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黑龙江工程学院专业综合训练题目姓名学号系部名称专业班级指导教师职称二零一二年十一月二十六日目 录第一部分变速器的基本设计方案-------------------------------------2第二部分变速器主要参数的选择-------------------------------------4第三部分变速器各档齿轮的设计计算--------------------------------5第四部分变速器轴的设计计算------------------------------------------6第五部分变速器齿轮的校核--------------------------------------------14第六部分变速器轴的的校核------------------------------------------18第七部分滚动轴承的选择和计算--------------------------------------20第八部分参考文献---------------------------------------------------------第一部分变速器的基本设计方案变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性,传动的平稳性与效率等都有直接的影响采用优化设计方法对变速器与主减速器,以及变速器的参数做优化匹配,可得到良好的动力性与燃油经济性;采用自锁及互锁装置、倒档安全装置,对接合齿采取倒锥齿侧(或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧)等措施,以及其他结构措施,可使操纵可靠,不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档;采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声;采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键变速器设计的基本要求1)保证汽车有必要的动力性和经济性2)设置空挡,用来切断发动机的动力传输3)设置倒挡,使汽车能变速倒退行驶4)设置动力输出装置5)换挡迅速、省力、方便6)工作可靠变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生7)变速器应有高的工作效率8)变速器的工作噪声低除此之外,变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求固定轴式应用广泛,其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上,中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上旋转轴式主要用于液力机械式变速器两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点两轴式变速器不能设置直接挡,一挡速比不可能设计得很大图1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案其特点是变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体;多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮,其它挡位均用常啮合齿轮的传动倒挡布置方案图2为常见的倒挡布置方案图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮,缩短了中间轴的长度但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换挡困难图2-c方案能获得较大的倒挡传动比,缺点是换挡程序不合理图-2d方案对2-c的缺点做了修改图2-e所示方案是将
一、倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮,挡换更为轻便为了缩短变速器轴向长度,倒挡传动采用图2-g所示方案缺点是
一、倒挡各用一根变速器拨叉轴,使变速器上盖中的操纵机构复杂一些第二部分变速器主要参数的选择主要参数方案一发动机功率74kw最高车速167km/h转矩167N·m总质量1705kg转矩转速3200r/min车轮185/60R14S—最高车速,=167km/hr—车轮半径,r=
0.29n—功率转速,n=5000r/min—主减速器传动比—最高挡传动比/=
1.4~
2.0即=(
1.4~
2.0)×3200=4480~6400r/min=9549×所以,=4654~5500r/min柴油机的转速在3000~7000r/min取=5000r/min由经济性出发使最高档最高车速时功率略低于发动机最高功率,即略小于
3.0初取=
0.75=
4.36根据汽车行驶方程式汽车以一挡在无风、干砂路面行驶,公式简化为式中G—作用在汽车上的重力,,—汽车质量,—重力加速度,=16709N;=167N.m;—传动系效率,=
0.88;—车轮半径,=
0.29m;—滚动阻力系数,干砂路面(
0.100~
0.300)取=
0.150;—坡度,=
16.7°=
2.28满足附着条件·φ在沥青混凝土干路面,φ=
0.5~
0.6,取φ=
0.6=
4.54一般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中—常数,也就是各挡之间的公比;因此,各挡的传动比为,∴所以各挡传动比与Ι挡传动比的关系为,,,,(实际)初选中心距时,可根据下述经验公式式中—变速器中心距(mm);—中心距系数,商用车=
8.9~93;—发动机最大转矩(N.m);—变速器一挡传动比,=
3.2;—变速器传动效率,取96%;—发动机最大转矩,=167N.m则,==
71.247~
74.450(mm)初选中心距=74mm第三部分变速器各档齿轮的计算设计
1、模数对货车,减小质量比减小噪声更重要,故齿轮应该选用大些的模数;从工艺方面考虑,各挡齿轮应该选用一种模数啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线由于工艺上的原因,同一变速器中的接合齿模数相同其取值范围是乘用车和总质量在
1.8~
14.0t的货车为
2.0~
3.5mm;总质量大于
14.0t的货车为
3.5~
5.0mm选取较小的模数值可使齿数增多,有利于换挡车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t
1.0>V≤
1.
61.6<V≤
2.
56.0≤
14.0≥
14.0模数/mm
2.25~
2.
752.75~
3.
003.50~
4.
504.5~
6.00表2 汽车变速器齿轮法向模数一系列
1.
001.
251.
52.
002.
503.
004.
005.
006.00二系列
1.
752.
252.
753.
253.
503.
754.
