中型专用汽车变速器设计说明毕业论文.doc

摘 要 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速 目的是在原地起步 爬 坡 转弯 加速等各种行驶工况下 使汽车获得不同的牵引力和速度 同时使发 动机在最有利的工况范围内工作 所以变速器的结构设计的合理性直接影响到汽 车动力性和经济性 设计要求达到换挡迅速 省力 方便 有较高的工作效率 工作噪声低 因此变速器在汽车中得到广泛应用 本次设计的是五个前进档加一个倒档的中型专用车的变速器 为了使该变速 器应用范围更加的广泛 应用到不同工程上 使得本变速器带有取力器 变速器 采用中间轴式 换档形式采用的是同步器和滑移齿轮换档 使的换档方便 可靠 操纵机构设有自锁和互锁装置 先利用已知参数确定各挡传动比 再后确定齿轮的模数 压力角 齿宽等参 数 由中心矩确定箱体的长度 高度和中间轴及二轴的轴径 然后对中间轴和各 挡齿轮进行校核 在设计过程中 利用 CAXA 绘图 运用 MATALAB 软件编程 最 后绘制装配图及零件图 通过本次设计 使所设计的变速器工作可靠 传动效率更高 关键词 变速器 同步器 齿轮 取力器 Abstract To change the engine used to spread transmission of torque and wheel speed the aim of starting in place climb turn and accelerate a variety of driving conditions different vehicle traction and speed while the engine in the most favorable range conditions Therefore the reasonability of the structure design of a transmission gearbox directly affects the vehicle s dynamic performance It is usually required shifting gears rapidly and conveniently saving force and having a higher working efficiency and low working noises The design of the five forward file plus a reverse of the transmission medium sized special vehicle In order to make the transmission more broad range of applications application to a different project make a check of the power transmission device Transmission use of the middle axis shifting the form of using the synchronizer gear shift and sliding to make the shift easy and reliable Manipulation of institutions with self locking and interlocking devices Using the given basic parameters it was firstly determined the transmission ratio of each shift the shaft center distances the gear modulus the gear pressing angles and widths and so on And then the general dimension of the gearbox including its length width and height and then on the intermediate shaft and the block to check gear During the design process using CAXA mapping the use of software programming MATALAB The final assembly drawing and components drawing Fig Through this design so that the design of the transmission of reliable efficient transmission Key words Transmission Synchronizer Gear Take out of power 目 录 第一章第一章 前前 言言 1 1 第二章第二章 变速器结构概述变速器结构概述 2 2 第三章第三章 变速器各主要参数的设计计算变速器各主要参数的设计计算 3 3 3 1 变速器传动比的确定 3 3 2 中心距的初步确定 4 3 3 轴的直径的初步确定 4 3 4 齿轮模数的确定 5 3 5 齿轮压力角的选择 5 3 6 各档齿轮齿数的分配 5 3 7 变位系数的选择 7 3 8 齿轮齿宽的设计计算 7 3 9 变速器同步器的设计计算 8 第四章第四章 