变速器设计分析说明书正文

...wd......wd......wd...第1章变速器主要参数的计算及校核学号：15最高车速：=113Km/h发动机功率：=65.5KW转矩：=206.5Nm总质量：ma=4123Kg转矩转速：nT=2200r/min车轮：R16〔选6.00R16LT〕1.1设计的初始数据表1.1根本数据最高车速〔Km/h〕发动机率〔Kw〕额定转矩总质量〔Kg〕转矩转速〔r/min〕主减速器传动比车轮半径〔mm〕11365.5206.5412322004.36337车轮：R16〔选6.00R16LT〕查GB/T2977-2008r=337mm1.2变速器传动比确实定确定Ι档传动比：汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于抑制轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：=〔1.1〕式中：----作用在汽车上的重力，；----汽车质量；----重力加速度，；—发动机最大转矩，；—主减速器传动比，；—传动系效率，；—车轮半径，；—滚动阻力系数，对于货车取；—爬坡度，30%换算为。则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为：=〔1.2〕驱动轮与路面的附着条件：〔1.3〕----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；取综上可知：取其他各档传动比确实定：按等比级数分配原则：〔1.4〕式中：—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：，，，=高档使用率比拟高，低档使用率比拟低，所以可使高档传动比拟小，所以取其他各挡传动比分别为：=；；1.3中心距A1.3.1初选中心距可根据下述经历公式〔1.5〕式中：—变速器中心距〔mm〕；—中心距系数，商用车：；—发动机最大转矩〔N.m〕；—变速器一挡传动比，；—变速器传动效率，取96%；—发动机最大转矩，。则，初选中心距。1.3.2变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸:mm。1.4齿轮参数及齿轮材料的选择1.4.1齿轮模数同步器与啮合套的接合齿多采用渐开线齿形。出于工艺性考虑，同一变速器的接合齿采用同一模数。轻中型货车为2.0-3.5，选取较小的模数并增多齿数有利于换挡。变速器一档及倒档模数为3.5mm，其他档位为3.0。1.4.2齿形、压力角及螺旋角根据刘维信的《汽车设计》表6-3汽车变速器齿轮的齿形，压力角及螺旋角分别为：表1.2齿形压力角螺旋角GB135678规定的标准齿形选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一，第二轴上的斜齿轮一律取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。1.4.3齿宽通常是根据齿轮模数来确定齿宽b直齿，为齿宽系数，取为4.4～8.0，小齿轮取8.0大齿轮取7.0；斜齿，取为7.0～8.6，小齿轮取8.0大齿轮取7.0。一档及倒档小齿轮齿宽mm大齿轮齿宽;其他档位小齿轮齿宽mm大齿轮齿宽。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm，取2.5mm。1.4.4齿顶高系数一般规定齿顶高系数取为1.00。1.4.5齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用以下值：时渗碳层深度0.8～1.2时渗碳层深度0.9～1.3时渗碳层深度1.0～1.3外表硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；外表硬度HRC48～53[12]。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高外表硬度，细化材料晶面粒[13]。1.5一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算图3.1中间轴式五档变速器简图1.5.1一挡齿轮参数的计算中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12~17之间选用，最小为12-14，取，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为〔1.6〕为了求，的齿数，先求其齿数和，〔1.7〕==51.25取51即=-=51-12=39对中心距进展修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。理论中心距：==95.59mm〔1.8〕对一挡齿轮进展角度变位：端面压力角：tan=tan/cos〔1.9〕=21.29°端面啮合角：cos=〔1.10〕=21.9°由表14-1-21查得：齿轮齿数之比变位系数之和〔1.11〕=0.117查图14-1-4选择变位系数线图〔，〕，可知，则计算准确值：A=〔1.12〕当量齿数根据齿形系数图可知一挡齿轮参数：分度圆直径=3.5×39/cos21.61°=146.39mm=3.5×12/cos21.61°=45.17mm中心距变动系数=〔96-95.59〕/3.5=0.117齿顶变动系数=0.117-0.1171=-0.0001齿顶高=2.835mm=4.57mm齿根高=5.04mm=3.3mm齿高=7.875mm齿顶圆直径=152.06mm=54.31mm齿根圆直径=136.31mm=38.57mm1.5.2一挡齿轮强度的计算齿轮弯曲应力的计算图3.2齿形系数图斜齿轮弯曲应力〔1.13〕式中：—计算载荷〔N·mm〕；—法向模数〔mm〕；—齿数；—斜齿轮螺旋角；—应力集中系数，；—齿形系数，可按当量齿数在图2.1中查得；—齿宽系数；—重合度影响系数，。〔1〕计算一挡齿轮9，10的弯曲应力，。2.