二轴三档变速器设计说明书

电动机最大功率750W滚子直径332mm电动机最大转矩2.2Nm最大转矩时转速1000r/min电动机额定转速910r/min滚子总质量80kg滚子速度15km/h高档传动比初定为0.85。变速器主减速比确定最高档传动比初定为0.85。电机转速与滚子转动速度之间的关系式为：（3.1）式中：ua—滚子速度（km/hn—电机转速（r/min）；r—滚子半径（m）；igi0由上述可知最高转速==15km/h；最高档传动比=0.85；车轮滚动半径已知的滚子半径为166mm；发动机转速==910r/min；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：3.3变速器传动比确定3.3.1变速器最高档传动比确定最高档传动比初选为0.85。3.3.2变速器最低档传动比确定按最大爬坡度进行设计，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和坡度阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。其公式表示为：（3.2）式中：G—滚子总重量（N）；—坡道面滚动阻力系数（对沥青路面μ=0.01~0.02）；—电机最大扭矩（N·m）；—主减速器传动比；—变速器传动比；—为传动效率（0.85~0.9）；R—滚子滚动半径；—最大爬坡度（一般车辆要求能爬上30%的坡，大约）。由公式（3.2）得：（3.3）已知：G=80kg；；；r=0.166m；N·m；；g=9.8m/s2；。把以上数据代入（3.3）式得：一档发出最大驱动力时，驱动轮要求不产生滑转。公式表示如下：（3.4）式中：—破冰滚的地面法向反力，；—破冰滚与冰面间的附着系数可取0.1~0.4之间。已知：kg；取0.55。把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为4.900。3.3.3变速器各挡传动比确定三挡传动比此前确定为。按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：（3.5）式中：—为常数是各挡之间公比。所以其他各挡传动比为：3.4变速器中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算：（3.6）式中：—变速器中心距（mm）；—中心距系数，=8.9~9.3；—电机最大输出转距为2.2（N·m）；—变速器一档传动比为4.900；—变速器传动效率，取96%。（8.9~9.3）=（8.9~9.3）4.358=38.79~40.53mm初取A=40.00mm。3.4本章小结本章主要利用了汽车设计和汽车理论的专业知识首先计算出主减速比和各挡传动比等变速器数据。第4章变速器齿轮设计及轴的强度校核4.1齿轮参数的选择1.模数齿轮模数的选取应注意：选择模数时，应该增加齿宽减小模数以用来降低噪音，减小变速器的质量，而且关于模数在同一变速器齿轮中种类不要过多。变速器模数为mn2.压力角20°齿形角是国家规定的标准压力角，用的最多，其他压力角也有使用如14.5°、16.5°、22.5°，压力角越大重合的越小，往往噪声也就越大。3.螺旋角斜齿轮螺旋角一般是10°~35°。选用角度大的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，工作平稳、噪声降低。但是太大也会使轴向力过大，所以一般选为25°。4.齿宽齿宽大，承载能力就高，考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽，通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：（4.1）式中：—为齿宽系数取为6.0~8.5。b=（6.0~8.5）×2.5=13~21.25初选b=18mm。5.齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我们国家在内的大多数汽车行业规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器也有时会采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。4.2变速器各挡齿轮参数计算及齿数分配4.2.1一挡齿轮参数计算及齿数分配一挡传动比为4.900，齿数之和计算公式为：取整得30，取10，则。对中心距A进行修正：（4.2）取整得mm，为标准中心矩。计算精确值当量齿数=14.043=28.085理论中心距==40.445mm端面压力角tan=tan/cos=0.408=22.20°端面啮合角=0.913变位系数之和=0.17查变位系数线图得计算精确值A=分度圆直径=33.076mm=113.009mm齿顶高=2.795mm=1.095mm式中：=（71-71.46）/2.5=-0.184。