五檔手動(dòng)變速器課程設(shè)計(jì)

1、課 程 設(shè) 計(jì) 說 明 書題 目： 機(jī)械變速器 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)學(xué)生姓名： 劉洪仟學(xué) 號(hào)： 20073015系部名稱： 汽車與交通工程學(xué)院 專業(yè)班級(jí)： 車輛工程08-4指導(dǎo)教師： 李涵武 蘇清源職 稱： 教授 教授目 錄第一章 基本數(shù)據(jù)選擇011.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)01變速器各擋傳動(dòng)比的確定02中心距03 1.2齒輪參數(shù)04 1.3各擋齒輪齒數(shù)的分配05第二章 齒輪校核17 2.1齒輪材料的選擇原則17 2.2計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩18 2.3齒輪強(qiáng)度計(jì)算18齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算18齒輪接觸應(yīng)力22 2.4計(jì)算各擋齒輪的受力26第三章 軸及軸上支撐件的校核29 3.2軸的強(qiáng)度計(jì)算29初選軸的直徑29軸的強(qiáng)度校核3

2、0 3.3軸承及軸承校核39一軸軸承校核39中間軸軸承校核42第一章 數(shù)據(jù)計(jì)算1.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)：（方案三）學(xué)號(hào)：26最高車速：=96Km/h 發(fā)動(dòng)機(jī)功率：=125KW轉(zhuǎn)矩：=565N.m功率轉(zhuǎn)速：=2600 r/min 車輪： 9.00-20 經(jīng)查： r=484.68mm變速器各擋傳動(dòng)比的確定初選傳動(dòng)比：設(shè)五擋為直接擋，則=1 = 0.377 式中： 最高車速 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 車輪半徑 變速器最大傳動(dòng)比 主減速器傳動(dòng)比主減速器傳動(dòng)比=0.377×=0.377×=4.949雙曲面主減速器，當(dāng)6時(shí)，取=90%，6時(shí)，=85%。商用車在5.08.0范圍，=96% 最大傳動(dòng)比

3、的選擇：滿足最大爬坡度。根據(jù)汽車行駛方程式 （1.1） 汽車以一擋在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡(jiǎn)化為 （1.2） 即，=5.70式中：G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，=9460×9.8=92708N；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=565N.m；主減速器傳動(dòng)比，=4.949；傳動(dòng)系效率，=86.4%；車輪半徑，=484.68mm；滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于貨車取=0.02；爬坡度，取=16.7°滿足附著條件。 ·在瀝青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75即=8.33由得5.708.33；又因?yàn)檩p型商用車=5.08.0；所以，取=6.0 其他各擋傳動(dòng)比的確定： 按等比級(jí)數(shù)

4、原則，一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系：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：，=1.565所以其他各擋傳動(dòng)比為：=3.833，=2.494，=1.565中心距A初選中心距時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式 （1.3） 式中：變速器中心距（mm）；中心距系數(shù)，商用車：=8.69.6 ；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；變速器一擋傳動(dòng)比，=6.0 ；變速器傳動(dòng)效率，取96% ；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=565N.m 。 則，=127.45143.272（mm）初選中心距=130mm。齒輪參數(shù)1、模數(shù) 齒輪的模數(shù)定為4.0mm。2、壓力角國(guó)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

5、角為20°。3、螺旋角貨車變速器螺旋角：18°26°初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為22°4、齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6.08.5，取7.0。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4mm。5、齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。 各擋齒輪齒數(shù)的分配圖1.3.1變速器傳動(dòng)示意圖1、 確定一擋齒輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在1217之間選用，最小為1214，取=12，一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動(dòng)比為 （1.4）為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （1.

6、5）=60.27 取整為62即=-=62-12=502、對(duì)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)。=133.7mm取整為A=135mm。對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos =21.43° 嚙合角 ： cos=o變位系數(shù)之和 =1.59查表得 計(jì)算精確值：A= 一擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =4×50/cos23.29°=217.74mm =52.26mm齒頂高 =5.92mm =5.72mm 式中：齒根高 =1.52mm =1.7

7、2mm齒全高 =7.44mm齒頂圓直徑 =229.58mm =63.70mm齒根圓直徑 =214.70mm =48.82mm 當(dāng)量齒數(shù) =64.52 =15.493、確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)由式（1.3）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 （1.6）=1.44常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，初選=，即 （1.7） = =62.58由式（1.6）、（1.7）得=25.65，=36.93 取整為=26，=37，則：=5.929=6.0對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =135.89mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.433°端面嚙合角 =變位系數(shù)之和 = =0.1