变速器中间轴的校变速器中间轴的校核核 11 4 1 中间轴常啮合齿轮处进行校核 11 4 2 对中间轴四挡齿轮处进行校核 12 4 3 对中间轴三挡齿轮进行校核 13 4 4 对中间轴二挡齿轮处进行校核 14 4 5 对中间轴一档挡齿轮处进行校核 14 第五章第五章 变速器各档齿轮强度的校核变速器各档齿轮强度的校核 16 5 1 齿轮弯曲应力计算 16 5 1 1 二轴一挡直齿轮校核 16 5 1 2 倒挡直齿轮校核 16 5 1 3 二轴二挡斜齿轮校核 17 5 1 4 二轴三挡斜齿轮校核 17 5 1 5 二轴四挡斜齿轮校核 17 5 1 6 二轴常啮合斜齿轮校核 18 5 1 7 中间轴一档齿轮校核 18 5 1 8 中间轴二档齿轮校核 18 5 1 9 中间轴三档齿轮校核 19 5 1 1 0 中间轴四档齿轮校核 19 5 1 1 1 中间轴常啮合齿轮校核 19 5 2 齿轮接触应力计算 19 5 2 1 二轴一挡直齿轮校核 20 5 2 2 二轴二挡斜齿轮校核 21 5 2 3 二轴三挡斜齿轮 Z7校核 21 5 2 4 二轴四挡斜齿轮 Z5校核 22 5 2 5 二轴常啮合斜齿轮 Z3校核 22 5 2 6 中间轴一档齿轮校核 23 5 2 7 中间轴二档齿轮校核 23 5 2 8 中间轴三档齿轮校核 23 5 2 9 中间轴四档齿轮校核 24 5 2 1 0 中间轴常啮合齿轮校核 24 5 2 1 1 倒档齿轮校核 24 第六章第六章 变速器操纵机构的设计变速器操纵机构的设计 26 第七章第七章 变速器轴承的选择变速器轴承的选择 27 第八章第八章 取力器的设计与计算取力器的设计与计算 28 8 1 取力器的布置 28 8 2 取力器齿轮 轴和轴承的参数选择和强度计算 28 第九章第九章 结结 论论 32 参考文献参考文献 33 致致 谢谢 34 附录一附录一 35 外文翻译外文翻译 35 附录二附录二 44 第一章 前 言 变速器是传动系的重要部件 它的任务就是充分发挥发动机的性能 使发动 机发出的动力有效而经济地传到驱动轮 以满足汽车行驶上的各项要求 无论从 变速箱本身的特点 还是设计手段与方法的整个趋势来看 将先进的设计方法引 入变速箱的设计使极其必要的 变速器设计和一些主要参数选择方法上依然沿袭 传统设计方法 现代汽车技术的发展对传动装置的设计工作提出了更高的要求 在这种情况下 传动装置的设计 不但要满足动力性和经济性指标 而且要求结 构紧凑 尺寸小 重量轻 传动效率高 工作可靠 寿命长 噪音低等 变速器经历了用变速杆改变链条的传动比 手动变速器 有级自动变速器 无级自动变速器的发展历程 变速器的作用 改变汽车的传动比 扩大驱动车轮转 矩和转速的范围 使发动机在理想的工况下工作 在发动机转矩方向不变的前提下 实 现汽车的倒退行驶 实现空挡 中断发动机传递给车轮的动力 使发动机能够起动 怠速 手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理 变速器内有多组传动比不同的齿 轮副 汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作 如在 低速时 让传动比大的齿轮副工作 而在高速时 让传动比小的齿轮副工作 由于 每挡齿轮组的齿数是固定的 所以各挡的变速比是定值 常见的手动变速器由铸 铁或铝制变速器壳体 轴 轴承 齿轮 同步器和换挡机构组成 变速器的只要功能式能改变传动比 扩大驱动轮转矩和转速的变化范围 以 适应变化的行驶条件 同时使发动机在有利的工况下工作 发动机在转速不变的 条件下 变速器能汽车倒挡行驶 利用空挡 中断动力传递 能使汽车启动行驶 怠速 提高速度等 第二章 变速器结构概述 变速器设计方案要求从使用性能 制造条件和重量 价格性价比等多方面 考虑 要求满足制造 使用 维修等条件 所以应从齿轮的形式 轴的形式及布 置的合理性等多方面分析 得到最佳方案 1 固定轴式应用广泛 主要有两轴式和三轴式变速器 三轴式变速器的 结构 是由第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间的相应齿轮相啮 合 且第一 二轴同心 将第一 二挡直接连接起来传递转矩称为直接挡 因此 直接挡的传递效率高 磨损及噪声也最小 这是三轴式变速器的优点 其他前进 挡需要依次经过两对齿轮传递转矩 因此 在齿轮中心距较小的情况下仍然可以 获得大的一挡传动比 这是三轴式变速器的另一优点 但也有缺点 除直接挡外 其他各挡的传动效率有所降低 综上所述中型专用汽车应选用三轴式变速器 2 齿轮型式 变速器用斜齿轮和直齿圆柱齿轮 斜齿圆柱齿轮虽然制造 时复杂 工作时有轴向力 但因其工作平稳 使用寿命长 噪声小而仍得到广泛 使用 直齿圆柱齿轮用于一挡和倒挡 3 换挡型式 有直齿滑动齿轮换挡 啮合套换挡和同步器换挡三种型 式 使用轴向滑动直齿齿轮换挡 会在轮齿端面产生冲击 齿轮端部磨损加剧 并过早损坏 并伴随着噪声 因此 除一挡 倒挡外已很少使用 使用同步器 能保证换挡迅速 无冲击 无噪声 得到广泛应用 但结构复杂 制造精度要 求高 轴向尺寸大 多用于轿车和轻型货车 所以轻型货车的二 三 四挡应 采用同步器换挡 而一挡 倒挡应用直齿滑动齿轮换挡 综上所述 中型专用 汽车 6 1 档的布置方案为除倒档为直齿圆柱齿轮换挡 其它档位均为同步器换 挡 4 变速器轴承常采用滚珠轴承 滚针轴承 滚柱轴承等 我目前的方案 为除了变速器二轴长啮合齿轮与二轴之间的轴承以及取力器一轴采用滚针轴承外 