=0.18+0.049=0.229齿根高=2mm=3.75mm齿全高=4.795mm齿顶圆直径=38.666mm=115.199mm齿根圆直径=29.076mm=105.509mm4.2.2二挡齿轮参数计算及齿数分配已知：=73mm，=1.809，=2.5，；将数据代入（4.2）。取整为53，齿数取整得，。计算精确值当量齿数=25.469=48.257理论中心距==73.123mm端面压力角tan=tan/cos=0.401=21.72°端面啮合角=0.929变位系数之和=0.18查变位系数线图得计算精确值分度圆直径=52.428mm=99.337mm齿顶高=2.67mm=1.22mm式中：=-0.049。=0.229齿根高=2.175mm=3.625mm齿全高=4.845mm齿顶圆直径=57.768mm=101.777mm齿根圆直径=48.078mm=92.087mm4.2.3三挡齿轮参数计算及齿数分配已知：=73mm，=1.281，=2.5，；将数据代入（4.2）。取整57，齿数取整得：，。计算精确值当量齿数=32.216mm =41.237mm理论中心距==73.529mm端面压力角tan=tan/cos=0.396端面啮合角=0.986变位系数之和=0.18查变位系数线图得分度圆直径=68.984mm=88.300mm齿顶高=2.42mm=1.47mm式中：=-0.211。齿根高=2.425mm=3.375mm齿全高=4.845mm齿顶圆直径=71.824mm=83.24mm齿根圆直径=62.084mm=73.8mm4.3主减速器齿轮参数计算及齿数分配已知：=4.761，=2.5，，将数据代入（4.2）。选取主动齿轮齿数：18，根据传动比计算得，。计算精确值A=当量齿数=24.22=114.40理论中心距==142.11mm端面压力角tan=tan/cos=0.400=21.80°端面啮合角=0.928变位系数之和=-0.1761查变位系数线图得：分度圆直径=49.66mm=234.54mm齿顶高=（1-0.1256-）×2.5=2.725mm=（1-0.21-）×2.5=2.514mm式中：=（135.7-136）/2.5=-0.12。=-0.3356+0.12=-0.2156齿根高=（1+0.25+0.1256）×2.5=3.439mm=（1+0.25+0.21）×2.5=3.64mm齿全高=6.154mm齿顶圆直径=55.11mm=239.56mm齿根圆直径=42.78mm=227.26mm各挡齿轮参数见表4.2。表4.2齿轮参数一览表齿轮挡位1挡2挡3挡分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高全齿高齿宽齿数4.4变速器齿轮强度校核4.4.1齿轮弯曲强度校核斜齿轮齿轮弯曲强度校核公式如下：（4.3）式中：—圆周力（N），；—计算载荷（N·mm）；—节圆直径（mm），，为法向模数（mm）；—斜齿轮螺旋角（°）；—应力集中系数，=1.50；—齿面宽（mm）；—法向齿距，；—齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图4.1中查得；—重合度影响系数，=2.0。图4.1齿形系数图将上述有关参数代入公式（4.3），整理得到：（4.4）轴的转矩计算如下。Ⅰ轴：==150×0.98×0.96=141.12N·mⅡ轴：一挡＝141.12×0.96×0.99×3.417＝458.29N·m二挡＝141.12×0.96×0.99×1.809＝242.62N·m三挡＝141.12×0.96×0.99×1.281＝171.81N·m1.一挡齿轮校核（1）主动齿轮已知N·mm；；；mm；；；，查齿形系数图4.1得：y=0.14，把以上数据代入（4.4）式得：MPa（2）从动齿轮已知N·mm；；；mm；；；，查齿形系数图4.1得：y=0.16，把以上数据代入（4.4）式得：MPa2.二档齿轮校核（1）主动齿轮已知N·mm；；；mm；；，查齿形系数图4.1得：y=0.16，把以上数据代入（4.4）式得：MPa（2）从动齿轮已知N·mm；；；mm；；；，查齿形系数图4.1得：y=0.155，把以上数据代入（4.4）式得：MPa3.三档齿轮校核（1）主动齿轮已知N·mm；；；mm；；；，查齿形系数图4.1得：y=0.142，把以上数据代入（4.4）式得：MPa（2）从动齿轮已知N·mm；；；mm；；；，查齿形系数图4.1得：y=0.154，把以上数据代入（4.4）式得：MPa对于轿车而言，其许用应力的范围在180~350MPa，以上各档均合适。