為 X7 0 270 X8 0 252 五檔齒輪的變位 當 A0 70 Z9 24 Z10 19 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 2 變位系數(shù)分配為 X9 0 234 X10 0 288 倒檔齒輪的變位 輸入軸與倒檔軸之間 當 A0 46 Z11 11 Z12 23 時 查得總變位系數(shù) X 0 200 21 變位系數(shù)分配為 X11 0 17 X12 0 03 輸出軸與倒檔軸之間 當 A0 80 Z12 23 Z13 29 時 查得總變位系數(shù) X 0 12 變位系數(shù)分配為 X12 0 03 X13 0 15 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 18 第 4 章 變速器齒輪強度校核 4 1 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 但是對于一般動力傳輸齒輪 要求其材料具有足夠的強度和耐磨性 而且齒面硬 齒芯軟 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 料硬度應略高于大齒輪 且使兩輪硬度差在 30 50HBS 左右 為提高抗膠合性能 大 小輪應 采用不同鋼號材料 3 考慮加工工藝及熱處理工藝 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯 可選用鑄鋼或鑄鐵 中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯 可選擇鍛鋼制作 尺寸較小而又要求不高 時 可選用圓鋼作毛坯 軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼 經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后 再進行切 削加工即可 硬齒面齒輪 硬度 350HBS 常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼 或中碳合金鋼 切齒后表面淬火 以獲得齒面 齒芯韌的金相組織 為消除熱處理對已切輪齒 造成的齒面變形需進行磨齒 但若采用滲氮處理 其齒面變形小 可不磨齒 故可適用于內(nèi)齒輪 等無法磨齒的齒輪 18 由于一對齒輪一直參與傳動 磨損較大 齒輪所受沖擊載荷作用也大 抗彎強度要求比較高 應選用硬齒面齒輪組合 所有齒輪均選用 20CrMnTi 滲碳后表面淬火處理 硬度為 58 62HRC 4 2 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核 斜齒輪 3 15 btyKFw1 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 19 式中 圓周力 N 1Fd TFg21 計算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm 為法向模數(shù) mm d cos zmdn n 斜齒輪螺旋角 應力集中系數(shù) 1 50 K K 齒面寬 mm b 法向齒距 t nmt 齒形系數(shù) 可按當量齒數(shù) 在齒形系數(shù)圖 3 2 中查得 y 3coszn 重合度影響系數(shù) 2 0 K K 圖 3 2 齒形系數(shù)圖 將上述有關參數(shù)據(jù)代入公式 3 15 整理得到 3 16 KyzmTcngw3os2 1 一檔齒輪校核 已知 31084 gT 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 20 N mm mm X1 0 324 2 5 1 K0 3 nm0 7 cK0 2 K 查齒形系數(shù)圖 3 2 得 y 0 153 把以上數(shù)據(jù)代入 3 16 式 得 6cos33 zn MPa 04 27153 0214 3 cos8231 KymzTcngw 2 二檔齒輪校核 已知 308 g N mm mm X3 0 311 5 1 0 n0 7 cK0 2 K 查齒形系數(shù)圖 3 2 得 y 0 157 把以上數(shù)據(jù)代入 3 16 式 得 7 2cos33 zn MPa 69 25715 0314 cos8233 KymzTcngw 其他各檔位齒輪的校核同理 此處不再一一復述 對于轎車當計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時 其許用應力不超過 180 350MPa 以上各 檔均合適 4 3 輪齒接觸應力校核 3 17 1 418 0bzjFE 式中 輪齒接觸應力 MPa j 齒面上的法向力 N F cos 1F 圓周力 N 1 d TFg21 計算載荷 N mm 為節(jié)圓直徑 mm gT 節(jié)點處壓力角 為齒輪螺旋角 齒輪材料的彈性模量 MPa E510 2 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 21 齒輪接觸的實際寬度 mm b 主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm 直齒輪 斜z sinzr sinbr 齒輪 2cosinzr 2cosinbr 主從動齒輪節(jié)圓半徑 mm zb 表 3 3 變速器齒輪許用接觸應力 MPaj 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300 1400 650 700 將作用在變速器第一軸上的載荷 作為作用載荷時 變速器齒輪的許用接觸應力 見2 maxeT j 表 3 3 1 一檔齒輪接觸應力校核 已知 N mm MPa 31084 gT 0 5106 2 E mm 7 927201hzAd mm 3 104202 h mm 9cos36 ncmKb N 5 9042cos07 1842231 dTFg 7 20cos2in93 10cos2insi isisi 2212 drbz 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力 故只計算一個齒輪的接觸應力即可 