8、988查變位系數(shù)線圖得： 計(jì)算精確值：A= 分度圓直徑 =111.43mm =158.57mm齒頂高 =6.648mm =5.972mm 式中：齒根高 =5.2mm =5.476mm齒全高 =11.848mm齒頂圓直徑 =124.73mm =170.51mm齒根圓直徑 =101.03mm =147.62mm 當(dāng)量齒數(shù) =31.98 =45.54、確定其他各擋的齒數(shù)（1）二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=22° （1.8）=2.693 （1.9）=62.58由式（1.8）、（1.9）得=45.63，=16.95 取整為=46，=17則，=3.85=3.83對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變

9、位：理論中心距 =135.90mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.43°端面嚙合角 =變位系數(shù)之和 =-0.22 = -0.29 =0.07求的精確值： =21.04°二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =197.14mm =72.86mm齒頂高 =4.66mm =3.22mm 式中：齒根高 =4.72mm =6.16mm齒全高 =9.38mm齒頂圓直徑 =206.46mm =79.30mm齒根圓直徑 =187.70mm =60.54mm 當(dāng)量齒數(shù) =56.59 =20.91（2）三擋齒輪為斜齒輪，初選=20° （1.10） = =1.72 （3.11）由式（3

10、.10）、（3.11）得=39.56，=23.00 取整=40，=23 = =2.474=2.449對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝行木?=134.09mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.387 =21.14°端面嚙合角 =變位系數(shù)之和 =0.226 =0.18 =0.046求的精確值： =20.00°三擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =97.90mm =170.27mm齒頂高 =3.185mm =3.275mm 式中：齒根高 =4.28mm =4.82mm齒全高 =7.465mm齒頂圓直徑 =104.27mm =12.915mm齒根圓直徑 =89.34mm =160.63m

11、m 當(dāng)量齒數(shù) =27.72 =48.21（3）四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=24° （1.12）= =1.10 （1.13）由（1.12）、（1.13）得=29.36，=32.30， 取整=30，=33則： = =1.57=1.565對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =137.92mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.398 =21.723°端面嚙合角 =變位系數(shù)之和 =-0.68 =-0.32 =-0.36求螺旋角的精確值： =23.996°四擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =131.55mm =144.49mm齒頂高 =2.52mm =2.36mm 式中：齒根

12、高 =6.28mm =6.44mm齒全高 =8.80mm齒頂圓直徑 =136.39mm =149.21mm齒根圓直徑 =118.79mm =131.61mm 當(dāng)量齒數(shù) =39.35 =43.285、確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(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)算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=11，則：=64mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×1354×(11+2)1=217mm =2=52.25 取=53計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距 = =1

13、48mm計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 =3.59 齒頂圓直徑 13:96mm 12：60mm 11:158mm第二章 齒輪校核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(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)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，齒芯軟。2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)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(hào)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：時(shí)滲碳層深度0.81.2時(shí)滲碳層深度0.

14、91.3時(shí)滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC485312。對(duì)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13。2.2計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為171N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率96%。軸 =56.5×99%×96%=53.69N.m中間軸 =53.69×96%×99%×37/26=72.62N.m軸 一擋

15、=72.62×0.96×0.99×50/12=287.56N.m 二擋=287.56×0.96×0.99×46/17=739.50N.m三擋=739.50×0.96×0.99×40/23=1222.29N.m四擋=1222.29×0.96×0.99×33/30=1277.84N.m五擋=1277.84×0.96×0.99=1214.46N.m 倒擋=1212.46××40/13=3375.30N.m2.3輪齒強(qiáng)度計(jì)算輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算1、

16、倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力圖2.1 齒形系數(shù)圖 （2.1）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(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；齒寬（mm）；模數(shù)；齒形系數(shù)，如圖2.1。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 ，=40，=13，=22，=0.139，=0.143，=0.149，=1912.33N.m，=688.07N.m

17、 =424.91MPa<400850MPa =558.87MPa<400850MPa = 438.83MPa<400850MPa2、斜齒輪彎曲應(yīng)力 （2.2）式中：計(jì)算載荷（N·mm）；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)=7.0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(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，對(duì)貨車為100250MPa。（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ， =247.20MPa<100250MPa =140.82MPa<1002