其余的轴承均采用深沟球轴承 优点有 直径较小 宽度大 因而容量大 可承 受高负荷 能确保可靠性 使用寿命长 5 变速器的操纵机构装在变速箱内 由变速叉轴 变速叉 倒块 自锁 弹簧 自锁钢球 互锁钢球 互锁圆柱销组成 为了防止汽车行驶时误挂倒挡 在导快上装有带弹簧的安全止柱 第三章 变速器各主要参数的设计计算 3 1 变速器传动比的确定 1 由最大爬坡度要求的变速器一档转动比 又 tmaxfimax F F F emax 1 0 tmax Mi i F r fmax F fmgcos imaxmax F fmgsin 则 emax 1 0 maxmax Mi i mgfcos sin mg r 1 emax 0 mgr9800 9 8 0 296 0 57 i 7 34 Mi390 6 3 0 9 轮胎型式取 255 70R45140 137J 12in 0 3048m 则即半径为 0 57m 0 9 0 i 6 3 max 16 7 0 296 m 9800kg m 汽车总质量 g 重力加速度 max 道路最大阻力系数 r r 驱动车轮的滚动半径 maxe T 为发动机最大转矩 0 i 主减速比 传动系的传动效率 2 根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比 emax 1 0 Mi i N r 1 emax 0 N r62426 0 55 0 57 i 8 8 Mi390 6 3 0 9 N 驱动轮垂直反力 取整车重量的 65 0 5 0 6 道路附着系数 取 0 55 由 1 2 相比较取较小的 故一档传动比确定为 1 i 7 34 3 1 2 其它各档位的传动比 而 max 4 4 min i7 34 q 1 65 i1 各档传动比 1max ii 1 7 34i 23 ii q 2 4 49i 34 ii q 3 2 72i 45 ii q 4 1 65i 5min ii 5 1i 而 1 2 1 634 i i 2 3 1 65 i i 3 4 1 64 i i 4 5 1 65 i i 各档之比都小于 1 7 1 8 故合格 3 2 中心距的初步确定 初选中心矩可用下式计算 取整 A 126 3 3 max 1 9390 7 34 0 96126 06 eg Ak Mi 式中 A 中心距系数 取值范围 8 6 9 6 取 A 9 A K maxe T 发动机最大转矩 NmTe390 max 1 i 变速器一挡传动比 1 7 34i 变速器传动效率 0 96 求得 A 126mm 3 3 轴的直径的初步确定 变速器的轴必须有足够的刚度和强度 工作时它们除了传递转矩外 还 承受来自齿轮作用的径向力 结果是斜齿轮也产生轴向力 在这些力的作用 下 轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形 破坏齿轮的正确啮合 对齿轮的 强度和耐磨性均有不利影响 还会增加噪声 中间轴式变速器的第二轴和中 间轴中部直径 d 0 45A 轴的最大直径 d 个支承间距离 L 的比值 对中间轴 d L 0 16 0 18 对第二轴 d L 0 18 0 21 第一轴花键部分直径可按下式初选 3 maxe TKD 式中 K 经验系数 K 4 0 4 6 取 K 4 发动机最大转矩 求得 D 29 22mm maxe T 3 4 齿轮模数的确定 本变速器设计一 倒挡为直齿 其它挡为斜齿 选取齿轮模数要保证齿 轮有足够的刚度 同时兼顾它对噪声和质量的影响 减少模数 增加齿宽会 使噪声降低 反之则能减轻变变速器的质量 降低噪声对轿车有意义 减轻 质量对货车比较重要 从齿轮强度观点出发 每对齿轮应有各自的模数 而 从工艺的观点出发 全部齿轮选用一种模数是合理的 中型货车模数取直范 围为 3 5 4 5mm 根据齿轮模数选用的优先原则及本变速器的特点 进行模 数的选取 直齿轮为 4mm 斜齿轮为 3 5mm 3 5 齿轮压力角的选择 为减少工作噪声和提高强度 汽车变速器齿轮多数用斜齿轮 只有倒档齿轮 及货车一档采用直齿轮 选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题 首先 增大 角使齿轮啮合的重合系数增加 工作平稳 噪声降低 实验 还证明 随着 角的增大 齿轮的强度相应的增大 不过当螺旋角大于 30 时 其弯曲强度骤然下降 而接触强度仍骤然上升 因此 从提高低档齿轮的弯曲强 度出发 并不希望 角过大 而从提高高档齿轮的接触强度着眼 可选取较大 的 角 其次 斜齿轮传递转矩时 要产生轴向力 设计时要求中间轴上的轴向力平 衡 故中间轴上的全部的齿轮的螺旋角采用右旋 而第一 二轴上的斜齿轮取左 旋 其轴向力由变速器壳体承载 最后 可用调整螺旋角的方法 使各对啮合齿轮因模数或齿数不同等原因而 造成的中心距不等现象得以消除 斜齿轮的螺旋角可在下面提供的范围内选用 中型专用汽车变速器为 18 26 初选为20 3 6各档齿轮齿数的分配 3 6 1 确定一挡齿轮的齿数 直齿轮两啮合齿轮齿数和 22 126 63 4 h A Z m 齿轮两啮合齿轮齿数和 2 cos2 126 cos20 68 4 h A Z m 中型专用车中间轴上一档齿轮次数 1217 29 1 110 Z Z i Z Z 初选 则 10 16Z 9 63 1647Z 3 6 2 中心矩的修正 二轴与中间轴之间的直齿圆柱齿轮的中心距 h mZ4 63 126 22 A 直 二轴与中间之间的斜齿圆柱齿轮的中心距 nh m