將作用 在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷 將以上數(shù)據(jù)代入 3 17 可得 maxeT MPa 4 1802 7 87 10625904 521 j 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 22 2 二檔齒輪接觸應力校核 已知 N mm MPa 31084 gT 20 5106 2 E mm 84 572303hzAd mm 16 93404 h mm 2cos6 ncmKb N 18 732cos084 133 dTFg incos2insi 23 rz 1 9cos0i16 9ii 2242 db 同一檔 將以上數(shù)據(jù)代入 3 17 可得 MPa 94 527 1 7 8 7 1834 053 j 其他各檔位校核同理此處不再一一復述 以上各檔變速器齒輪的接觸應力均小于齒輪的許用接觸應力 所以各檔均合格 j 4 4 倒檔齒輪的校核 由于采用斜齒故與前五檔校核相同 1 齒根彎曲疲勞許用應力計算 倒檔輸入齒輪 已知 N mm mm X11 0 17 3084 gT 21 5 K0 3 nm0 7 cK 查齒形系數(shù)圖 3 2 得 y 0 132 把以上數(shù)據(jù)代入 2 K 2 cos33 zn 3 16 式 得 MPa 35721 0314 cos8s37 KymzTcngw 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 23 2 齒面接觸疲勞許用應力的計算 19 已知 N mm MPa 31084 gT 20 1 5106 2 E86 14cos2insi 7ss10292 drbz N 9 79TFg 同一檔 將以上數(shù)據(jù)代入 3 17 可得 MPa 150389 1 78 4 87 1062904 51 j 所以倒檔齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均合格 第 5 章 軸的及軸上零件的設計與選擇 變速器在工作時 由于齒輪上有圓周力 徑向力和軸向力作用 變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎 矩 要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度 因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形 結果破壞了齒輪的 正確嚙合 對齒輪的強度 耐磨性等均有不利影響 5 1 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距 時 軸的最大直徑 和支承距離 的比值可在以下范圍內(nèi)選取 AdL 對輸入軸 0 16 0 18 對輸出軸 0 18 0 21 Ld L 輸入軸花鍵部分直徑 mm 可按下式初選取 3maxeTKd 式中 經(jīng)驗系數(shù) 4 0 4 6 K 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 N m maxeT 輸入軸花鍵部分直徑 21 49 24 71mm 31156 40 d 初選輸入 輸出軸支承之間的長度 270mm L 按扭轉(zhuǎn)強度條件確定軸的最小直徑 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 24 3 22 33 2 0195nPd 式中 d 軸的最小直徑 mm 軸的許用剪應力 MPa P 發(fā)動機的最大功率 kw n 發(fā)動機的轉(zhuǎn)速 r min 將有關數(shù)據(jù)代入 3 22 式 得 mm 98 2360142 95 2 01953333 nPd 所以 選擇軸的最小直徑為 25mm 根據(jù)軸的制造工藝性要求 20 將軸的各部分尺寸初步設計如圖 3 3 3 4 所示 圖 3 3 輸入軸各部分尺寸 圖 3 4 輸出軸各部分尺寸 5 2 軸的強度驗算 5 2 1 軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角 前者使齒輪中心 距發(fā)生變化 破壞了齒輪的正確嚙合 后者使齒輪相互歪斜 致使沿齒長方向的壓力分布不均勻 初步確定軸的尺寸以后 可對軸進行剛度和強度驗算 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 25 圖 3 5 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖 3 5 所示 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cf sf 可分別用下式計算 3 23 EIL baFfc321 3 24 I fs2 3 25 EILabF31 式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力 N 1F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力 N 2 彈性模量 MPa 2 1 105 MPa EE 慣性矩 mm4 對于實心軸 I 64dI 軸的直徑 mm 花鍵處按平均直徑計算 d 齒輪上的作用力距支座 的距離 mm abAB 支座間的距離 mm L 軸的全撓度為 mm 2 0 2 scff 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 0 05 0 10mm 0 10 0 15mm 齒輪所在 cf sf 平面的轉(zhuǎn)角不應超過 0 002rad 1 變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核 1 軸上受力分析 一檔工作時 N 046 798123cos084cos211 zmTdFngt 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 26 N 74 3152cos0tan46 798costan11 rF N8 t t1 a 