變速器設(shè)計(jì)說明書-正文

中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 1 第 1 章 變速器主要參數(shù)的計(jì)算及校核 學(xué)號(hào) 15 最高車速 113Km hmaxU 發(fā)動(dòng)機(jī)功率 65 5KWeP 轉(zhuǎn)矩 206 5NmmaxeT 總質(zhì)量 ma 4123Kg 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 nT 2200r min 車輪 R16 選 6 00R16LT 1 1 設(shè)計(jì)的初始數(shù)據(jù) 表 1 1 已知基本數(shù)據(jù) 車輪 R16 選 6 00R16LT 查 GB T2977 2008 r 337mm 1 2 變速器傳動(dòng)比的確定 確定 檔傳動(dòng)比 汽車爬坡時(shí)車速不高 空氣阻力可忽略 則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的 滾動(dòng)阻力及爬坡阻力 故有 sin co0emaxGfriTTg max g 1 1 式中 作用在汽車上的重力 GgG 汽車質(zhì)量 m 重力加速度 g4239 8045 mN 最高車速 Km hmaxU 發(fā)動(dòng)機(jī)率 KwmaxeP 額定轉(zhuǎn)矩 maxeT總質(zhì)量 Kga 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 r minTn 主減速器傳 動(dòng)比 0i 車輪半徑 mmr 113 65 5 206 5 4123 2200 4 36 337 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 2 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 maxeTmNTe 174max 主減速器傳動(dòng)比 0i 0 36i 傳動(dòng)系效率 T 8T 車輪半徑 r 7r 滾動(dòng)阻力系數(shù) 對(duì)于貨車取 f 02 f 爬坡度 30 換算為 16 則由最大爬坡度要求的變速器 I 檔傳動(dòng)比為 1 2 Tergimi 0ax1 4239 804 375 165 驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著條件 1 3 rTgi01emax 2G 汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷 2G 取8 0 7 75 1gi 2max064123980 37 9 64 reTi 綜上可知 取15 7gi 15 gi 其他各檔傳動(dòng)比的確定 按等比級(jí)數(shù)分配原則 qiigg 54321 1 4 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 q 41qig 32ig2qig ig4 n 5 81 高檔使用率比較高 低檔使用率比較低 所以可使高檔傳動(dòng)比較小 所以取其他各擋 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 3 傳動(dòng)比分別為 2gi3 7q 23 4giq 1 5giq 1 3 中心距 A 1 3 1 初選中心距 可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式 31maxgeAiTK 1 5 式中 變速器中心距 mm 中心距系數(shù) 商用車 A 6 98 AK 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N m maxeT 變速器一擋傳動(dòng)比 1i 51gi 變速器傳動(dòng)效率 取 96 g 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 maxeTmax206 eTN 則 31maxgeAiK 3 8 69 589 407 初選中心距 A 1 3 2 變速器的軸向尺寸 貨車變速器殼體的軸向尺寸 mm 2 730 2 730 9625 8A 1 4 齒輪參數(shù)及齒輪材料的選擇 1 4 1 齒輪模數(shù) 同步器與嚙合套的接合齒多采用漸開線齒形 出于工藝性考慮 同一變速器的接 合齒采用同一模數(shù) 輕中型貨車為 2 0 3 5 選取較小的模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋 變速器一檔及倒檔模數(shù)為 3 5mm 其他檔位為 3 0 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 4 1 4 2 齒形 壓力角 及螺旋角 根據(jù)劉維信的 汽車設(shè)計(jì) 表 6 3 汽車變速器齒輪的齒形 壓力角及螺旋角分別 為 表 1 2 齒形 壓力角 螺旋角 GB1356 78 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 0202 6 選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上的軸向力相互抵消 為此 中間軸上的 全部齒輪一律取右旋 而第一 第二軸上的斜齒輪一律取左旋 其軸向力經(jīng)軸承蓋由 殼體承受 1 4 3 齒寬 b 通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬 b 直齒 為齒寬系數(shù) 取為 4 4 8 0 小齒輪取 8 0 大齒輪取 7 0 mkc c 斜齒 取為 7 0 8 6 小齒輪取 8 0 大齒輪取 7 0 nb 一檔及倒檔小齒輪齒寬 mm 大齒輪齒寬 285 30 b3 5724 b 其他檔位小齒輪齒寬 mm 大齒輪齒寬 4 801 