黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 I 摘 要 從汽車誕生時起 汽車變速器在汽車傳動系中扮演著至關(guān)重要的角色 現(xiàn)代汽 車上廣泛采用內(nèi)燃機作為動力源 其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小 而復(fù)雜的使用條件則 要求汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化 為解決這一矛盾 在傳動 系統(tǒng)中設(shè)置了變速器 本文以五羊本田新鋒影摩托車的一些整車參數(shù)和發(fā)動機參數(shù)為 依據(jù) 進行變速器的設(shè)計 設(shè)計的主要內(nèi)容包括變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定 變 速器主要參數(shù)如擋數(shù) 傳動比范圍 中心距 各擋傳動比 外形尺寸 齒輪參數(shù) 各 擋齒輪齒數(shù)的選擇 齒輪 軸 軸承的設(shè)計校核 同步器 操縱機構(gòu)及箱體的設(shè)計 在設(shè)計的過程中 本文根據(jù)轎車變速器的設(shè)計要求和車輛動力傳動系統(tǒng)自身的特點 參考多篇文獻資料 以及國內(nèi)外變速器設(shè)計圖冊 從經(jīng)濟性和實用性方面著手進行分 析 設(shè)計出一種兩軸式變速器 關(guān)鍵詞 變速器 齒輪 軸 箱體 設(shè)計 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 II ABSTRACT Since automobile was born the transmission has played a critical role in the drive train A modern car widely uses engines as the power source The range of torque and speed are small but complex using conditions require the automobile s dynamic and fuel economical efficiency can change in a very large range To solve this contradiction transmission is set up in the drive train The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Wu Yang Ben Tian Xin Feng Ying automobile in this text The main design contents include the layout program of transmission drive mechanism the selection of main transmission parameters such as shifts the range of gear ratio center spacing each gear ratio size gear parameters and the mumble of each gear the design and verification of gears shafts and bearings the design of synchronizer manipulation framework and gearbox Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system consulting a great deal of literatures and transmission design drafts from both home and overseas at economical efficiency and practicability angle a small kind of two shafted transmission is designed Key words Transmission Shell Gear Shaft Design 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 1 目 錄 摘要 Abstract 第 1 章 緒論 2 1 1 概述 2 1 2 研究目的意義 2 第 2 章 變速器齒輪的設(shè)計與計算 4 2 1 變速器主要參數(shù)的選擇 4 2 2 變速器格擋傳動比的確定 4 第 3 章 齒輪校核 12 3 1 變速器齒輪的變位 15 3 2 齒輪強度校核 15 第 4 章 軸的設(shè)計及校核 25 4 1 軸的結(jié)構(gòu)尺寸計算 25 4 2 軸的強度計算 26 第 5 章 軸承校核 38 5 1 軸承的選擇及校 核 38 5 2 本章小結(jié) 39 第 6 章 變速箱體的設(shè)計 41 6 1 變速器箱體的選 擇 41 結(jié)論 42 參考文獻 43 致謝 45 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 2 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 3 第 1 章 緒 論 1 1 概述 汽車變速器是汽車傳動系的重要組成部分 由于汽油機額定轉(zhuǎn)矩對應(yīng)的速度范圍 很小 而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化 因此 要用齒輪傳動來適應(yīng)駕駛時車速的變化 變速器是傳動系的主要部件 它的性能對整 車的動力性 燃油經(jīng)濟性以及乘坐舒適性等方面都有十分重要的影響 手動機械變速 器可以完全遵從駕駛者的意志 且結(jié)構(gòu)簡單 傳動效率高 故障率相對較低 經(jīng)濟性 好 環(huán)保性強 物美價廉 因此在市場上仍占有一席之地 開發(fā)手動機械變速器也適 應(yīng)當(dāng)代世界經(jīng)濟的發(fā)展和需要 隨著科技的高速發(fā)展 節(jié)能與環(huán)境保護 應(yīng)用新型材 料 高性能及低成本都可將作為汽車新型變速器的研究方向 1 2 研究目的與意義 在汽車變速箱 100 多年的歷史中 主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程 目前世 界上使用最多的汽車變速器為手動變速器 MT 自動變速器 AT 手自一體變速 器 AMT 無級變速器 CVT 雙離合變速器 DCT 五種型式 它們各有優(yōu)缺點 MT 的節(jié)能效果最好 經(jīng)濟性娛樂性強 但對駕駛技術(shù)要求高 AT 的節(jié)能效果差一些 但是操作簡單 舒適性好 元器件可靠性高 AMT 具備前兩 者的優(yōu)點 但在換擋時會有短暫的中斷 舒適性差一些 CVT 結(jié)構(gòu)簡單 效率高 功率大 車速變化平穩(wěn) 