4.4.2齿轮接触强度校核接触强度校核公式为：（4.5）式中：—轮齿接触应力（MPa）；—齿面上的法向力（N），；—圆周力（N），；—计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）；—节点处压力角，为齿轮螺旋角；—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）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力[]见表4.3。表4.3变速器齿轮许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700国内变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，对齿轮进行喷丸处理后，轮齿产生残余应力，齿轮弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有改善。国外则采用铬镍合金钢，在我国渗碳合金钢的渗碳层深度一般是0.8~1.2mm。1.一档齿轮接触应力校核（1）一挡主动齿轮接触应力=0.418=0.418=1270.3＜[]（2）一挡从动齿轮接触应力=0.418=0.418=1238.4＜[]2.二挡齿轮接触应力校核（1）二挡主动齿轮接触应力=0.418=0.418=937.6＜[]（2）二挡从动齿轮接触应力=0.418=0.418=914＜[]3.三挡齿轮接触应力校核（1）三挡主动齿轮接触应力=0.418=0.418=850.4＜[]（2）三挡从动齿轮接触应力=0.418=0.418=829＜[]以上校核结果均满足设计要求。4.5轴的设计及校核4.5.1轴的刚度计算轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算[21]。计算时，仅计算每对齿轮所在位置处，轴的挠度和转角。一轴的常啮合齿轮副，因距离支承点近，而且转速高所以扭矩较小，通常来说挠度不大，转角也可以做适当的忽略，故可以不必计算。挠度转角图如4.2所示。图4.2变速器轴的挠度和转角若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为。可分别用下式计算：（4.6）（4.7）（4.8）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），=2.1×105MPa；—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A、B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=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。1.计算变速器上个齿轮的圆周力、切向力、轴向力输入轴圆周力、切向力、轴向力计算如下。2.变速器输入轴的刚度计算（1）一挡工作时的计算已知a=24mm，b=157mm，L=181mm，d=23mm，则有：mmmmmm（2）二挡工作时的计算已知a=85mm，b=96mm，L=181mm，d=25mm，则有：mmmmmm（3）三挡工作时的计算已知a=111mm，b=70mm，L=181mm，d=30mm，则有：=mmmmmm3.变速器输出轴的刚度计算（1）一挡工作时的计算已知a=20mm，b=151mm，L=171m，d=30mm，则有：mmmmmm（2）二挡工作时的计算已知a=88mm，b=83mm，L=171mm，d=26mm，则有：mmmm（3）三挡工作时的计算已知a=112，b=59mm，L=171mm，d=25mm，则有：=mmmm4.5.2轴的强度计算1.输入轴强度校核已知=7563.2N,=3808.46N，=3055.46N。（1）求H面内支反力、和弯矩输入轴受力如图4.3（a）所示。（a）输入轴水平方向受力图（b）输入轴垂直方向受力图图4.3输入轴受力图+=×=×由以上两式可得=4833.96N，=432.33N，=89428.26N·mm。（2）求V面内支反力、和弯矩输入轴受力如图4.3（b）所示，则+=（+）－×－=0由以上两式可得=1747.15N，=52.03N，=32322.28N·mm。弯矩图如图4.4所示。==115953.25N·mm===103.74＜[]=89428.26N·mm=32322.28N·mm（a）输入轴水平弯矩图（b）输入轴垂直弯矩图图4.4输入轴弯矩图2.输出轴强度校核已知=7709.06N，=3882N，=3114.88N。求H面内支反力、和弯矩输出轴受力如图4.4（a）所示。+==由以上两式可得=1243.54N，=539.63N，=117946.68N·mm。（2）求V面内支反力、和弯矩输出轴受力如图4.5（b）所示。+=（+）=－=0由以上两式可得=1243.54N，=539.63N，=31710.27N·mm。=265267.77N·mm===29.67＜[]（a）输出轴水平方向受力图（b）输出轴垂直方向受力图图4.5输入轴受力图弯矩图如图4.6所示。