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些 以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪的壽命 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 2 4mm 取 2 5mm 1 4 4 齒頂高系數(shù) 0f 一般規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1 00 1 4 5 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 30 50HBS 左右 為提高抗膠合性能 大 小輪應(yīng)采 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 5 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 8 1 25 3 法m 時(shí)滲碳層深度 0 9 1 3 法 時(shí)滲碳層深度 1 0 1 3法 表面硬度 HRC58 63 心部硬度 HRC33 48 對(duì)于氰化齒輪 氰化層深度不應(yīng)小于 0 2 表面硬度 HRC48 53 12 對(duì)于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪 可采用 25CrMnMO 20CrNiM O 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 1 5 一檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 齒輪校核 受力計(jì)算 圖 3 1 中間軸式五檔變速器簡(jiǎn)圖 1 5 1 一擋齒輪參數(shù)的計(jì)算 中間軸一擋齒輪齒數(shù) 貨車可在 12 17 之間選用 最小為 12 14 取 102Z 一擋齒輪為斜齒輪 一擋傳動(dòng)比為 1092gi 1 6 為了求 的齒數(shù) 先求其齒數(shù)和 9Z10 hZ 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 6 nhmAZ cos2 1 7 51 25 取 51 296cos13 5 即 51 12 399Zh10 對(duì)中心距 進(jìn)行修正A 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h hZ 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AA 依據(jù) 理論中心距 95 59mm 109n0cos2m hZ3 5 29 cos 1 8 對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位 端面壓力角 tan tan cos t t n10 9 1 9 21 29 t 端面嚙合角 cos t t toAcs 1 10 21 9 t 由表 14 1 21 查得 0 196tinva 82t 齒輪齒數(shù)之比 3 5 01u 變位系數(shù)之和 nt t109na2 iviz 1 11 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 7 0 117 查圖 14 1 4 選擇變位系數(shù)線圖 可知 則 1 ah 20 10 37nx 90 1nx 計(jì)算 精確值 A 109ncos2m hZ 1 12 910 6 當(dāng)量齒數(shù) 3v9910z cos49s2 6 10 15c 根據(jù)齒形系數(shù)圖可知 9 4 57y 一擋齒輪參數(shù) 分度圓直徑 3 5 39 cos21 61 146 39mm109n9cos m zd 3 5 12 cos21 61 45 17mm1010 中心距變動(dòng)系數(shù) 96 95 59 3 5 0 117nn Ay 齒頂變動(dòng)系數(shù) 0 117 0 1171 0 0001 x 齒頂高 2 835mm n9an9yhm 4 57mm1010 x 齒根高 5 04mmn9an9cf 3 3mm 1010hmxf 齒高 7 875mm9fa 齒頂圓直徑 152 06mm92ad 54 31mm1010ha 齒根圓直徑 136 31mm99ff 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 8 38 57mm10102ffhd 1 5 2 一擋齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 1 齒輪彎曲應(yīng)力的計(jì)算 2 圖 3 2 齒形系數(shù)圖 斜齒輪彎曲應(yīng)力 w KyzmTcngw3os2 1 13 式中 計(jì)算載荷 N mm gT 法向模數(shù) mm nm 齒數(shù) z 斜齒輪螺旋角 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 9 應(yīng)力集中系數(shù) K5 1 K 齒形系數(shù) 可按當(dāng)量齒數(shù) 在圖 2 1 中查得 y 3coszn 齒寬系數(shù) c 6 807 c 重合度影響系數(shù) K2 K 1 計(jì)算一擋齒輪 9 10 的彎曲應(yīng)力 9w 10 ymzTcnw9310219os 033 4cos2 61 5 57 26aaMPP KyzTcnw103910os2 中 0330 cos21 6 51 4578 274aa 2 齒輪接觸應(yīng)力的計(jì)算 bzgjdbET 1cos18 0 1 14 式中 輪齒的接觸應(yīng)力 MP a j 計(jì)算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm d 節(jié)點(diǎn)處壓力角 齒輪螺旋角 齒輪材料的彈性模量 MP a E 齒輪接觸的實(shí)際寬度 