齿轮接触应力的计算〔1.14〕式中：—轮齿的接触应力〔MPa〕；—计算载荷〔N.mm〕；—节圆直径(mm)；—节点处压力角〔°〕，—齿轮螺旋角〔°〕；—齿轮材料的弹性模量〔MPa〕；—齿轮接触的实际宽度(mm)；、—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、—主、从动齿轮节圆半径(mm)。弹性模量=2.06×105N·mm-2，大齿轮齿宽=7×3.5=24.5mm小齿轮齿宽21mm。表1.3变速器齿轮的许用接触应力齿轮齿轮类型一挡和倒挡常啮合齿轮和高挡渗碳齿轮1900～20001300～1400液体碳氮共渗齿轮950～1000650～700〔1〕计算一挡齿轮9，10的接触应力mmmm==1.5.3一挡齿轮受力的计算N1.6常啮合齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算1.6.1常啮合齿轮参数的计算求出常啮合传动齿轮的传动比〔1.15〕=因常啮合传动齿轮副的中心距与一挡齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相等，初选=，即〔1.16〕〔1.17〕=由式〔1.15〕、〔1.17〕得，，则：=表1.4对常啮合齿轮进展角度变位理论中心距〔mm〕端面压力角〔〕端面啮合角〔〕变位系数准确值〔〕当量齿数齿形系数97.321.118.90.188-0.61819.3826470.1520.118表1.5常啮合齿轮参数〔mm〕分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高69.96124.02-0.4560.0283.472.064.1865.6全齿高齿顶圆直径齿根圆直径6.6676.9128.1461.59122.811.6.2常啮合齿轮强度的计算表1.6常啮合齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力〔〕接触应力〔〕〔〕〔〕〔mm〕〔mm〕〔〕〔〕122.44149.8913.4423.83743.14724.461.6.3常啮合齿轮受力的计算表1.7常啮合齿轮的受力圆周力〔N〕径向力〔N〕轴向力〔N〕5210.635332.22164.762057.331917.611875.671.7二档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算1.7.1二档齿轮参数的计算二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮一样，初选〔1.18〕=〔1.19〕=由式〔1.18〕、〔1.19〕得，则，=表1.8对二档齿轮进展角度变位理论中心距〔mm〕端面压力角〔〕端面啮合角〔〕变位系数准确值〔〕当量齿数齿形系数95.4521.4322.250.35-0.18321.9951240.150.17表1.9二档齿轮参数〔mm〕分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高129.461.470.183-0.01593.052.52.74.3全齿高齿顶圆直径齿根圆直径5.748135.51666.47124.0252.8741.7.2二挡齿轮强度的计算表1.10二档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力〔〕接触应力〔〕〔〕〔〕〔mm〕〔mm〕〔〕〔〕198.3423625.7312.221030.771057.371.7.3二挡齿轮受力的计算表1.11二档齿轮的受力圆周力〔N〕径向力〔N〕轴向力〔N〕10223.7610758.094013.074222.84128.594344.361.8三档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算1.8.1三档齿轮参数的计算〔1〕三挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮一样，初选〔1.20〕〔1.21〕=由式〔1.20〕、〔1.21〕得，则，=表1.12对三档齿轮进展角度变位理论中心距〔mm〕端面压力角〔〕端面啮合角〔〕变位系数准确值〔〕当量齿数齿形系数96.1421.5721.35-0.2920.21122.9944320.1250.162表1.13三档齿轮参数〔mm〕分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高110.8081.47-0.047-0.03443.742.233.1174.626全齿高齿顶圆直径齿根圆直径6.85118.3285.92104.5772.221.8.2三档齿轮强度的计算表1.14三档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力〔〕接触应力〔〕〔〕〔〕〔mm〕〔mm〕〔〕〔〕15721522.3616.44898.7861.461.8.3三挡齿轮受力的计算表1.15三档齿轮的受力圆周力〔N〕径向力〔N〕轴向力〔N〕7714.448117.093050.083209.2832733443.821.9四档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算1.9.1四档齿轮参数的计算〔1〕四挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮一样，初选〔1-22〕=〔1-23〕=由〔1-22〕和〔1-23〕得，，则：表1.16对四档齿轮进展角度变位理论中心距〔mm〕端面压力角〔〕端面啮合角〔〕变位系数准确值〔〕当量齿数齿形系数96.8721.7220.370.35-0.7324.6842430.1760.144表1.17四档齿轮参数〔mm〕分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高91.94101.79-0.29-0.0934.332.684.85.95全齿高齿顶圆直径齿根圆直径9.13100.56107.1582.3489.891.9.2四档齿轮强度的计算表1.18四档