但它的傳動帶容易損壞 無法承受較大的載荷 DCT 結(jié)合 了手動變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性 它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而 來 目前代表變速器的最高技術(shù) 在我國 據(jù)調(diào)查 2007 年手動變速器的市場比重為 74 占據(jù)較大的市場份額 從 2002 到 2007 年間自動檔變速器市場占有率從 9 增長到 26 Global Insight 公司 預(yù)計到 2012 年自動檔變速器將占據(jù) 33 的份額 而乘用車市場自動檔所占的比例可 能達到 44 從 2002 2006 年間 女性用戶從 20 3 增長到 30 9 而自動檔變速器 使用方便特點深受女性用戶群的喜愛 另外在消費者調(diào)查中最受關(guān)注的汽車配件中 第一名是安全氣囊 第二就是自動檔的變速器 在中國 自動檔變速器的市場是十分 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 4 樂觀的 同時手動檔變速器的節(jié)能型 經(jīng)濟性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性 世界最大的手動變速器制造商德國 ZF 公司預(yù)測說 到 2012 年北美市場出售的汽 車中將只有 6 是手動擋 歐洲與美國的情況不同 有機構(gòu)預(yù)測 到 2013 年歐洲有 52 的 汽車還是手動擋 配備自動手動的變速器將只有 10 配備無級變速器的將占 2 配備 雙離合變速器的將占 16 歐洲人崇尚節(jié)能 環(huán)保 喜歡開小型車 更青睞手動變速 器的經(jīng)濟燃油性 而在日本變速器市場 CVT 的市場占據(jù)絕對優(yōu)勢 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性 設(shè)置不同檔位 滿足用來調(diào)整與切斷發(fā)動機 動力向驅(qū)動輪的傳輸并使汽車能倒退行駛 工作可靠 汽車行駛過程中 變速器不得有 跳檔 亂檔 以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn) 工作效率高 噪聲小 結(jié)構(gòu)簡單 方案合理 在 滿載及沖擊載荷條件下 使用壽命長 本次設(shè)計的具體內(nèi)容是結(jié)合設(shè)計要求 在保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性的前 提下 利用所選定的發(fā)動機參數(shù) 完成變速器結(jié)構(gòu)布置和設(shè)計 需要解決的主要問題 包括 使變速器能有效的防止脫檔 跳檔 亂擋并方便掛檔 減小噪音并盡量能達到 輕量化 高承載 低噪聲 換檔操縱性好和經(jīng)濟實用性 使變速器具有良好的動力性 與經(jīng)濟性 換擋迅速 省力 方便 變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小 制造成本 低 拆裝容易 維修方便等要求 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 5 第 2 章 變速器的設(shè)計與計算 2 1 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設(shè)計是在給定主要參數(shù)的情況下進行設(shè)計 整車主要技術(shù)參數(shù)如表 1 所 示 表 1 1 主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動機最大功率 66kw 驅(qū)動橋滿載 0 4t 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 10N m 最大功率時轉(zhuǎn)速 7500 r min 最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速 4600r min 最高車速 55km h 總質(zhì)量 0 12t 2 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 的貨車采用六檔變速器 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(shè)計的轎車變速器為 4 檔變速器 2 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(shè)計最高檔傳動比為 0 923 2 2 變速器各檔傳動比的確定 1 初級傳動比 根據(jù) 本田維修手冊 查得觸及傳動比為 3 350初i 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 6 初鏈變 irnua37 0 1 1 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 變i 發(fā)動機鏈輪傳動比 鏈 變速器觸及傳動比初i 已知 最高車速 55 km h 最高檔為超速檔 得到 0 25 m 發(fā)動maxuv r 機轉(zhuǎn)速 7500 r min 由公式 1 1 得到主減速器傳動比計算公式 np 84 3530 127 037 0 auinri初鏈變 2 關(guān)于鏈傳動比與變速器傳動比的分配 根據(jù)設(shè)計的要求與通過找尋資料 查得關(guān)于 的分配 若要使得車能更好的變鏈 與 i 行駛 節(jié)能環(huán)保 使得變速器能以最佳的狀態(tài)進行運作 得 分配為84 3 鏈變 i 此分配更能有效的使得變速器以最佳的狀態(tài)下運轉(zhuǎn) 達到要求 5 2 變i36 1i鏈 3 變速器各檔速比的配置 一檔傳動比 按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比 即 5 21 變i 63 1min 4607 rnq最 大 轉(zhuǎn) 矩 時 轉(zhuǎn) 速最 大 功 率 時 轉(zhuǎn) 速公 比 則各檔傳動比都可以確定 5 21 i 5 3 12 i 50 3i923 4 i 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 7 2 2 1 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 1 5 31maxgeAiTK 初 式中 A 變速器中心距 mm 中心距系數(shù) 乘用車 8 0 9 3 KA 因從鏈輪傳到變速器時 轉(zhuǎn)矩擴大三倍 故發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為maxeT 30 N m 變速器一檔傳動比為 2 51i 初級傳動比為 3 350初 變速器傳動效率 取 96 g 8 0 9 3 47 87 57 89mm A396 052 0 轎車變速器的中心距在 47 58mm 