Z3 5 68 126 64 2cos2 cos20 A 斜 故调整 19 11 A 126 斜 3 6 3 确定常啮合齿轮的齿数 102 1 19 ZZ16 i 7 34 ZZ47 n mz z3 5z z A 126 2coscos19 19 1212 2 一轴常五档齿轮与中间轴五档齿轮的齿数分别为 1 z 19 2 z 47 31 4 42 ZZ19 i 1 65 0 667 ZZ47 34n 2 126 cos1919 z z 2Acos m 67 99 3 5 二轴常四档齿轮与中间轴四档齿轮的齿数分别为 3 z 27 4 z 41 51 3 62 ZZ19 i 2 72 1 099 ZZ47 56n 2 126 cos1919 z z 2Acos m 67 99 3 5 二轴常三档齿轮与中间轴三档齿轮的齿数分别为 5 z 35 6 z 32 71 2 82 ZZ19 i 4 49 1 82 ZZ47 78n 2 126 cos1919 z z 2Acos m 67 99 3 5 二轴常二档齿轮与中间轴二档齿轮的齿数分别为 7 z 44 8 z 24 3 6 4 确定其它各档的齿数 确定倒档齿轮的齿数 倒档齿轮齿数 一般在 21 33 2129 g 1 13 11 z z z i i 7 34 z z z 倒 9121 13112 zzz19 7 34 7 34 2 97 zzz47 12 A2 126 A mz zz z 63 2m4 913913 而 47 则 63 47 16z9z13 则 取 12 11 z16 2 97 1 01 z47 11 z 25 12 z 26 1112 z 25z 26 912 z 47z 16 中间轴与倒档轴的中心距 1 A mz z 4 2 1213 1 26 16 84 2 3 7 变位系数的选择 采用变位齿轮 除了避免齿轮产生干涸 根切和配凑中心距外 还因为变速器不 同档位的齿轮在弯曲强度 接触强度 耐磨及抗胶合能力等方面有不同的要求 采用齿轮变位就能分别兼顾 齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法 对于本次设计 当直齿轮17 时 采用正变位 和它相啮合的齿轮则采用负 min Z 变位 而对于斜齿轮 是当量直齿标准齿轮不发生根切的 min Z 3 mincosv Z minv Z 最小齿数 而不根切的最小变位系数 min 分别为 min min 0min Z ZZ f 式中 齿顶高系数 0 f 当 1 20 时 0 f 0 a 17 17 min min min Z Z ZZ 采用非变位齿轮 变位系数为 0 3 8 齿轮齿宽的设计计算 在选择齿宽时 应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸 齿轮工作平稳性 齿轮 强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响 考虑尽量减少轴向尺寸和质量 齿宽应小些 但齿轮传动平稳性消弱 此时 虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿 但这时轴承的轴向力增大 使之寿命降低 齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加 选用宽些的齿宽 工作时因轴的变型导致沿 齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀 根据模数的大小选定齿宽 直齿 b 为齿宽系数 其范围 4 5 7 0 因此在 18 30 取 20mKC C K 斜齿 b 范围 6 5 8 5 因此在 22 75 29 75 取 25 nCm K C K 各挡齿轮的齿宽值如下 一轴常啮合斜齿 25 11 b 二轴一挡直齿 b 20 21 二轴二挡斜齿 b 25 22 二轴三挡斜齿 b 25 23 二轴四挡斜齿 b 25 24 二轴五挡斜齿 b 25 25 二轴倒挡直齿 b 20 d2 中间轴一挡直齿 b 20 1z 中间轴二挡斜齿 b 25 2z 中间轴三挡斜齿 b 25 3z 中间轴四挡斜齿 b 25 4z 中间轴五挡斜齿 b 25 5z 中间轴倒档直齿轮 b 20 dz 3 9 变速器同步器的设计计算 使降低汽车变速器噪声和百公里油耗 消除换档冲击 延长齿轮和传动系寿 命 实现可靠平稳迅速而又轻便的换档 汽车变速器普遍采用了同步器 锁销式同 步器就是其中一种 它被广泛地应用于中型 重型载重汽车和相应级别的大客车 变速器上 本次设计的中型专用汽车变速器采用锁销式同步器 同步器的工作原理 在变速瞬间 变速器的输入端和输出端的转速都在变化 着 输出端与汽车整车相连其转动惯量 J 出相当大 换档作用时间较短 可认为在 换档的瞬间输出端转速是恒定的 而输入端在接触锥面上产生的摩擦力矩作用下 克 服输入端被接合零件的等价惯性力矩 在最短时间内使输入端与输出端的转速达 到同步 通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合 相邻挡位相互转换时 应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换 挡的情况 只是前者的待接合齿圈与接合套的转动角速度要求一致 而后者的待 接合齿轮啮合点的线速度要求一致 但所依据的速度分析原理是一样的 变速器的换挡操作 尤其是从高挡向低挡的换挡操作比较复杂 