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力〔〕接触应力〔〕〔〕〔〕〔mm〕〔mm〕〔〕〔〕122.69195.9218.8420.85754.17773.611.9.3四挡齿轮受力的计算表3.19四档齿轮的受力圆周力〔N〕径向力〔N〕轴向力〔N〕6174.246496.72459.712588.182747.652891.151.10倒档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算1.10.1倒档齿轮参数的计算倒挡齿轮选用的模数与一挡一样，倒挡齿轮的齿数一般在21-23之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=23，=14，则：=mm〔1-24〕倒挡齿轮参数：分度圆直径=3.5×14=49mm齿顶高mm齿根高=4.375mm齿高=7.875mm齿顶圆直径=56mm齿根圆直径=40.25mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干预，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙：间隙取5mm。0=133mm=36计算倒挡轴和第二轴的中心距=103.25mm表1.20倒档齿轮参数〔mm〕分度圆直径齿顶高齿根高12680.53.53.54.3754.375全齿高齿顶圆直径齿根圆直径7.87513387.5117.2571.751.10.2倒档齿轮强度的计算1弯曲应力2接触应力mm=表1.22倒档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力〔〕接触应力〔〕〔〕〔〕〔mm〕〔mm〕〔〕〔〕405.7409.6122.1413.761401.811742.681.10.3倒挡齿轮受力的计算表1.23倒档齿轮的受力圆周力〔N〕径向力〔N〕12190.33115.52第二章轴及轴上支承的计算及其校核2.1轴承的选择及寿命验算2.1.1滚针轴承的选择及寿命验算1.输出轴五档齿轮滚针轴承的选择对货车轴承寿命要求是25万km，由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知hh由r/minKN根据式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知KN根据式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕选择滚针轴承：表2.1五档滚针轴承参数根本尺寸根本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型40483045.286.86300900030.142.7轴承寿命验算：由h故所选轴承合格。根据速比极差计算各档转速：========即r/minr/minr/minr/min2.输出轴四档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知hKN根据式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知KN根据式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕选择滚针轴承：表2.2四档滚针轴承参数根本尺寸根本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油/gK型35423037.872.57000100006230.142.3轴承寿命验算：由故所选轴承合格。3.输出轴三档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知hKN根据式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知KN根据式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕选择滚针轴承：表2.3三档滚针轴承参数根本尺寸根本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型3846304482.567009500---30.142.7轴承寿命验算：由h故所选轴承合格。4.输出轴二档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知hKN根据式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知KN根据式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕选择滚针轴承：表2.4二档滚针轴承参数根本尺寸根本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型50583049.8105500070009530.142.7轴承寿命验算：由h故所选轴承合格。5.输出轴一档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知hKN根据式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知KN根据式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕选择滚针轴承：表2.5一档滚针轴承参数根本尺寸根本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型50583050.8108500070009530.142.7轴承寿命验算：由h故所选轴承合格。6.倒档齿轮滚针轴承的选择hKN根据式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知根据式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕选择滚针轴承：表2.6倒档滚针轴承参数根本尺寸根本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型30352726.855.88000120003327.141.7轴承寿命验算：由h故所选轴承合格。