范圍內(nèi)變化 初取 A 49mm 2 2 2 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(gòu)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(gòu)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 196 47 0 3 0 4 3 AL mm 初選長度為 160mm 2 2 3 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(yīng)合理減小模數(shù) 同時增加 齒寬 為使質(zhì)量小些 應(yīng)該增加模數(shù) 同時減少齒寬 從工藝方面考慮 各檔齒輪應(yīng) 該選用一種模數(shù) 從強度方面考慮 各檔齒輪應(yīng)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(yīng)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(yīng)選得大些 表 1 2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 8 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù) 由表 1 2 選取各檔模數(shù)為 由于2 nm 此變速器要求環(huán)保與節(jié)能 且排量不是很大 發(fā)動能力水平要求一般 所以各檔均采 用直齒輪 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(yīng)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(yīng)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 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(yīng)提高 但當(dāng)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(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋 角 本設(shè)計初無斜齒輪 故無螺旋角 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(yīng)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(yīng)力增加 選用較大的齒寬 工作中會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜 使齒輪沿齒寬 方向受力不均勻造成偏載 導(dǎo)致承載能力降低 并在齒寬方向磨損不均勻 乘用車的發(fā)動機排量 V L 貨車的最大總質(zhì)量 tam 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 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 9 通常根據(jù)齒輪模數(shù) 的大小來選定齒寬 nm 直齒 取為 4 5 8 0 故nckb c mm 取齒寬為16 928 0 54 mb15 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(yīng)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(shè)計取為 1 00 2 1 4 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(yīng)該注意的是 各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù) 以使齒面磨損均勻 根據(jù)圖 1 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 一檔傳動比為 5 21 zi492 hnhzmA 取整得 49 轎車 可在 12 17 之間選取 取 14 則 則一檔傳動比為 1z 352z5 14321 zi 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 10 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 圖 1 1 四檔變速器傳動方案簡圖 2 對中心距 A 進行修正 2hnzmA mm49 取整得 mm 為標準中心矩 490 A0 3 二檔齒數(shù)及傳動比的確定 342zi 1 6 2 430zmAn 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 11 1 7 已知 49mm 1 534 2 將數(shù)據(jù)代入 1 6 1 7 兩式 齒數(shù)取0A2inm 整得 所以二檔傳動比為 193 z34z 579 13042 zi 4 計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 563zi 1 8 2 650zmAn 1 9 已知 49mm 1 150 2 將數(shù)據(jù)代入 1 8 1 9 兩式 齒數(shù)取0A3in 整得 所以三檔傳動比為 25 z6z 130 2653 zi 5 計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 784zi 1 10 2 870zmAn 1 11 已知 49mm 0 923 2 將數(shù)據(jù)代入 1 10 1 11 兩式 齒數(shù)0A4inm 取整得 所以四檔傳動比為 257 z8z 96 0254784 zi 本設(shè)計變速器各檔齒輪均為直齒 且并無倒檔 故各檔經(jīng)計算及修正 傳動比如下 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 13 5 21 i 579 12 i 130 i 96 04 i 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 14 第 3 章 齒輪校核 3 1 變速器齒輪的變位 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(yīng)該逐檔增大 一 二檔和倒檔齒輪 應(yīng)該選用較大的值 一檔齒輪的變位 mm mm49 A492 135 nHmz 端面嚙合角 tan tan 20t tn t 0t t y 一擋齒輪參數(shù) 分度圓直徑 2 12 24mm1n1mzd 3 35 70mm22 齒頂高 2mm anah1 2mm m2 齒根高 2 5mm 1nanfC 25 01 2 5mm2fh 齒全高 4 5mm1fa 齒頂圓直徑 26mm 72mmad 2a2ahd 齒根圓直徑 