而且很容易 产生轮齿或花键齿间的冲击 为了简化操作 并避免齿间冲击 可以在换挡装置 中设置同步器 同步器有常压式和惯性式 目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器 它主要由接合套 同步锁环等组成 它的特点是依靠摩擦作用实现同步 惯性式 同步器是依靠摩擦作用实现同步的 在其上面设有专设机构保证接合套与待接合 的花键齿圈在达到同步之前不可能接触 从而避免了齿间冲击 接合套 同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角 锁止角 同步锁环的 内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦 锁止角与锥面在设计时已作了适 当选择 锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步 同时又会产生一种锁止作 用 防止齿轮在同步前进行啮合 当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后 在摩擦力矩的作用下齿 轮转速迅速降低 或升高 到与同步锁环转速相等 两者同步旋转 齿轮相对于 同步锁环的转速为零 因而惯性力矩也同时消失 这时在作用力的推动下 接合 套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合 并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换 挡过程 锁销式同步器的结构见图 2 同步齿轮 1 摩擦锥盘 2 摩擦锥环 3 定位销 4 接合套 5 接合齿圈 6 锁销 8 花键毂 9 在同步阶段中摩擦力矩随着锥面角 的减小而增大 为了增大同步器的容量 锥 面角 应尽量取小值 但是它的极限值又受锥面角自锁条件的限制 为了避免锥 面角发生自锁 的选取要满足 arctan 为摩擦系数 1同步环锥面螺纹和油槽的设计 为了破坏被同步齿轮内锥面上的油膜 增大摩擦力矩 同步环锥面上需车制螺 纹 并在螺纹垂直方向开设排油槽 油槽的大小及数量应根据同步环锥面直径来确 定 一般油槽宽为 2mm 4mm 数量 30 个 40 个 同步环螺纹齿顶宽对摩擦系数 的影响较大 在设计时 一般螺纹齿顶宽为 0 15mm 0 2mm 螺纹牙形角为 50 螺 距为 0 65mm 0 9mm 2同步环锥面直径和宽度的确定 在中间轴结构允许的情况下 为了增大锥面间的摩擦力矩 缩短同步时间 同 步环锥面直径应尽量取大值 同步环锥面宽 B 与摩擦锥面的发热有关 一般取 B R 锁 10 R 锁 14 R 锁为拨环半径 3同步环的材料 同步环的材料采用铜合金 精锻成型后进行机加工 其强度高 耐磨性好 铜 合金应控制其化学成分 其抗拉强度大于 600N mm2 屈服强度大于 210N mm2 硬度 为 HB150 HB200 4同步器锁止角的确定 要使同步环在同步阶段中锁止 必须满足锁止条件 tan R 锥 R 锁 sin 根据摩擦锥面平均半径 R 锥 摩擦系数 锥面角 和拨环半径 R 锁来 确定合适的锁销角 通常取 35 45 中型车变速器 取小值 重型车 变速器 取大值 5同步器锁差的确定 由于同步器锁销差大换档沉 锁销差小换档轻便 所以应选择合适的锁销差 一般取锁销差为 1 3 1 4 6齿套锁销孔和定位销空的设计 一般锁销孔的数量为 3 个 6 个 中型车变速器取小值 重型车变速器取大值 锁销孔的直径应根据锁销的最大直径来确定 锁销孔两端的倒角应与锁销的倒角 一致 同步器定位销数量为 3 个 定位销孔的直径应根据定位销的直径来确定 7齿套接合齿的设计 同步器齿套接合齿的模数 齿数应根据所传递的最大扭矩来确定 为了防止 变速器在工作中自动脱档 高通用性 有时变速器中几组锁销式同步器要选用相同 的同步器 8同步时间 同步器工作时 要连接两个部分达到同步器的时间越短越好 同步器时间与 车型有关 对货车变速器高挡取 0 30 0 80s 抵挡取 1 00 1 5s 第四章 变速器中间轴的校核 轴的校核是评定变速器是否满足所要求的强度 刚度等条件 是否满足使用 要求 是设计过程中的重要步骤 主要是为了对设计的数据校核 达到设计的要 求 二轴 中间轴最大直径可取 d 0 45A 0 45 126 56 7mm 57mm 中间轴 d L 0 16 0 18 取为 0 18 L 315mm 二轴 d L 0 16 0 21 取为 0 18 L 315mm 轴在垂直面内挠度为 在水平面为 转角为 则 c f s f EIL baF fc 3 22 1 EIL baF fs 3 22 2 EIL ababF 3 1 为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力 为齿轮齿宽在中间面上的径向力 1 F 2 F E 为弹性模量 Mpa I 为惯性力矩 对于实心轴 5 101 2 E 64 4 d I D 为轴的直径 花键处按平均直径 a b 为齿轮上作用力矩与支座 A B 的距离 L 为支座间的距离 轴的全挠度为 22 sc fff 在其作用下应力为 3 32 d M W M M W 为抗弯截面系数 222 nsc MMMM 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 f 0 05 0 10mm f 0 10 0 15mm cs 齿轮所在平面的转角不应超过 