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 已知 a 23mm b 231 24mm L 254 24mm d 35 5mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 LdEbaFIfrrc 4212136 mm 10 5 071 2 5 0 237542 cf mm 5 8 245 3 10 3669864541 sts fLdEbaFf mm 0197 222 scff rad 02 78 24 5 34 10 36 453 451 EILabr 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 25 25mm b 231 24mm L 256 49mm d 43mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 LdEbaFIfrrc 4212136 mm 10 5 04 9 25 0 2357442 cf mm 1 631 698452 ss ff mm2 0897 0 222 scff rad 02 14 49 56314 3 5743 1 EILabFr 二檔工作時 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 27 N 29 640150 3cos842cos2332 zmTdFngt N 7 cstan9 60costa22 r N25 6t 4tn2 aF 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 已知 a 76 74mm b 177 5mm L 254 24mm d 43 5mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 24 5 314 0 236767953644222 LdEbaFILfrrc mm1 0 5 0168 cf mm 15 0 04279 5 43 23676945222 srs fILbaf mm 09180 222 scff rad 02 14 024 5 314 36 7 7695473 452 EILabFr 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 79mm b 177 5mm L 256 49mm d 40mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 49 256014 3 23 795364222 LdEbaFILfrrc mm10 5 0468 cf mm 15 0 0628 495 3 2 794352242 sts fLdbaf mm 06806 22 scff rad 02 17 49 2514 3 36 7 79543 52 EILabFr 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 28 其他各檔位工作時剛度校核計算同理 此處不再一一復述 由以上可知道 變速器在各檔工作時均滿足剛度要求 5 2 2 軸的強度計算 變速器在一檔工作時 對輸入軸校核 計算輸入軸的支反力 N 046 798120 3cos84cos211 zmTdFngt N 5cstan6 79costa1 r N38 27t04 8tn1 aF 已知 a 23mm b 231 24mm L 254 24mm d 35 5mm 1 垂直面內(nèi)支反力 對 B 點取距 FAY a b Fa1 r1 Fr1 b 0 代入得 FAY 2623 567N 對 A 點取距 FBY a b Fa1 r1 Fr1 a 0 代入得 FBY 512 173N 2 水平面內(nèi)的支反力 對 B 點取距 FAX a b Ft1 b 0 代入得 FAX 7265 402N 對 A 點取距 FBX a b Ft1 b 0 代入得 FBX 722 644N 3 計算垂直面內(nèi)的彎矩 軸上各點彎矩如圖 3 6 所示 作用在齒輪上的徑向力和軸向力 使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形 而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲 變形 在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后 計算相應的彎矩 軸在轉(zhuǎn)矩BMH 和彎矩的同時作用下 其應力為T 3 29 3 2dWM 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 29 式中 N m 22TMBH 軸的直徑 mm 花鍵處取內(nèi)徑 d 抗彎截面系數(shù) mm3 W 將數(shù)據(jù)代入 3 29 式 得 MPa 04 57 314 295032maxinmax d 在低檔工作時 400MPa 符合要求 圖 3 6 輸入軸的彎矩圖 對輸出軸校核 計算輸出軸的支反力 齒輪受力如下 N 05 798120 3cos84cos2112 zmTdFngt N 5cstan6 79costa12 r N38 27t04 8tn aF 已知 a 25 25mm b 231 24mm L 256 49mm d 43mm 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 30 軸上各點彎矩如圖 3 7 所示 1 垂直面內(nèi)支反力 對 B 點取距 FAY a b Fa2 r2 Fr2 b 0 代入得 FAY 3097 58N 對 A 點取距 FBY a b Fa2 r2 Fr2 a 0 代入得 FBY 38 16N 2 水平面內(nèi)的支反力 對 B 點取距 FAX a b Ft2 b 0 代入得 FAX 786 69N 對 A 點取距 FBX a b Ft2 b 0 代入得 FBX 7357 39N 圖 3 7 輸出軸彎矩圖 把以上數(shù)據(jù)代入 3 29 得 MPa 0 213 dMWAXAXM 在低檔工作時 400MPa 符合要求 5 3 軸承選擇與壽命計算 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度