课程设计指导书-变速器

1、汽车设计课程设计指导书(变速器总成设计汽车工程系2010一、概述变速器总成是汽车上的一个重要零部件总成,其性能包括寿命、强度、刚度、振动、操作灵活性等多种技术要求,故对整车的匹配有重要的影响。同时,它随车型配制,而派生多种型号在操纵方式上,又有手动和自动换档等方式。通过此轮设计,要求掌握汽车各总成间的相互关系,熟练单个零部件总成的设计规范,包括方案图、传动路线、总成图以及轴类零件的选材、工艺路线、刚度计算、强度计算、齿轮间的配对、强度、刚度、寿命及其计算、轴承选型规范及其寿命计算、壳体零件的设计、材料选取、铸造过程的流动性、工艺性,加工、测量和装配基准等,这些设计基础知识和生产实践相融合的问题

2、,在以后的工作中和科研上都将经常需要我们在大学所学的知识加以研讨和解决。设计规范:要求学生能独立完成一套总成图的设计,并进行分析设计,完成一轴的零件设计,并进行刚度、强度计算,完成一组齿轮的设计,并进行强度、刚度、寿命设计计算,轴承选型的计算,壳体零件设计。 1变速器设计参数表二: 二、传动简图传动简图是表示变速箱设计的原始构思。其中,包含动力的输入和输出、功率、转速要求,配对齿轮的齿数、轴及轴承简图。这些内容大致确定了设计构思的框架,清晰地表达了设计者需要计算、查阅的相关资料。通过传动简图,我们大致可以知道其各档滑移齿轮的位置区间以及各轴的空间位置23 等重要内容。三、变速器主要参数的计算1

3、. 中心距A初选中心距A 时,可根据下述经验公式计算 A K =式中,A 为变速器中心距;A K 为中心距系数,乘用车:A K = 8.99.3,商用车:A K = 8.69.6;emax T 为发动机最大转矩;1i 为变速器一档传动比;g 为变速器传动效率,取96%2. 齿轮参数齿轮参数需要选取模数、压力角、螺旋角、齿宽3. 各档齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后,可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。具体方法可参考教材汽车设计(第4版P94-96页。四、齿轮强度、刚度、可靠性计算1.计算各组齿轮的传递扭矩M = 9550 N/n (N m N = kW n

4、= 转/分= 7024 N/n (N m N = Hp n = 转/分2.各轮的分力 我国的齿轮啮合角 =20 故计算得:M d F d F x =2cos 21,得F x 、F tg F F x y = 得F y3.力学简图 x我们可以绘制出齿轮上的力学模型。4.齿轮计算公式:在机械原理和机械设计中我们已经系统地学习了渐开线齿轮的计算。因为齿轮的计算考虑的因素很多,我国各行业间尚未统一,因此我们一般按照机械工业部门的标准来设计,提请注意,使用不同的资料时一定要认真阅读,确定在使用资料,切忌不假思索地套用。设计时:可根据教科书或到图书馆查找相关资料。五、轴类计算轴类零件的设计计算是设计的最重要

5、的计算内容,设计到零件的强度、刚度,几乎动用了整个大学里所学的力学知识,考虑弯扭组合及轴承的支承方式,一般情况下,非主轴情况和较小轴向力的作用。 我们大部分采用滚子向心推力轴承,便于简化力学结构,同时也降低加工难度。1.绘制轴的结构图 计算支承反力2.绘制扭矩图3.绘制弯矩图M x 、M y4.轴的强度计算、刚度计算见参考资料或查阅有关资料或教科书 5.轴的刚度计算 (=dxdx x M EI y 1 (=dx x M EI1 6.轴的刚度规范 传动轴: y =0.00030.0005 L齿 轮:=0.0010.002弧度 y =0.010.03 M n 向心球轴承=0.005rad轴的计算实

6、例按照下列已知数据计算两级斜齿圆柱齿轮减速器中间轴的强度(如图1。轴的传递扭矩T =4470kgf cm ,大轮分度圆直径d 1=231mm ,小轮分度圆直径d 2=91mm ,小轮齿根圆直径d f 2=84mm ,轴和小轮制成一体,材料为45钢;b =6500kgf/cm 2,xxxx 1=6500kgf/cm 2, 1=6500kgf/cm 2;为了减小中间 轴上轴承的轴向载荷,第一级大轮和第二级小轮的螺旋线方向相同;分度圆上螺旋角=86'34''。解:轴强度的近似计算1.计算作用在轴上的力 大轮的受力: 圆周力F 1:3871.2344702211=d T F k