0 002rad 4 1 中间轴常啮合齿轮处进行校核 Nmm Zm r n 73 89 cos2 2 04 1757 73 8947 191000390 2 1max rZ ZT F e n N58 161056 23cos04 1757cos 1 n FF N31 70256 23sin04 1757sin 2 n FF mma22 mmb29322315 所以 00086 0 3155314 3 101 23 642932258 1610 3 45 2222 1 EIL baF fc 合格mmfc1 0 05 0 00038 0 3155314 3 101 23 642932231 702 3 45 2222 2 EIL baF fs 合格mmfs15 0 1 0 rad 000036 0 3155314 3101 23 64222932229358 1610 3 45 1 EIL ababF 合格rad002 0 mmNaFMc 82 154502231 702 2 mmNaFM s 76 354322258 1610 1 mmN Z ZT T e n 195000 46 100023390 2 1max 2 3 222 3 11 11 32 32 mm N d MMM d M W M nsc 合格 2 400 mm N 4 2 对中间轴四挡齿轮处进行校核 Nmm Zm r n 97 75 cos2 4 29 2075 97 7547 191000390 2 1max rZ ZT F e n N09 196018 19cos29 2075cos 1 n FF N81 68118 19sin29 2075sin 2 n FF mma104 mmb211104315 所以 011 0 3155514 3 101 23 6421110409 1960 3 45 2222 1 EIL baF fc 合格mmfc1 0 05 0 00368 0 3155514 3 101 23 6421110481 681 3 45 2222 2 EIL baF fs 合格mmfs15 0 1 0 000052 0 5 4875514 3 101 23 6410421121110409 1960 3 45 1 EIL ababF 合格rad002 0 mmNaFMc 24 7090810481 681 2 mmNaFM s 36 20384910409 1960 1 4mmN Z ZT T e n 57 157659 2 1max 2 3 222 3 37 16 32 32 mm N d MMM d M W M nsc 合格 2 400 mm N 4 3 对中间轴三挡齿轮进行校核 N mm Zm r n 18 60 cos2 6 4 80 2619 18 6047 191000390 42 1max rZ ZT F e n N84 243748 21cos80 2619cos 1 n FF NNFF n 31 95948 21sin80 2619sin 2 mma129 mmb186129315 所以 0136 0 3155714 3 101 23 6418612984 2437 3 45 2222 1 EIL baF fc 合格mmfc1 0 05 0 0054 0 3 22 2 EIL baF fs 合格mmfs15 0 1 0 000032 0 3155714 3 101 23 6412918618612984 2437 3 45 1 EIL ababF 合格rad002 0 mmNaFMc 24 7090810481 681 2 mmNaFM s 36 20384910409 1960 1 mmN Z ZT T e n 57 157659 47 191000390 2 1max 2 3 222 3 37 16 32 32 mmN d MMM d M W M nsc 合格 2 400 mm N 4 4 对中间轴二挡齿轮处进行校核 mm Zm r n 47 44 cos2 8 NN rZ ZT F e n 3 3545 47 4447 191000390 2 1max N50 334818 19cos 3 3545cos 1 n FF NNFF n 76 116418 19sin 3 3545sin 2 mma202 mmb113202315 所以 017 0 3155714 3 101 23 64113202 5 3348 3 45 2222 1 EIL baF fc 合格mmfc1 005 0 0059 0 3155714 3 101 23 6411320276 1164 3 45 2222 2 EIL baF fs 合格mmfs15 0 1 0 000066 0 3155714 3 101 23 64113202113202 5 3348 3 45 1 EIL ababF 合格rad002 0 mmNaFMc 52 23528120276 1164 2 mmNaFM s 67639720250 3348 1 mmN Z ZT T e n 57 157659 2 1max 2 3 222 3 35 40 32 32 mm N d MMM d M W M nsc 合格 2 400 mm N 4 5 对中间轴一档挡齿轮处进行校核 Nmm Zm r n 32 2 10 86 4926 3247 191000390 2 1max rZ ZT F e n N86 49260cos86 4926cos 1 n FF NNFF n 00sin86 