23 5mm 69 5mm112ffh ff 二檔齒輪的變位 mm mm49 A492 130 nHmz 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 15 端面嚙合角 tan tan 20 t tn t 0t t mAy 二檔齒輪參數(shù) 分度圓直徑 2 19 mm3n3mzd 2 30 60mm44 齒頂高 2mm anah3 2mm m4 齒根高 2 1 0 25 2 5mm 3nanf C 2 1 0 25 2 5mm4fh 齒全高 4 5mm3fa 齒頂圓直 40mm 62mm32d 4a42ahd 齒根圓直徑 37 5m 59 5mm3ffh ff 三檔齒輪的變位 mm mm49 A492 163 nHmz 端面嚙合角 tan tan 20 t tn t 三檔齒輪參數(shù) 分度圓直徑 3 23 46mm5n5zd 2 26 52mm66m 齒頂高 2mm anah5 2mm 6 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 16 齒根高 2 1 0 25 2 5mm 5nanf Chm 2 1 0 25 2 5mm6f 齒全高 4 5mm5fa 齒頂圓直 48mm 54mm52hd 6a62ahd 齒根圓直徑 45 5mm 51 5mm5ff ff 四檔齒輪的變位 mm mm49 A492 5 nHmz 端面嚙合角 tan tan 20 t tn t 四檔齒輪參數(shù) 分度圓直徑 2 25 50mm7n7mzd 2 24 48mm88 齒頂高 2mm anah7 2mm m8 齒根高 2 1 0 25 2 5mm 7nanf C 2 1 0 25 2 5mm8fh 齒全高 4 5mm7fa 齒頂圓直徑 52mm 48mm72d 8a82ahd 齒根圓直徑 49 5m 47 5mm7ffh ff 嚙合角 cos 0 9275 21 95 t tt cos A t 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 17 表 1 3 各檔齒輪的參數(shù) 各檔齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂高 齒根圓 吃定圓直徑 齒根圓直徑 141z24mm 2 mm 2 5 mm 26 mm 23 5 mm 35270 mm 2 mm 2 5 mm 72 mm 69 5 mm 193z38 mm 2 mm 2 5 mm 40 mm 37 5 mm 30460 mm 2 mm 2 5 mm 62 mm 59 5 mm 235z46 mm 2 mm 2 5 mm 48 mm 45 5 mm 26652 mm 2 mm 2 5 mm 54 mm 51 5 mm 257z50 mm 2 mm 2 5 mm 52 mm 49 5 mm 24848 mm 2 mm 2 5 mm 50 mm 47 5 mm 分度圓齒距 P m 3 14 2 6 28mm 基圓齒距 mm90 52cos14 3cos apb 3 2 變速器齒輪強度校核 3 2 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(yīng)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(yīng)采用不同鋼號材料 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 18 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(yīng)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 3 2 2 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核 斜齒輪 1 15 btyKFfw 1 式中 圓周力 N 1FdTFg21 計算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm 為法向模數(shù) mm dzmdn n 應(yīng)力集中系數(shù) 1 65 K K 齒面寬 mm b 法向齒距 t nmt 齒形系數(shù)y 摩擦力影響系數(shù) 主動齒輪 從動齒輪fK1 fK9 0 fK 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 19 圖 1 2 齒形系數(shù)圖 將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式 1 15 整理得到 1 16 ybtKTfgw 2 發(fā)動機最大扭矩為 10 最高轉(zhuǎn)速 7500r min 齒輪傳動效率為 99 離合器傳mN 動效率 99 軸承傳動效率為 96 則輸入軸和輸出軸的扭矩可通過計算得 輸入軸 mNTe 512 89630max1 承離 輸出軸 ig 74 6 30 512 81齒承 89 212齒承 mNiTg 3 02 96 33齒承 1654 0518414齒承 1 一檔齒輪校核 主動齒輪 已知 N mm mm 31052 8 gT 65 1 K2nmmb15 查齒形系數(shù)圖 1 2 得 y 0 125 以上數(shù)據(jù)代入 1 16 式 1 fK6mpt 得 MPaybtKTfgw 78 125 0865 2231 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 20 從動齒輪 已知 N mm mm 31074 6 T65 1 K2nm32 0 查齒形系數(shù)圖 1 2 得 y 0 146 把以上數(shù)據(jù)代入 1 16 9 0fK28mpt 式 得 MPaybtTfgw 62 14 0286159 574 32 MPa350 18 2 二檔齒輪校核 主動齒輪 已知 N mm mm 31052 8 gT65 1 K2nm1 fK 查齒形系數(shù)圖 1 2 得 y 0 115 把以上數(shù)據(jù)代入 1 16 式 得 6mpt MPaybtKfgw 82 715 02865 33 從動齒輪 已知 N mm mm 312078 4 T nm9 0fK 查齒形系數(shù)圖 1 2 得 y 0 140 把以上數(shù)據(jù)代入 1 16 式 得 6 mpt MPaybtKfgw 9 014 2865507 434 MPa30 18 3 三檔齒輪校核 主動齒輪 已知 N mm mm 31052 8 gT65 1 K2nm1 fK 查齒形系數(shù)圖 1 2 得 y 0 103 把以上數(shù)據(jù)代入 1 16 式 得 6mpt MPaybtKfgw 6 103 028615 5 從動齒輪 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 21 已知 N mm mm 31306 T65 1 K2nm9 0 fK 查齒形系數(shù)圖 1 2 得 y 0 092 把以上數(shù)據(jù)代入 1 16 式 得 28 mpt MPaybtfgw 50 