mm b 主 從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 mm 直齒輪 z sinzr 斜齒輪 sinbr 2cosinzr 2co 主 從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 mm zrb 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 10 彈性模量 2 06 105 N mm 2 大齒輪齒寬 7 3 5 24 5mm 小齒E nccmKb 輪齒寬 21mm 表 1 3 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 MPaj 齒輪類型 一擋和倒擋 常嚙合齒輪和高擋 滲碳齒輪 1900 2000 1300 1400 液體碳氮共滲齒輪 950 1000 650 700 1 計(jì)算一擋齒輪 9 10 的接觸應(yīng)力 mm210910sin co8 zd mm9 52b 910 99219cos48 0bzjdET 5 30 3461 0 58s2 8 2 95 126419aaMPP 21010109 8cos 6j zbTEbd 5 33 1 4 057cs 8 2 5 12 81902aaMPP 1 5 3 一擋齒輪受力的計(jì)算 3219 4195 68N 69tTFd N32100 2 5t 9n10ta 3 68tan cos1 654 1cosrF 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 11 10n9ta4682 5 tan0 cos21 65748NcosrF a9t103 t 10t9Fn46825an167 1 6 常嚙合齒輪參數(shù)的計(jì)算 齒輪校核 受力計(jì)算 1 6 1 常嚙合齒輪參數(shù)的計(jì)算 求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 1 15 910g12Zi 5 3 78 因常嚙合傳動(dòng)齒輪副的中心距與一擋齒輪副以及其他各檔齒輪副的中心距相等 初選 即21 0 1 16 21cos ZmAn 1 17 n21 96cos013 由式 1 15 1 17 得 則 12Z 1092gZi 35 2 表 1 4 對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位 理論中心距 mm 0A 端面壓力 角 t 端面嚙合 角 t 變位系數(shù) nx精確 值 當(dāng)量齒 數(shù) vz 齒形系數(shù) y 97 3 21 1 18 9 0 18 8 0 618 19 38 26 47 0 15 2 0 118 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 12 表 1 5 常嚙合齒輪參數(shù) mm 分度圓直徑 d 齒頂高 ah齒根高 fh12中心距變動(dòng) 系數(shù) ny 齒頂高變動(dòng) 系數(shù) ny 1a21f2f 69 96 124 02 0 456 0 028 3 47 2 06 4 186 5 6 齒頂圓直徑 ad齒根圓直徑 fd全齒高 h1ad2 1fd2f 6 66 76 9 128 14 61 59 122 81 1 6 2 常嚙合齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 表 1 6 常嚙合齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力 彎曲應(yīng)力 w aMP2501 接觸應(yīng)力 j aMP2019 a w mm9b mm10z 1ja 2j a 122 44 149 89 13 44 23 83 743 14 724 46 1 6 3 常嚙合齒輪受力的計(jì)算 表 1 7 常嚙合齒輪的受力 圓周力 N tF徑向力 N rF軸向力 N aF1t2t1r2r12 5210 63 5332 2 2164 76 2057 33 1917 61 1875 67 1 7 二檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 齒輪校核 受力計(jì)算 1 7 1 二檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 二擋齒輪為斜齒輪 模數(shù)與一擋齒輪相同 初選 782 1 18 8172Zi 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 13 2187Zi 3 82 19 1 19 87ncos mA n872Z 96cs253 0 由式 1 18 1 19 得 74018 則 8172Zi 39 表 1 8 對(duì)二檔齒輪進(jìn)行角度變位 理論中心距 mm 0A 端面壓力 角 t 端面嚙合 角 t 變位系數(shù) nx精確 值 當(dāng)量齒 數(shù) vz 齒形系數(shù) y 95 45 21 43 22 25 0 35 0 18 3 21 99 51 24 0 15 0 17 表 1 9 二檔齒輪參數(shù) mm 分度圓直徑 d 齒頂高 ah齒根高 fh78中心距變動(dòng) 系數(shù) ny 齒頂高變動(dòng) 系數(shù) ny 7a87f8f 129 4 61 47 0 183 0 0159 3 05 2 5 2 7 4 3 齒頂圓直徑 ad齒根圓直徑 fd全齒高 h7ad8 7fd8f 5 748 135 516 66 47 124 02 52 874 1 7 2 二擋齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 表 1 10 二檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 14 彎曲應(yīng)力 w aMP2501 接觸應(yīng)力 j aMP2019 7a 