18、50MPa（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力 =225.00MPa<100250MPa =245.04MPa<100250MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 =187.11MPa<100250MPa =220.50MPa<100250MPa （4）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力=228.73MPa<100250MPa=172.31MPa<100250MPa（5）計(jì)算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 =136.80MPa<100250MPa =136.93MPa<100250MPa輪齒接觸應(yīng)力j （4.3）式中：輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；計(jì)算載荷（N

19、.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4.1。彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×4=28mm表2.1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常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力=11.3

20、5mm=34.94mm = =1417.05MPa<19002000MPa =1453.65MPa<19002000MPa（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=15.69mm=28.90mm = =1075.87MPa<13001400MPa =1103.54MPa<13001400MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=20.65mm=23.94mm = =898.32MPa<13001400MPa =921.31MPa<13001400MPa（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=25.60mm=18.995mm = =813.35MPa<130014

21、00MPa =834.36MPa<13001400MPa （5）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力=14.04mm=30.55mm = =834.04MPa<13001400MPa =813.11MPa<13001400MPa（6）計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=8.89mm=15.05mm=27.36mm = =1557.50MPa<19002000MPa =1272.57MPa<19002000MPa = =1642.47MPa<19002000MPa2.4計(jì)算各擋齒輪的受力（1）一擋齒輪9，10的受力N（2）二擋齒輪7，8的受力（3）三擋齒輪5，6的受

22、力（4）四擋齒輪3，4的受力（5）五擋齒輪1，2的受力（6）倒擋齒輪11，12的受力mm，mm=1912.33N.m,=688.07N.m第三章 軸及軸上支承的校核3.1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(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理14。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，硬度應(yīng)在HRC5863，表面光潔度不低于815。對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控

23、制其不同心度16。對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對(duì)于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少17。3.2軸的強(qiáng)度計(jì)算初選軸的直徑已知中間軸式變速器中心距時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對(duì)中間軸，=0.160.18；對(duì)第二軸，0.180.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1）式中：經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=23.0826.54mm取26mm；第二軸最大直徑=43.257.6mm取50mm；中間軸最大直徑=43.257.6mm取=50mm第二軸：；第一軸及中間軸

24、：第二軸支承之間的長(zhǎng)度=285.71375mm取= mm；中間軸支承之間的長(zhǎng)度=333.33375mm取= mm，第一軸支承之間的長(zhǎng)度=144.44162.5mm取= mmd35d34d33d32d24d25d23d22d21d31圖5.1 軸的尺寸圖軸的強(qiáng)度驗(yàn)算1、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（5.2）、（5.3）、（5.4）計(jì)算 （5.2） （5.3） （5.4） 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），=2.06×105MPa；慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處

25、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。軸在垂直面和水平面內(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。abLFr （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算（2）二軸的剛度一檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.034mm =0.087=-0.00021rad0.002rad二檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.033mm =0.0859=-0.000022rad0.002rad三檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.049mm =0.26=0.00027

26、rad0.002rad四檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.031mm =0.078=0.00048rad0.002rad倒檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.0159mm =0.0437=-0.00044rad0.002rad（3）中間軸剛度abLFr 一檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.031mm =0.079=0.00022rad0.002rad四檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.0133mm =0.0335=0.00009rad0.002rad五檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.0034mm =0.0088=0.0001rad0.002rad倒檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.013mm =0.035

27、=-0.00045rad0.002rad2、軸的強(qiáng)度計(jì)算（1）二軸的強(qiáng)度校核RVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1LRVARVBFr9M906880NmmMc右=482424.73NmmMc左=81131.28Nmm982660Nmm1421.54Nm一檔時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=4489.49N，=10203.39N，=906.88N.m2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=401.64N，=5367.73N，=81131.28N.mm，=482424.73N.mm按第三強(qiáng)度理論得：N.m（2）中間軸

28、強(qiáng)度校核Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt12CDMFr12RVBRVAL3354288.78Nmm131621.78Nmm223021.1Nmm63702.87Nmm1525574.78Nmm433590Nmm1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+由以上兩式可得=-4558.33N，=13692.32N，=-131621.78N.mm，=354288.78N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+由以上兩式可得=2206.16N，=5896.61N，=152574.78N.mm，=63702.87N.mm，=223021.10N.mm按第三強(qiáng)度理論得：N.m N.m3.3軸承及軸承校核一軸軸承校核RV2RH2RH1RV1Fa9Fr9Ft9RH2Ft9RH1L2L1LRV2RV1Fr9MFS2FS1950508.66Nmm481203.67Nmm79850.43Nmm982660Nmm1449350Nmm1、軸及軸承的校核 由于工作轉(zhuǎn)速和軸