1092 8615 3 26 MPa30 18 4 四檔齒輪校核 主動齒輪 已知 N mm mm 31052 8 gT 65 1 K2nm1 fK 查齒形系數(shù)圖 1 2 得 y 0 100 以上數(shù)據(jù)代入 1 16 式 得 6mpt MPaybtKfgw 9 10 028615 37 從動齒輪 已知 N mm mm 301 26 gT 2 nm fK 查齒形系數(shù)圖 1 2 得 y 0 120 以上數(shù)據(jù)代入 1 16 式 得 8mpt MPaybtKfgw 83 6120 86595 238 MPa30 1 3 2 3 輪齒接觸應(yīng)力校核 1 418 0bzjFE 1 17 式中 輪齒接觸應(yīng)力 MPa j 齒面上的法向力 N F cos1F 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 22 圓周力 N 1FdTFg21 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 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 z sinzr sinbr 主從動齒輪節(jié)圓半徑 mm z 表 1 3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 MPaj 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔 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2maxeT 應(yīng)力 見表 1 3 j 1 一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知 N mm MPa 31052 8 gT 20 510 E nmzdm84 22735 mm152 nwkbNF6 0cos81 9 52in 7in74 bzr 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(yīng)力即 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 23 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 1 17 可maxeT 得 MPa1 236 9 57 41 150 2648 021 j MPa 9 j 2 二檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知 N mm MPa 312074 6 T 20 510 E 2 19 38mm3n3mzd 2 30 60mm44 mm152 7 nwkb N3 40cos 61 F2 10sini569 bzr MPa j 98 4 6 150 2348 043 MPa 9 j 3 三檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知 N mm MPa 31078 42 gT 20 510 E 2 23 46mmn5mzd 2 26 52mm26 mm152 7 ncKb N04 8os 4s 31 gTF 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 24 84 20sin6si 73 bzr MPa j 59 18 7 15024 8 065 MPa 20 9 j 4 四檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知 N mm MPa 310 26 gT 20 510 E 2 25 50mmn3mzd 2 24 48mm22 mm152 7 ncKb N34 94 06os1 gTF1 82ini 55 bzrMPa j 3 0 6 581 10 23458 087 MPa 2 9 j 所以 經(jīng)校核齒輪的接觸應(yīng)力都滿足條件 所以 選用的符合設(shè)計內(nèi)容 3 2 4 齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力校核 limliFXRreltNFSY 式中 齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力limF 壽命系數(shù)NY 相對齒根圓角敏感系數(shù)relt 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 25 尺寸系數(shù)NY 表面系數(shù)Rrel 最小安全系數(shù)limFS 查機械設(shè)計手冊可得 920MPa 1 1 0 9 1 1 25 將代入式中可得 liF NYrelt RrelYXlimFS lilimFRreltNFY MPa4 6225 1909 3 2 5 接觸疲勞強度校核 ubdRkFZEH1 節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ 彈性系數(shù) E 重合度系數(shù) 齒輪上圓周力 1F 齒輪寬度 b 齒輪直徑 1Rd 傳動比 u 使用系數(shù) k 查機械設(shè)計手冊得 2 33 189 8 0 73 1 1 1 05 1 26 1 1 1 46HZE ZkAV H k 已知 15mm 2 5 2 14 28mmbu1Rd NdTFR04 285 1 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 26 MPaubdRkFZEH 09 85 281046 173 08193 2 1 MPaH5 3 2 6 齒輪彎曲疲勞強度校核 nFSbmYk 1 式中 齒形修正系數(shù)FSY 重合度系數(shù) 查機械設(shè)計手冊得 4 9 0 64FSY 46 12 051 fauAk 將以上數(shù)據(jù)代入公式中 得 4 35MPa MPaPabmYkF FnS 4 6235 4215 09 81 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 27 第 4 章 軸的設(shè)計與校核 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(yīng)有足夠的剛度和強度 因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變 形 結(jié)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 4 1 軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 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AdL 范圍內(nèi)選取 對輸入軸 0 16 0 18 對輸出軸 0 18 0 21 Ld 輸入軸花鍵部分直徑 mm 可按下式初選取 3maxeTK 