8w mm7b mm8z 7ja 8j a 198 34 236 25 73 12 22 1030 77 1057 37 1 7 3 二擋齒輪受力的計(jì)算 表 1 11 二檔齒輪的受力 圓周力 N tF徑向力 N rF軸向力 N aF7t8t7r8r78 10223 76 10758 09 4013 07 4222 8 4128 59 4344 36 1 8 三檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 齒輪校核 受力計(jì)算 1 8 1 三檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 1 三擋齒輪為斜齒輪 模數(shù)與一擋齒輪相同 初選 5623 1 20 21365Zi 49 5 1 21 65cos2 mAn n65Z9cos235 0 由式 1 20 1 21 得 則 534 25661523Zi 42 1 表 1 12 對(duì)三檔齒輪進(jìn)行角度變位 理論中心距 mm 0A 端面壓力 角 t 端面嚙合 角 t 變位系數(shù) nx精確 值 當(dāng)量齒 數(shù) vz 齒形系數(shù) y 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 15 96 14 21 57 21 35 0 292 0 21 1 22 99 44 32 0 125 0 162 表 1 13 三檔齒輪參數(shù) mm 分度圓直徑 d 齒頂高 ah齒根高 fh56中心距變動(dòng) 系數(shù) ny 齒頂高變動(dòng) 系數(shù) ny 5a65f6f 110 80 81 47 0 047 0 0344 3 74 2 23 3 117 4 626 齒頂圓直徑 ad齒根圓直徑 fd全齒高 h5ad6 5fd6f 6 85 118 32 85 92 104 57 72 22 1 8 2 三檔齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 表 1 14 三檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力 彎曲應(yīng)力 w aMP2501 接觸應(yīng)力 j aMP2019 5a 6w mm5b mm6z 5j a 6jaP 157 215 22 36 16 44 898 7 861 46 1 8 3 三擋齒輪受力的計(jì)算 表 1 15 三檔齒輪的受力 圓周力 N tF徑向力 N rF軸向力 N aF5t6t5r6r56 7714 44 8117 09 3050 08 3209 28 3273 3443 82 1 9 四檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 齒輪校核 受力計(jì)算 1 9 1 四檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 1 四擋齒輪為斜齒輪 模數(shù)與一擋齒輪相同 初選 342 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 16 1 2143Zi 22 1 539 087 1 43cos2 ZmAn 23 n4343sZ 96cos25 0 由 1 22 和 1 23 得 32814 則 4134Zi 928 6 表 1 16 對(duì)四檔齒輪進(jìn)行角度變位 理論中心距 mm 0A 端面壓力 角 t 端面嚙合 角 t 變位系數(shù) nx精確 值 當(dāng)量齒 數(shù) vz 齒形系數(shù) y 96 87 21 72 20 37 0 35 0 73 24 68 42 43 0 176 0 144 表 1 17 四檔齒輪參數(shù) mm 分度圓直徑 d 齒頂高 ah齒根高 fh34中心距變動(dòng) 系數(shù) ny 齒頂高變動(dòng) 系數(shù) ny 3a43f4f 91 94 101 79 0 29 0 093 4 33 2 68 4 8 5 95 齒頂圓直徑 ad齒根圓直徑 fd全齒高 h3ad4 3fd4f 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 17 9 13 100 56 107 15 82 34 89 89 1 9 2 四檔齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 表 1 18 四檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力 彎曲應(yīng)力 w aMP2501 接觸應(yīng)力 j aMP2019 3a 4w mm3b mm4z 3j a 4jaP 122 69 195 92 18 84 20 85 754 17 773 61 1 9 3 四擋齒輪受力的計(jì)算 表 3 19 四檔齒輪的受力 圓周力 N tF徑向力 N rF軸向力 N aF3t4t3r4r34 6174 24 6496 7 2459 71 2588 18 2747 65 2891 15 1 10 倒檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 齒輪校核 受力計(jì)算 1 10 1 倒檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 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 21 23 之間 初選12Z 后 可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距 初選 23 14 則 13Z A312 mm 1 24 cos2120ZmAn 中 倒 3 546 75 倒擋齒輪參數(shù) 分度圓直徑 3 5 14 49mm12n12dz 齒頂高 mm3 5ahm 齒根高 4 375mm 12anfc 齒高 7 875mm12f 