4926sin 2 mma246 mmb69246315 所以 017 0 3155414 3 101 23 646924686 4926 3 45 2222 1 EIL baF fc 合格mmfc1 0 05 0 0 3155414 3 101 23 692461010 3 45 2222 2 EIL baF fs 合格mmfs15 0 1 0 000178 0 3155414 3 101 23 64692466924686 4926 3 45 1 EIL baabF 合格rad002 0 mmNaFMc 0 2 mmNaFM s 56 121200724686 4926 1 mmN Z ZT T e n 57 157659 2 1max 2 3 222 3 102 79 32 32 mm N d MMM d M W M nsc 合格 2 400 mm N 第五章 变速器各档齿轮强度的校核 5 1 齿轮弯曲应力计算 直齿 斜齿 tf w t Fk k byp t w tn Fk bk yp 式中 弯曲应力 w 2 mmN K 齿宽系数 c K 应力集中系数 直齿轮 K 1 65 斜齿轮 K 1 5 K 摩擦力影响系数 主动齿轮 K 1 1 从动齿轮 K 0 9 fff K 重合度影响系数 K 2 y 齿形系数 法面周节 tn p tn p n m 端面节圆 t p t pm d 分度圆直径 圆周力 t F max 2 e t M F d 5 1 1 二轴一挡直齿轮校核 0 9 b 20 12 56 5 3 m max 22 390 4 15 188 e t M F d f k t p y 0 11 1 65k 2 800400 223 11 0 56 1220 9 065 1 15 4 mmN byp KKF t ft w 所以的弯曲强度合格 1 z 5 1 2 倒挡直齿轮校核 0 9 b 20 12 56 y 0 11 1 655 3 m f k t pk t13 390 2 12 19 64 F t11 390 2 7 8 100 F t12 390 2 7 5 104 F N mmN mm 13 tf w t Fk k byp 12 19 1 65 1 1 800 69 20 12 56 0 11 2 800400 2 N mmN mm 11 tf w t Fk k byp 7 8 1 65 0 9 419 19 20 12 56 0 11 2 800400 2 N mmN mm 12 tf w t Fk k byp 7 5 1 65 1 1 492 64 20 12 56 0 11 2 800400 2 所以倒档的弯曲强度合格 5 1 3 二轴二挡斜齿轮校核 1 5 b 25 y 0 11 2mNTT g 390 max 5 3 n mk k 2 390 5 06 154 t F 3 14 3 510 99 tnn pm N mmN mm t w tn Fk bk yp 1 5 5 06 125 69 25 10 99 0 11 2 2 250 100 2 所以 Z 的弯曲强度合格 9 5 1 4 二轴三挡斜齿轮校核 1 5 b 25 mNTT g 390 max 5 3 n mk y 0 11 2 K t 390 2 6 37 122 5 F 3 14 3 510 99 tnn pm N mmN mm t w tn Fk bk yp 1 5 6 37 158 01 25 10 99 0 11 2 2 250100 2 所以弯曲强度合格 5 1 5 二轴四挡斜齿轮校核 1 5 b 25 mNTT g 390 max 5 3 n mk y 0 11 2 K t 390 2 8 25 94 5 F 3 14 3 510 99 tnn pm N mmN mm t w tn Fk bk yp 1 5 8 25 204 83 25 10 99 0 11 2 2 250100 2 所以 Z 的弯曲强度合格 5 5 1 6 二轴常啮合斜齿轮校核 b 29 5 1 5 mNTT g 390 max 5 3 n mk y 0 11 2 K t 390 2 11 7 66 5 F 3 14 3 510 99 tnn pm N mmN mm t w tn Fk bk yp 1 5 11 7 246 06 29 5 10 99 0 11 2 2 250100 2 所以 Z 的弯曲强度合格 3 5 1 7 中间轴一档齿轮校核 m 4 b 20 1 65 y 0 11 mNTT g 390 max k 3 14 412 56 t pm t 390 2 12 19 64 F N mm NN mm tf w t Fk k byp 12 19 1 65 1 1 800 69 20 12 56 0 11 2 800400 2 所以弯曲强度合格 5 1 8 中间轴二档齿轮校核 3 5 b 25 1 5 y 0 11 max 390 g TTN m n mk 2k 3 14 3 510 99 tnn pm 2 390 9 29 84 t F 9 29 1 5 230 43 25 10 99 0 11 2 t w tn Fk bk yp 22 100250 N mmN mm 所以弯曲强度合格 5 1 9 中间轴三档齿轮校核 3 5 b 25 1 5 y 0 11 2 max 390 g TTN m n mk k 3 14 3 510 99 tnn pm 2 390 6 96 112 t F 6 96 1 5 172 83 25 10 99 0 11 2 t w tn Fk