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 11 4 4 29mm 3106 4 d 初選輸入 輸出軸支承之間的長度 49 L 選擇軸的最小直徑為 12 根據(jù)軸的制造工藝性要求 20 將軸的各部分尺寸初步設(shè)計如圖 1 3 1 4 所示 圖 1 3 輸入軸各部分尺寸 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 28 圖 1 4 輸出軸各部分尺寸 4 2 軸的強度驗算 4 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 圖 1 5 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖 1 5 所示 若軸在垂直面內(nèi)撓度為 在水平面內(nèi)撓度為cf 和轉(zhuǎn)角為 可分別用下式計算 sf EILbaFfc321 1 23 Ibafs32 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 29 1 24 EILabF31 1 25 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 MP a 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 02 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 齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過 0 002rad cf sf 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 N980123cos0cos211 zmTdFngt N6 5tan98ta r N97011 ta 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 已知 a 23 11mm b 244 89mm L 268mm d 32 5mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 LdEbaFIfrrc 4212136 0 5 046 285 314 0 2396452 cf mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 30 mm15 0 0374 2685 314 0 23979645221 sts fLdEbaFf mm2 scff rad2 7 1 3 451 Ir 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 23 11mm b 244 89mm L 268mm d 50mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 LdEbaFIfrrc 4212136 mm10 5 0 26854 310 239645 2 cf mm 7 4792 ss ff mm20 0222 scf rad02 1 68514 3 34 139 86 403 51 EILabFr 二檔工作時 N3 72cos02cos2 3332 zmTdngt N1 8cstan 78costa22 rF N7 3462t tn2 a 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 已知 a 78 46mm b 189 54mm L 268mm d 42 4mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 2684 1 30 235967846352422 LdEbaFIfrrc mm 08 cf mm5 0 7 2684 1 3 2975322 srs fILbaf 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 31 mm2 075 02 8 2 scff rad02 1684 1 3 34 9 5467 3 2 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 78 46mm b 189 54mm L 268mm d 45mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 268451 30 23967843652422 LdEbaFIfrrc mm 0 cf mm1 0 268451 3 29785364522 sts fLdEbaFf mm2 0 scff rad2 9 0 4 7 452 Ir 三檔工作時 N60581932cos082cos25353 zmTdFngt N 4cstan6costa33 r N2 697t058tn3 aF 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 已知 a 104 21 b 163 79mm L 268mm d 55mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 LdEbaFILfrrc 423236 mm10 5 01 268514 0 2379655 2 cf mm 26 3 44 sts fLdEbaFf mm 080 22 scff 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 32 rad02 36 0268514 30 234 1 079 614 653 5 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 104 21mm b 163 79mm L 268mm d 42mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 26841 30 23794653524223 LdEbaFIfrrc mm 09 cf mm15 0 7 26841 3 26734522 sts fLdEbaFf mm2 0 scff rad2 0 64 19 5 453 Ir 四檔工作時 N6 50423cos018cos27474 zmTdFngt N8 1974cstan6 5costa44 r N2 t 0tn4 aF 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 已知 a 159 45mm b 108 55mm L 268mm d 45mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 268451 30 239841936524224 LdEbaFIfrrc mm 0 cf mm1 0 9 268451 3 298573645224 sts fLdEbaFf mm2 053 scff rad2 57 0 64 1 19 454 Ir 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 