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 18 齒頂圓直徑 56mm12a12hd 齒根圓直徑 40 25mmff 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 間隙取 5mm 1215eeDA 0121 ee 133mm1eZm 36 計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距 A 213 z 103 25mm 表 1 20 倒檔齒輪參數(shù) mm 分度圓直徑 d齒頂高 ah齒根高 fh1131a131f13f 126 80 5 3 5 3 5 4 375 4 375 齒頂圓直徑 ad齒根圓直徑 fd全齒高 h1ad13 1fd13f 7 875 133 87 5 117 25 71 75 1 10 2 倒檔齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 1 彎曲應(yīng)力 12312fwncTKzmy 倒 33789 2165 10 44 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 19 405 7085aaMPP 2 接觸應(yīng)力 mm12sin 3bd 12121320 48coj bTE 倒 53 601 09s8 76 182 712aaMPP 表 1 22 倒檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力 彎曲應(yīng)力 w aMP2501 接觸應(yīng)力 j aM09 w 13wa mm1b mm13z 1j aP 13ja 405 7 409 61 22 14 13 76 1401 81 1742 68 1 10 3 倒擋齒輪受力的計(jì)算 3120 651495 1N49tTFd 倒12tan2 r 表 1 23 倒檔齒輪的受力 圓周力 N tF 徑向力 N r1t 1r 12190 3 3115 52 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 20 第二章 軸及軸上支承的計(jì)算及其校核 2 1 軸承的選擇及壽命驗(yàn)算 2 1 1 滾針軸承的選擇及壽命驗(yàn)算 1 輸出軸五檔齒輪滾針軸承的選擇 對(duì)貨車軸承壽命要求是 25 萬 km 由劉維信汽車設(shè)計(jì)表 6 9 變速器各檔的相對(duì)工 作時(shí)間或使用率 可知 hgif 631 755 ghgfLf h69 4320 86125 amhVSL 由 r min 3187n7 50max得與 irg 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 21 KN8 21 rF 根據(jù)式 7 2 1 TndmhfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 297 0 1 Tdmnh fffff KN 48 5 C 根據(jù)式 7 2 6 0PSC 查表 7 2 29 KN8 20 rF 查表 7 2 31 KN8 2 1 0 查表 7 2 85 選擇滾針軸承 表 2 1 五檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 40 48 30 45 2 86 8 6300 9000 4083k 30 14 2 7 軸承壽命驗(yàn)算 45 80 24 31 PCL 由 h6317893 1696 606 nLhh得 故所選軸承合格 根據(jù)速比極差計(jì)算各檔轉(zhuǎn)速 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 22 5maxgiU4axgi3maxgi2axgiU1maxgi n n n 即 r min r min r min r min419 3n 3916 2594 1379 2 輸出軸四檔齒輪滾針軸承的選擇 由劉維信汽車設(shè)計(jì)表 6 9 變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率 可知gif h2957 1644 ghgfLf KN18 3 rF 根據(jù)式 7 2 1 TndmhfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 293 0 7 1 Tdmnh fffff KN 4 1 C 根據(jù)式 7 2 6 0PS 查表 7 2 29 KN18 30 rF 查表 7 2 31 KN18 3 0 C 查表 7 2 85 選擇滾針軸承 表 2 2 四檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸wFEcBrCr0 脂 油 gwK 型 1B1H 35 42 30 37 8 72 5 7000 1000 0 62 35420k 30 14 2 3 軸承壽命驗(yàn)算 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 23 1037 8 9CLP 由 66 450 829701n 故所選軸承合格 3 輸出軸三檔齒輪滾針軸承的選擇 由劉維信汽車設(shè)計(jì)表 6 9 變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率 可知gif h8 95273 533 ghgfLf KN068 43 rF 根據(jù)式 7 2 1 TndmhfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 391 0 7 1 Tdmnh fffff KN 460 C 根據(jù)式 7 2 6 0PS 查表 7 2 29 KN68 40 rF 查表 7 2 31 KN068 4 1 0 KNC 查表 7 2 85 選擇滾針軸承 表 2 3 三檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 