倒档轴齿轮11，,12表2.7倒档齿轮滚针轴承参数根本尺寸根本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型40483045.286.863009000---30.142.72.1.2圆锥滚子轴承的选择及寿命验算1.第二轴两端轴承的选择初选轴承型号32206和32308因为挂I档时齿轮所受圆周力，轴向力，径向力最大，所以两个圆锥滚子轴承在挂I档时所受力最大。NN根据力的径向平衡条件有：NN轴承的转速为352r/min计算两轴承寿命：附加轴向力：NN因为,轴系有向右移动的趋势，由于轴承1被轴承盖顶住而压紧，所以轴承I被“压紧〞，轴承II被“放松〞。所以被“压紧〞的轴承工作所受的总轴向力必须与相平衡，即轴承I：NKN轴承II：NKN轴承的名义寿命L〔以转为单位〕由h故所选轴承合格。中间轴两端圆锥滚子轴承的选择：初选轴承型号32308和32306因为挂I档时齿轮所受圆周力，轴向力，径向力最大，所以两个圆锥滚子轴承在挂I档时所受力最大。NN根据力的径向平衡条件有：NN轴承的转速为1137r/min计算两轴承寿命：附加轴向力：NN因为所以轴承I被“压紧〞，轴承II被“放松〞。所以被“压紧〞的轴承工作所受的总轴向力必须与相平衡，即轴承I：NKN轴承II：NN轴承的名义寿命L〔以转为单位〕由h故所选轴承合格。故所选轴承合格。2.2轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视构造不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理[14]。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和外表光洁度，硬度应在HRC58～63，外表光洁度不低于▽8[15]。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于▽7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度[16]。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹局部不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少[17]。2.3轴的校核计算2.3.1初选轴的直径中间轴式变速器中心距=96mm，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承距离的比值：对中间轴，=0.16～0.18；对第二轴，0.18～0.21。第一轴花键局部直径〔mm〕可按式〔5.1〕初选〔2.1〕式中：—经历系数，=4.0～4.6；—发动机最大转矩〔N.m〕。第一轴花键局部直径=23.64~27.19mm取25mm；第二轴最大直径=43.2~57.6mm取50mm；中间轴最大直径=43.2~57.6mm取=50mm第二轴：；第一轴及中间轴：第二轴支承之间的长度=238~287.77mm；中间轴支承之间的长度=287.77～325.5mm，第一轴支承之间的长度=138.88～156.25mmd35d35d34d33d32d24d25d23d22d21d31图2.3轴的尺寸图2.3.2轴的刚度校核假设轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用式〔2.2〕、〔2.3〕、〔2.4〕计算〔2.2〕〔2.3〕〔2.4〕式中：—齿轮齿宽中间平面上的径向力〔N〕；—齿轮齿宽中间平面上的圆周力〔N〕；—弹性模量〔MPa〕，=2.06×105MPa；—惯性矩〔mm4〕，对于实心轴，；—轴的直径〔mm〕，花键处按平均直径计算；、—齿轮上的作用力距支座、的距离〔mm〕；—支座间的距离〔mm〕。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为mm，mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。图2.4第二轴受力分析〔1〕第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。〔2〕二轴的刚度一档时N，Nmm，mm，mmmm〔2.5〕mmmm〔2.6〕mmmmmmmm〔2.7〕radrad(2.8)二档时N，Nmm，，mmmmmmmm0.=0.0745mmmmmmradrad三档时N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad四档时N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad倒档时N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad〔3〕中间轴刚度图2.5中间轴受力分析一档时N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad二档时N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad三档时N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad四档时N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad2.3.3轴的强度校核〔1〕第二轴的强度校核图2.6第二轴剪力图与弯矩图一档时挠度最大，最危险，因此校核。水平面：1〕求水平面内支反力、由平衡方程得A与B端得支反力分别为：N〔2.9〕N〔2.10〕2〕建设剪力与弯矩方程由于在截面C处作用有集中载荷，故应以该截面为分界面，将梁划分为AC与CB两段，分段建设剪力与弯矩方程。对于AC段，选A点为原点