33 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 159 45mm b 108 55mm L 268mm d 40mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 268401 3 235 94136524224 LdEbaFIfrrc mm0 0 cf mm15 78 2641 3 285987364224 sts fLdEbaFf mm2 4 scff mm02 9 80 6 51 19 454 Ir 五檔工作時 N8 461273cos9cos29595 zmTdFngt N3 9cs0tan8 461costa55 r N 284t 9tn5 aF 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 已知 a 186 21mm b 81 79mm L 268mm d 40mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 268401 3 23798619643522525 LdEbaFIfrrc mm0 0 cf mm15 5 26841 3 2798649365225 sts fLdEbaFf mm2 4 scff rad02 40 1 18 55 Ir 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 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 34 已知 a 186 21mm b 81 79mm L 268mm d 35mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 2683514 0 23798619643522525 LdEbaFIfrrc mm 0 cf mm1 0 8 263514 2379864965225 sts fLdEbaFf mm2 07 scff mm2 48 0 1 183 455 Ir 倒檔工作時 N8 17632cos092cos211 zmTdFnRgtR N 45cstan8 76costa5 RrR N3 172t 1tn aF 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 已知 a 243 7mm b 24 3mm L 268mm d 29mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 268914 30 2374586352422 LdEbaFIfrRrRc mm 07 cf mm5 0 7 268914 3 281634522 stRs fLdEbaFf mm2 05 scff mm2 16 0 4 3 75 45 IrR N5 7395cos1 28os21313 zmTdFnRgtR N284cs0tan 79costa RnrRF 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 35 N6 28391tan5 739tan RaRF 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 243mm b 24 3mm L 268mm d 33mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 23 1 24 1 25 得到 268314 0 23786435222 LdEbaFIfrRrRc mm 01 cf mm15 0 26834 237596422 stRs fLdEbaFf mm2 0 scff mm2 1 0 4 3 83 45 IrR 由以上可知道 變速器在各檔工作時均滿足剛度要求 4 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 NFt1079 N6 42r N1a 已知 a 23 11mm b 244 89mm L 26mm d 32 5mm 1 垂直面內(nèi)支反力 對 A 點取矩 由力矩平衡可得到 B 點的支反力 即 LFraFBXar 1 1 26 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 26 式 解得 661NB 同理 對 A 點取矩 由力矩平衡公式可解得 NA6 354 2 水平面內(nèi)的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 36 1 27 LFaByr 1 1 28 1rA 將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入 1 27 1 28 兩式 得到 NFBy7 36284 3 計算垂直面內(nèi)的彎矩 B 點的最大彎矩為 1BcABM N mm9 83 26354 aFMAc N mm7911dB N mm 16 8max 4 計算水平面內(nèi)的彎矩 N mm 82 34 FMAyc 5 計算合成彎矩 22TMcA N mm6 23715086 81 1672max2ax TCA 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(yīng)的彎矩 軸在轉(zhuǎn)矩 和彎矩的同時作用下 其應(yīng)力為CMAT 1 29 32dMW 式中 N m 22MCA 軸的直徑 mm 花鍵處取內(nèi)徑 d 抗彎截面系數(shù) mm 3 W 將數(shù)據(jù)代入 3 29 式 得 MPa29 785 14 62233maxinmax d 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 37 在低檔工作時 400MPa 符合要求 圖 1 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 N10792 tF N6 4r N2a 已知 a 23 11mm b 244 89mm L 268mm d 32 5mm N 1 垂直面內(nèi)支反力 對 A 點取矩 由力矩平衡可得到 C 點的支反力 即 cFaLrzrC 1 1 31 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 1 31 式 解得 1045 96NCF 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 38 同理 對 C 點取矩 由力矩平衡公式 bFLcFrrzA1 可解得 N78 1246 AF 2 水平面內(nèi)的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知 1 32 LFraBXr 22 1 33 NB56 將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入 1 32 1 33 兩式 得到 A 472 3 計算垂直面內(nèi)的彎矩 C 點彎矩為 Nmm68 103 