38 46 30 44 82 5 6700 9500 38460k 30 14 2 7 軸承壽命驗(yàn)算 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 24 1034 2798 6CLP 由 h 6 03 45927 801n 故所選軸承合格 4 輸出軸二檔齒輪滾針軸承的選擇 由劉維信汽車設(shè)計(jì)表 6 9 變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率 可知gif h3 1576 1622 ghgfLf KN35 rF 根據(jù)式 7 2 1 TndmhfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 48 0 97 1 Tdmnh fffff KN3 1 C 根據(jù)式 7 2 6 0PS 查表 7 2 29 KN35 0 rF 查表 7 2 31 KN35 1 0 C 查表 7 2 85 選擇滾針軸承 表 2 4 二檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 50 58 30 49 8 105 5000 7000 95 5083k 30 14 2 7 軸承壽命驗(yàn)算 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 25 10349 8 6 5CLP 由 h 66109 107 54Ln 故所選軸承合格 5 輸出軸一檔齒輪滾針軸承的選擇 由劉維信汽車設(shè)計(jì)表 6 9 變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率 可知gif h473269 11 ghgfLf KN706 3 rF 根據(jù)式 7 2 1 TndmhfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 490 7 1 Tdmnh fffff KN6 07 1 C 根據(jù)式 7 2 6 0PS 查表 7 2 29 KN76 0 rF 查表 7 2 31 KN706 1 0 C 查表 7 2 85 選擇滾針軸承 表 2 5 一檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 50 58 30 50 8 108 5000 7000 95 5083k 30 14 2 7 軸承壽命驗(yàn)算 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 26 1035 8 6 67CLP 由 h 661085 3102 479Ln 故所選軸承合格 6 倒檔齒輪滾針軸承的選擇 h KN69 4732 倒hL12 3 rF 根據(jù)式 7 2 1 TndmfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 482 0 97 1 Tdmnh fffff 69 3 1 C 根據(jù)式 7 2 6 0PS 查表 7 2 29 KN12 30rF 查表 7 2 31 KN12 3 0 KNC 查表 7 2 85 選擇滾針軸承 表 2 6 倒檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 30 35 27 26 8 55 8 8000 1200 0 33 30527k 27 14 1 7 軸承壽命驗(yàn)算 10326 8 97 CLP 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 27 由 h 6610297 103259hLn 故所選軸承合格 倒檔軸齒輪 11 12 表 2 7 倒檔齒輪滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 40 48 30 45 2 86 8 6300 9000 4083k 30 14 2 7 2 1 2 圓錐滾子軸承的選擇及壽命驗(yàn)算 1 第二軸兩端軸承的選擇 初選軸承型號(hào) 32206 和 32308 因?yàn)閽?I 檔時(shí)齒輪所受圓周力 軸向力 徑向力最大 所以兩個(gè)圓錐滾子軸承在 掛 I 檔時(shí)所受力最大 N N76 0 reF695 80 aeF 根據(jù)力的徑向平衡條件有 N1r128324 7rer Nr50F053rrF 軸承的轉(zhuǎn)速為 352r min 計(jì)算兩軸承壽命 附加軸向力 N1264 7 8rdFY N205 3 09rd 因?yàn)?軸系有向右移動(dòng)的趨勢(shì) 由于軸承 1 被軸承蓋頂住而壓緊 12daeF 所以軸承 I 被 壓緊 軸承 II 被 放松 所以被 壓緊 的軸承工作所受的總軸向力 必須與 相平衡 即1aF2daeF 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 28 21daeF 軸承 I N12605 98 657 8aedF 173 4 ar e KN110 40 261 758 14 2rraPY 軸承 II N2 09adF265 273r e KN0 5rP 軸承的名義壽命 L 以 轉(zhuǎn)為單位 611035 6 84 2CP 由 h 6610 8108 9352Ln 故所選軸承合格 中間軸兩端圓錐滾子軸承的選擇 初選軸承型號(hào) 32308 和 32306 因?yàn)閽?I 檔時(shí)齒輪所受圓周力 軸向力 徑向力最大 所以兩個(gè)圓錐滾子軸承在 掛 I 檔時(shí)所受力最大 N N105748reF 10586 7aeF 根據(jù)力的徑向平衡條件有 N1r12397 3rer Nr205F68rrF 軸承的轉(zhuǎn)速為 1137r min 計(jì)算兩軸承壽命 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 29 附加軸向力 N1397 810 42rdFY N26 5 9rd 