7、gf 径向力F r 1: 011c o s tg F F r =142204368cos 387='''=tg kgf 轴向力F a 1:F a 1= F 1tg = 387tg86'34''=55 kgf小轮的受力: 圆周力F 2: 9821.944702222=d T F kgf 径向力F r 2: 360204368cos 982cos 022='''=tg tg F F r kgf 轴向力F a 2:F a 2= F 2tg = 982tg86'34''=140 kgf 2.计算支反力和弯矩

8、 垂直平面中的支反力:(7064720982201538721=+=+=''l c F c b F R Bkgf (663图1(lc b Fd F c F d F R r r a r f a B(47= 74 kgf(l(471= 144 kgf 质点合力R B 、R CC R R R kgf 轴向力F a =F a 2-F a 1=140-55=85 kgf在具体设计轴承时,F a 应由轴向固定的轴承来承受。 垂直弯矩:截面I -I I WM '':847212706I =''=''a R M B W kgf cm 截面II -

9、II II WM '':1362020663II =''=''c R M C W kgf cm 水平弯矩:截面I -I I WM '、I2W M ' 8881274I ='='a R M B Wkgf cm 25321.23551274211I2=-=-'='d F a R M a B Wkgf cm 截面II -II II WM '、II2W M ': 288020144a ='='c R M C Wkgf cm(cmkgf 349321111IIa =-+=-+&

10、#39;='d F b F b a R M a r B W合成弯矩:W M M M kgf cm (84762538472222Ia 2I Ia =+='+''=W WW M M M kgf cmW WW M M M kgf cm当量弯矩:(取=0.58 截面I -I I d M :(8903447058.085182222I I =+=+=T M M w d kgf cm截面II -II II W M : (138*.0137002222IIa II =+=+=T M M w d kgf cm3.计算轴径截面I -I 处d 1:(322I 17.010ww T

11、 M d +14.65507.08920103=cm截面II -II 处d 2:(322IIa 27.010ww T M d +1.75507.013800103=cm(弯曲许用应力w 由表选取 1w =550kgf/cm 2 图2由上述计算结果和图2知,轴的危险截面在I-I、II-II处。初步取最小轴径(安装滚动轴承处d0=d 0=60mm。根据计算,齿轮配合处直径取d 1=62mm 。取r 1=2.5mm ,r 2=2.5mm ,齿轮1和左端滚动轴承间采用套筒定位,其内径d 0=60mm 。为保证齿轮1和套筒紧密相靠,齿轮轮毂应长出d 1处长度35mm 。选择轮毂的配合为D/jf ,以保证

12、零件装配的对中性。根据轴的直径选用1811mm 平键。小轮齿根圆直径d f 2=84mm 和62mm 相差不大,可采用齿轮轴结构。 取d 4=d '0 +2h 1=60+26=72mm ,取r 3=5mm 。 轴的结构尺寸见图2e 。 按疲劳强度的精确校核计算根据初定的结构尺寸,校核图2所示各截面的疲劳强度安全系数。 最小许用安全系数,按式(4-1-22确定: n =n 1、n 2、n 3=1.31.11.3=1.86 1.校核截面I -I.054.1=K 。 过盈配合联接的有效应力集中系数,由表取K o =2.75,K =2.05,53.378.075.2=K ,77.274.005

13、.2=K 。 校核计算已有过盈配合的应力集中联合系数进行。表面质量系数,由表,轴的光洁度6以上,则取=0.93。 应力幅:4089.208518I max =W M W a kgf/cm 2 由表,轴径为62mm 的抗弯截面模数模数W =20.9cm 3 1013.444470max =k a W T kgf/cm 2 由表,轴径为62mm 的抗扭截面模数W k =44.3 cm 3由式(,只考虑弯曲时的安全系数为: 94.140878.093.075.230001=+=-ma o K n 转轴的弯曲应力对称循环,m =0 由式(,只考虑扭转时的安全系数为:98.510174.093.005.

14、218001=+=-ma K n 由表, =0截面I -I 处的总安全系数为: 84.198222=+=+=n n n n n由于d 1=62mm ,截面I -I 处的安全系数n <n =1.86,因此,增大直径d 1为65mm ,并作相似的校核。应力幅:3513.248518I =W M W a kgf/cm 2 由表,得轴径65mm 的W =24.3cm 3, 872.514470=K a W T kgf/cm 2 由表,得轴径65mm 的W K =51.2cm 3,79.330001=-aK n 只考虑弯曲时的安全系数: 94.68798.218001=-aK n 总的安全系数为:

15、 222294+=n n n n n =2.14>n =1.862.校核截面II -IId 2=84mm ,由表, =0.73, =0.72,由表取有效应力集中系数K =1.55,K =1.46,表面质量系数由表,当齿面光洁度5时,取=0.83。应力幅:2304.81.0137003IIa =W M W a kgf/cm 28.3743.82.04470=K a W T kgf/cm 2 只考虑弯曲时的安全系数: 1.523073.083.055.130001=-aK n 只考虑弯曲时的安全系数: 5.198.3772.083.046.118001=-aK n 截面II -II 处的总安

16、全系数为: 22225+=n n n n n =4.93>n =1.863.校核截面III -IIId 2=91mm ,d 1=65mm ,由表,圆角处的有效应力集中系数:当2.55.2132=r h 及038.05.65.212=d r 时,取K =2.23,K =2.12, =0.78, =0.74,=0.93。 应力幅:3845.61.0105003III =W M W a kgf/cm 2,(合成弯矩M W III 值的计算从略 5.315.62.044702=K a W T kgf/cm 2 只考虑弯曲时的安全系数: 55.238478.093.023.230001=-aK n

17、 只考虑弯曲时的安全系数:16.75.8174.093.012.218001=-aK n 截面II -II 处的总安全系数为: 222216+=n n n n n =2.14>n =1.86由于截面IV -IV 轴径d 4=72mm ,倒圆半径r 3=5mm ,均大于截面III -III ,并且弯矩M W III >M W IV ,因此是安全的,不避校核。截面V -V 随倒圆半径和轴径较小,但弯矩较小,也不必校核。刚度的校核计算由图2,滚动轴承采用向心球轴承,并有轴向力作用。 1.计算轴的当量直径 由式(得: 66.752.315.1014414max='=ni ii d

18、d cm 2.计算许用当量直径d '支点总反力为:R =R C +R B =678+710=1388 kgf 由图查得:d '=53mm ,d '=76.6mm>d '刚度满足要求。六、轴承设计1.轴承分类及用途: a . 球轴承:一般传动轴,较小轴向力; b . 锥轴承:一般传动轴或主轴,较大轴向力情况下使用; c . 柱轴承:主轴类,主要是保持回转精度,无轴向承载力,常和 推力轴承配对。2.轴承承载能力及使用:寿命计算:见参考资料或有关资料教科书。3.选型依据:根据齿轮传动特点选用同心推力球轴承。例:选取轴承7522型,n =477rpm ,产生的轴向

19、力大小如图A ,轴承受力的最大轴向力和径向力如图B 。计算轴承寿命。 解:1.右工作面采煤时轴承负荷F r 1=840 kgf F r 2=3136 kgf K a =270 kgf径向力所引起的轴向力按表中的公式YF S r2=计算,所以 2805.12840211=Y F S r kgf ,式中Y 由轴承尺寸表中查得为1.5 10455.123136222=Y F S r kgf2.左工作面采煤时轴承负荷F r 1=2720 kgf F r 2=1236 kgf K a =768 kgf 同样由公式YF S r2=求得附加轴向力S 得:Fr1 2720 = = 907 kgf 2Y 2 &

20、#180; 1.5 F 1236 S2 = r2 = = 412 kgf 2Y 2 ´ 1.5 S1 = 根据上述受力情况， 当右工作面采煤时， 左端轴承的受力较大， 当左工作面采煤时， 右端轴承的受力较大，故按这两种工况来计算。 3右工作面采煤时，左端轴承的轴向负荷 轴承轴向负荷应为下列两值中较大者 Fa1=S1Ka =280270=10 kgf Fa2=S2 =1045 kgf 所以用 1045kgf 作为轴向力来计算。 4左工作面采煤时，右端轴承的轴向负荷 轴承轴向负荷应为下列两值中较大者 Fa1=S2Ka = 412768 = 356 kgf Fa2=S1 =907 kgf

21、所以用 907kgf 作为此轴承轴向力来计算。 5右工作面采煤时，左端轴承的当量动负荷 Fa 2 1045 = = 0.33 < e2 = 0.39 Fr 2 3136 式中 7522 轴承的 e 值为 0.39，系根据轴承尺寸表查出。 所以此轴承的当量动负荷 P2=Fr2=3136 kgf。 6左工作面采煤时，右端轴承的当量动负荷 Fa1 907 = = 0.33 < e2 = 0.39 Fr1 2720 式中 7522 轴承的 e 值为 0.39。 所以此轴承的当量动负荷 P1 =2720 kgf。 P1 和 P2 相比较，P2 大于 P1，故按右工作面采煤时的左端轴承来计算寿命。 7轴承寿命 n2=447rpm；7522 轴承的额定动负荷 C