bk yp 22 100250 N mmN mm 所以弯曲强度合格 5 1 1 0 中间轴四档齿轮校核 3 5 b 25 1 5 y 0 11 2 max 390 g TTN m n mk k 3 14 3 510 99 tnn pm 2 390 5 44 143 5 t F 5 44 1 5 134 89 25 10 99 0 11 2 t w tn Fk bk yp 22 100250 N mmN mm 所以弯曲强度合格 5 1 1 1 中间轴常啮合齿轮校核 3 5 b 29 5 1 5 y 0 11 2 max 390 g TTN m n mk k 3 14 3 510 99 tnn pm 2 390 4 74 164 5 t F 4 74 1 5 99 72 29 5 10 99 0 11 2 t w tn Fk bk yp 22 100250 N mmN mm 所以弯曲强度合格 5 2 齿轮接触应力计算 12 11 0 418 cos bm j F E b 式中 法面内基圆切向力 bm F coscos t bm F F 端面内分度圆切向力 t F 2 t M F d E 齿轮材料的弹性模量 取 2 1 10 Mpa 5 b 齿轮接触实际宽度 d 节圆直径 M 计算转矩 节圆压力角 螺旋角 主 从动齿轮节点处的曲率半径 1 2 1 1 2 sin cos r 2 2 2 sin cos r 主 被动齿轮节圆半径 1 r 2 r 另外 计算转矩 M 时许用应力为 1 2 maxe M 常啮合齿轮 1300 1400 2 N mm 一档及倒档齿轮 1900 2000 2 N mm 5 2 1 二轴一挡直齿轮校核 2 072 07 2 2 coscoscos2010 94 t bm F F max 2390 2 07 188 e t MM F dd 10 10 2 sin32 sin20 10 94 cos1 r 9 9 2 sin94 sin20 32 15 cos1 r 5 12 112 2 2 1 1011 0 418 0 418 22 24 cos2010 9432 15 j E b 2 20001900 mmN j 所以接触强度合格 jj 5 2 2 二轴二挡斜齿轮校核 2 532 53 2 86 coscoscos20cos19 180 94 0 94 t bm F F max 2390 2 53 154 e t MM F dd 8 8 22 sin42 sin2042 0 34 16 16 coscos19 180 94 r 7 7 22 sin77 sin2077 0 34 29 63 coscos19 180 94 r MPE 5 101 2 5 2 12 112 86 2 1 1011 0 418 0 418 19 43 cos25 cos19 1816 1629 63 j E N mm b 2 20001900 mmN j 所以接触强度合格 jj 5 2 3 二轴三挡斜齿轮 Z 校核 7 max 2390 3 18 122 5 e t MM F dd 3 183 18 3 64 coscoscos20cos21 480 94 0 93 t bm F F 5 5 22 sin61 25 sin2061 25 0 34 24 08 coscos21 480 93 r 6 6 22 sin56 sin2056 0 34 22 01 coscos21 480 93 r MPE 5 101 2 5 2 12 113 64 2 1 1011 0 418 0 418 20 79 cos25 cos21 4824 0822 01 j E N mm b 2 20001900 mmN j 所以接触强度合格 jj 5 2 4 二轴四挡斜齿轮 Z 校核 5 max 2390 4 13 94 5 e t MM F dd 4 134 13 4 67 coscoscos20cos19 180 94 0 94 t bm F F 3 3 2 sin47 25 sin20 18 18 coscos19 18 r 4 4 2 sin71 25 sin20 27 61 coscos19 18 r MPE 5 101 2 5 2 12 114 67 2 1 1011 0 418 0 418 24 24 cos25 cos19 1818 1827 61 j E N mm b 2 20001900 mmN j 所以的接触强度合格 jj 1 Z 5 2 5 二轴常啮合斜齿轮 Z 校核 3 max 2390 5 86 66 5 e t MM F dd 5 865 86 6 78 coscoscos20cos23 560 94 0 92 t bm F F 1 1 2 sin33 25 sin20 12 29 coscos23 56 r 2 2 2 sin82 25 sin20 30 4 coscos23 56 r MPE 5 101 2 5 2 12 116 78 2 1 1011 0 418 0 418 29 77 cos29 5 cos23 5612 2930 4 j E N mm b 2 20001900 mmN j 所以的接触强度合格 jj 1 Z 5 2 6 中间轴一档齿轮校核 max 2390 5 42 72 e t MM F dd 5 425 42 5 77 coscoscos2010 94 t bm F F MPE 5 101 2 5 2 12 115 77 2 1 1011 0 418 0 418 36 01 cos29 5 110 943