因?yàn)?12daeF 所以軸承 I 被 壓緊 軸承 II 被 放松 所以被 壓緊 的軸承工作所受的總軸向力 必須與 相平衡 即1aF2daeF 21dea 軸承 I N12453 986 79 6aedF 11 ar e KN110 40 43798 629 1 06rraPY 軸承 II N25 adF243 90 26178r e N2 1rP 軸承的名義壽命 L 以 轉(zhuǎn)為單位 61010315 8 62 rCP 由 h 661083 09 7Ln 故所選軸承合格 10238 5 7689 rCLP 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 30 故所選軸承合格 2 2 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 HRC58 63 表面光 潔度不低于 8 15 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 2 3 軸的校核計(jì)算 2 3 1 初選軸的直徑 已知中間軸式變速器中心距 96mm 第二軸和中間軸中部直徑 軸的A0 45dA 最大直徑 和支承距離 的比值 dL 對(duì)中間軸 0 16 0 18 對(duì)第二軸 0 18 0 21 Ld 第一軸花鍵部分直徑 mm 可按式 5 1 初選d 2 1 3maxeTK 式中 經(jīng)驗(yàn)系數(shù) 4 0 4 6 K 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N m maxeT 第一軸花鍵部分直徑 23 64 27 19mm 取 25mm 第二 14 062 5d 1d 軸最大直徑 43 2 57 6mm 取 50mm 中間軸最大直徑 2max0 59d 43 2 57 6mm 取 50mm 964 max maxd 第二軸 第一軸及中間軸 21 08 2maxL 18 06 max1 Ld 第二軸支承之間的長(zhǎng)度 238 287 77mm 中間軸支承之間的長(zhǎng)度2 287 77 325 5mm 第一軸支承之間的長(zhǎng)度 138 88 156 25mmL 1 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 31 圖 2 3 軸的尺寸圖 2 3 2 軸的剛度校核 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 2 2 cf sf 2 3 2 4 計(jì)算 2 2 4 2r2r3aF6ELdbIfc 2 3 4 22Iftts 2 4 43aF63ELdbIbaFrr 式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力 N rF 齒輪齒寬中間平面上的圓周力 N t 彈性模量 MP a 2 06 105MPa EE 慣性矩 mm 4 對(duì)于實(shí)心軸 軸的直徑 mm 花I 64dI d35 d34 d33 d32 d24d25 d23 d22 d21 d31 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 32 鍵處按平均直徑計(jì)算 齒輪上的作用力距支座 的距離 mm abAB 支座間的距離 mm L 軸的全撓度為 mm 2 02 scff 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 mm mm 齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過 10 5 cf 15 sf 0 002rad 圖 2 4 第二軸受力分析 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 N9135 68tF 95462 1rF mm mm mm mm2150da23b8 43L 2 5 421 9r9aEdfc mm mm0 35 10 2 6 ELdbFft42199sa6 mm mm0 8515 0 mm mm 2 7 29936csff 2 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 33 rad rad 2 8 42199r93aF6ELdb 0 19 02 二檔時(shí) N N70 6t 73 rF mm mm mm25d a15m14b 281 43L 427r73aEdfc mm mm0 9 10 5 0 ELdbFft4277s3a6 0 0745 mm15 0 mm mm2778csff rad rad 4273aF6ELdbr 095 02 三檔時(shí) N N571 t 53 8rF mm mm mm 2346da90m914b21 43L4235r5a6ELdfc mm mm0 1 10 ELdbFft4235s5a6 mm mm0 115 0 mm mm2556csff rad rad 4235aF6ELdbr 0 1395 02 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 34 四檔時(shí) N N36174 2tF 3459 71rF mm mm mm24da0mb28 43L423r3aEdfc mm mm0 16 10 5 ELdbFft423s3a mm mm0 115 0 mm mm233csff rad rad 4233aF6ELdbr 0 2 0 倒檔時(shí) N N19 7t r1436 89F mm mm mm48d 倒 a238m b 21 43L 421r1a6倒Edfc mm mm0 0 5 ELdbFft421s13a6倒 mm mm0 875 0 mm mm211csff 2 rad rad 413aF64倒ELdbr 0 197 0 3 中間軸剛度 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 35 圖 2 5 中間軸受力分析 一檔時(shí) N N104682 5tF 10748rF