2647 aFMACZ MCY FA a Fa2 136172 2Nmm 4 計算水平面內(nèi)彎矩 N mm5 8max 5 計算合成彎矩 N mm7 3205 278402 13672max2 TMzcy 軸上各點彎矩如圖 1 7 所示 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 39 圖 1 7 輸出軸彎矩圖 把以上數(shù)據(jù)代入 1 29 得 MPa1645 91 372023maxaxmax dMW 在低檔工作時 400MPa 符合要求 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 40 第 5 章 軸承的校核 5 1 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 行駛至大修前的總行駛里程 S 來計算 amv 對于汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬公里 貨車和大客車 25 萬公里 amvSL 式中 h186 0 max av26018 03 4 5 1 1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算 初選軸承型號根據(jù)機械設(shè)計手冊選擇 30205 型號軸承 KN KN 37 orC2 3r 1 變速器一檔工作時 N N6 401 rF9 41 aF 軸承的徑向載荷 3545 6N NA6B 軸承內(nèi)部軸向力 查機械設(shè)計手冊得 Y 1 6 N108 23541 YsA N762FB N29 54 081 ssa 所以 N108 aF N9 524 12 as 計算軸承當(dāng)量動載荷 p 查機械設(shè)計手冊得到 37 0 e 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 41 查機械設(shè)計手冊得到 eFAa 3125 065481 01 yx 查機械設(shè)計手冊得到Ba 9 72 24 當(dāng)量動載荷 arpyFxfP 2 1 N92 5047 86 40 2 1 p N1 為支反力 rF h7423 0 1293 860 13 126 PCnLh 表 3 4 變速器各檔的相對工作時間或使用率 gif gif 變速器檔位 車型 檔 位 數(shù) 最高檔 傳動比 3 1 1 30 69 4 1 0 5 3 20 76 5 普通 級 以下 4 1 1 8 23 68 3 1 1 22 77 4 1 0 5 2 10 5 87 4 1 0 5 3 20 76 5 5 1 0 5 2 4 18 5 75 轎 車 中 級 以 上 5 1 0 5 2 15 57 5 25 查表 3 4 可得到該檔的使用率 所以 h05 97423 所以軸承壽命滿足要求 5 2 本章小結(jié) 本章主要對變速器的主要參數(shù)進行了選擇 基本上完成了變速器主要尺寸的計算 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 42 同時對變速器各檔齒輪進行彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度校核 對輸入軸 輸出軸的 基本尺寸進行了設(shè)計 完成了軸的剛度和強度校核 以及完成了各軸軸承校核 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 43 第 6 章 變速器箱體的設(shè)計 6 1 變速器殼體的選擇 變速器殼體的尺寸要盡可能小 同時質(zhì)量也要小 并具有足夠的剛度 用來保證 軸和軸承工作時不會歪斜 變速器橫向斷面尺寸應(yīng)保證能布置下齒輪 而且設(shè)計時還 應(yīng)當(dāng)注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪齒頂之間留有 5 8mm 的間隙 否則由于增加 了潤滑油的液壓阻力 會導(dǎo)致產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱 齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g 要留有不小于 15mm 的間隙 為了加強變速器殼體的剛度 在殼體上應(yīng)設(shè)計有加強肋 加強肋的方向與軸支承 處的作用力方向有關(guān) 變速器殼壁不應(yīng)該有不利于吸收齒輪振動和噪聲的大平面 采 用壓鑄鋁合金殼體時 可以設(shè)計一些三角形的交叉肋條 用來增加殼體剛度和降低總 成噪聲 為了注油和放油 在變速器殼體上設(shè)計有注油孔和放油孔 注油孔位置應(yīng)設(shè)計在 潤滑油所在平面處 同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔 放油孔應(yīng)設(shè)計在殼體的 最低處 放油鏍塞采用永久磁性鏍塞 可以吸住存留于潤滑油內(nèi)的金屬顆粒 為了使 從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤滑油再流回變速器殼體內(nèi) 常在變速 器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設(shè)回油孔 為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力 在 變速器頂部裝有通氣塞 為了減小質(zhì)量 變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時 壁后取 3 5 4mm 采用鑄 鐵殼體時 壁厚取 5 6mm 增加變速器殼體壁厚 雖然能提高殼體的剛度和強度 但會使質(zhì)量加大 并使消耗的材料增加 提高了成本 有圖 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 44 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 45 結(jié) 論 本文是根據(jù)五羊本田新鋒影摩托車的一些主要技術(shù)參數(shù)來設(shè)計一臺二軸變速器 在變速器的設(shè)計過程中 主要的研究內(nèi)容如下 變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定 變 速器主要參數(shù)的選擇 變速器齒輪 軸 軸承的計算和校核 同步器和操縱機構(gòu)及箱 體的設(shè)計等 本文就是圍繞著上述主要內(nèi)容展開的 在設(shè)計過程中應(yīng)該注意一些問題 1 傳動比的布置問題 2 軸與齒輪的配合問題 3 零件與箱體的裝配是否合理 4 變速器設(shè)計完成后 必須要滿足車的使用要求 同時要有很好的加工 工藝性 滿足造價低廉 使用壽命長的特點 在本次設(shè)計過程中 由于缺少實際的工作經(jīng)驗 設(shè)計過程只是根據(jù)一般步驟完成 的 具體的細節(jié)部分考慮不周 這些原因都造成了所設(shè)計的變速器