mm mm mm239d a9m9 3b2 6L4120r10a中ELdfc mm mm 3 5 dbFft4120s10a6中 mm mm 515 mm mm2621010 scff 20 rad rad 41103aF64中ELdbr 134 二檔時(shí) N N8075 9t 82 rF mm mm mm235d a13m134b34 62L428r8a6中ELdfc mm mm0 35 10 5 dbFft428s8a6中 mm mm0 9315 0 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 36 mm mm10634 288 scff 2 rad rad 4283aF6中ELdbr 590 三檔時(shí) N N6817 09t 632 8rF mm mm mm247d a3m14b324 6L4326r6a中ELdfc mm mm0 79 10 5 dbFft4326s6a中 mm mm0 1915 0 mm mm266csff 2 rad rad 436aF中ELdbr 0 1390 四檔時(shí) N N469 7t 4258 rF mm mm mm256d a103m13b24 6L 42r4a中ELdfc mm mm0 1 10 5 dbFft42s43a6中 mm mm0 515 0 mm mm244769csff 2 rad rad 443aF6中ELdbr 0 0 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 37 2 3 3 軸的強(qiáng)度校核 1 第二軸的強(qiáng)度校核 圖 2 6 第二軸剪力圖與彎矩圖 一檔時(shí)撓度最大 最危險(xiǎn) 因此校核 水平面 1 求水平面內(nèi)支反力 HARB 由平衡方程 得 A 與 B 端得支反力分別為 0 M N 2 9 92135 689 432 87tHAFL 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 38 N 9135 6812903 84tHBFLR 2 10 2 建立剪力與彎矩方程 由于在截面 C 處作用有集中載荷 故應(yīng)以該截面為分界面 將梁劃分為 AC9tF 與 CB 兩段 分段建立剪力與彎矩方程 對(duì)于 AC 段 選 A 點(diǎn)為原點(diǎn) 并用坐標(biāo) 表示橫截面的位置 則由上圖可知 1X 該梁段得剪力與彎矩方程分別為 N 0 2 11 9214 87tSHAFLR 1XL 0 2 12 12911XMt 1 對(duì)于 CB 段 選 B 點(diǎn)為原點(diǎn) 并用坐標(biāo) 表示橫截面的位置 則由上圖可知 2 該梁段得剪力與彎矩方程分別為 N 0 2 13 912 03 8tSHBFLR 2XL 0 2 14 21922 XMt 2 3 畫剪力圖與彎矩圖 根據(jù)式 a 與 c 畫剪力圖 根據(jù)式 b 與 d 畫彎矩圖 如圖 4 6 所示 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 39 圖 2 7 中間軸剪力圖與彎矩圖 垂直面 1 求垂直面內(nèi)支反力 VARB 由平衡方程 得 A 與 B 端得支反力分別為 0 BM N 2 15 92135 689 4327 96tVFL N 2 16 18 rBR 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 40 2 建立剪力與彎矩方程 由于在截面 C 處作用有集中載荷 故應(yīng)以該截面為分界面 將梁劃分為 AC9tF 與 CB 兩段 分段建立剪力與彎矩方程 對(duì)于 AC 段 選 A 點(diǎn)為原點(diǎn) 并用坐標(biāo) 表示橫截面的位置 則由上圖可知 1X 該梁段得剪力與彎矩方程分別為 N 0 2 17 921473 6rSVAFLR 1XL 0 2 18 12911XMr 1 對(duì)于 CB 段 選 B 點(diǎn)為原點(diǎn) 并用坐標(biāo) 表示橫截面的位置 則由上圖可知 2 該梁段得剪力與彎矩方程分別為 N 0 2 19 912378 rSVBFLR 2XL 0 2 20 21922XMr 2 3 畫剪力圖與彎矩圖 根據(jù)式 a 與 c 畫剪力圖 根據(jù)式 b 與 d 畫彎矩圖 如圖 4 7 所示 按第三強(qiáng)度理論得 N m 2 21 221358076HVMT 2 22 3214 87Pa4Pad 中間軸機(jī)械變速器課程設(shè)計(jì) 41 參考文獻(xiàn) 1 劉惟信 汽車設(shè)計(jì) M 北京 清華大學(xué)出版社 2001 2 王望予 汽車設(shè)計(jì) M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2000 3 李風(fēng)平 機(jī)械圖學(xué) M 沈陽(yáng) 東北大學(xué)出版社 2003 4 甘永立 幾何量工差與檢測(cè) M 上海 上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 2003 5 陳家瑞 汽車構(gòu)造 M 下冊(cè) 第三版 北京 人民交通出版社 1997 6 高延齡 汽車運(yùn)用工程 M 第二版 北京 人民交通出版社 2001 7 清華大學(xué) 余志生 汽車?yán)碚?M 第2版 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 1998 8 鐘建國(guó) 廖耘 劉宏 汽車構(gòu)造與駕駛 M 長(zhǎng)沙 中南大學(xué)出版社 2002 9 肖盛云 徐中明 汽車運(yùn)用工程基礎(chǔ) M 重慶 重慶大學(xué)出版社 1997 10 梁治明 材料力學(xué) M 遼寧 高等教育出版社出版 1985 11 The Motor Vehicle Newton Steeda Garrett 1962 12 Car Pollution Posted by Stephen