505.50—表3 汽车变速器常用齿轮模数根据表2及3,一二档齿轮的模数定为3mm,三四五档及倒档的模数定为
2.75mm啮合套和同步器的模数定为
2.5mm
2、压力角国家规定的标准压力角为20°,所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°
3、螺旋角实验证明随着螺旋角的增大,齿的强度也相应提高在齿轮选用大些的螺旋角时,使齿轮啮合的重合度增加,因而工作平稳、噪声降低斜齿轮传递转矩时,要产生轴向力并作用到轴承上设计时,应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡,以减小轴承负荷,提高轴承寿命因此,中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的为使工艺简便,在中间轴轴向力不大时,可将螺旋角设计成一样的,或者仅取为两种螺旋角变速器螺旋角23°
4、齿宽直齿,为齿宽系数,取为
4.5~
8.0,取
7.0;斜齿,取为
6.0~
8.5,取
7.0各挡齿轮齿数的分配1-一轴一挡齿轮2-二轴一挡齿轮3-一轴二档齿轮4-二轴二挡齿轮5-一轴轴三挡齿轮6-二轴三挡齿轮7-一轴四档齿轮8-二轴四档齿轮9-一轴五档齿轮10-二轴五档齿轮11-一轴倒档12-二轴倒档齿轮13-倒档齿轮图3变速器传动示意图如图3所示为变速器的传动示意图在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后,可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数应该注意的是,各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数,以使齿面磨损均匀变为系数图
1、确定一挡齿轮的齿数取模数=3mm螺旋角=23°齿宽系数=7∴z1=11z2=34mm对一挡齿轮进行角度变位分度圆压力角∴端面啮合角==
22.58°U===
3.09变位系数之和查表得=
0.35分度圆直径:=
110.809mm节圆直径mmmm齿顶高=
3.819mm=
2.469mm齿根高=
2.550mm=
3.900mm全齿高h1=ha1+hf1=
6.069mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1=
43.488mmda2=d2+2ha2=
115.747mm齿根圆直径df1=d1-2hf1=
30.750mmdf2=d2-2hf2=
103.009mm当量齿数==
14.102==
43.590分度圆直径mmmm
2、确定二挡齿轮的齿数取模数=3mm螺旋角=23°齿宽系数=7∴z3=14z2=31mm对二挡齿轮进行角度变位分度圆压力角∴端面啮合角==
22.58°U===
2.214变位系数之和查表得=
0.35分度圆直径:
46.527mm=
101.032mm节圆直径mmmm齿顶高=
3.459mm=
2.829mm齿根高=
2.910mm=
3.540mm全齿高h3=ha3+hf3=
6.369mm齿顶圆直径da3=d3+2ha3=
53.445mmda4=d4+2ha4=
106.690mm齿根圆直径df3=d3-2hf3=
40.707mmdf4=d4-2hf4=
93.952mm当量齿数==
17.949==
39.
7443、确定三挡齿轮的齿数取模数=
2.75mm螺旋角=23°齿宽系数=7∴z5=20z6=30mm对三挡齿轮进行角度变位分度圆压力角∴端面啮合角==
21.707°U===
1.5变位系数之和查表得=
0.42分度圆直径:
59.750mm=
89.625mm节圆直径mmmm齿顶高=
1.565mm=
1.400mm齿根高=
2.778mm=
2.943mm全齿高h5=ha5+hf5=
4.343mm齿顶圆直径da5=d5+2ha5=
62.880mmDa6=d6+2ha6=
92.425mm齿根圆直径df5=d5-2hf5=
54.194mmDf6=d6-2hf6=
83.739mm当量齿数==
25.461==
38.
4624、确定四挡齿轮的齿数取模数=
2.75mm螺旋角=23°齿宽系数=7∴z7=24z8=26mm对四挡齿轮进行角度变位分度圆压力角∴端面啮合角==
21.707°U===
1.083变位系数之和查表得=
0.42分度圆直径:==
77.675mm节圆直径mmmm齿顶高=
1.510mm=
1.458mm齿根高=
2.832mm=
2.886mm全齿高h7=ha7+hf7=
4.342mm齿顶圆直径da7=d7+2ha7=
74.720mmDa8=d8+2ha8=
80.591mm齿根圆直径df7=d7-2hf7=
65.956mmDf8=d8-2hf8=
71.907mm当量齿数===
30.770===
33.
3335、确定五挡齿轮齿数取模数=
2.75mm螺旋角=23°齿宽系数=7∴z9=29z10=21mm对四挡齿轮进行角度变位分度圆压力角∴端面啮合角==
21.707°U===
1.38变位系数之和查表得=
0.42分度圆直径:==
62.737mm节圆直径mmmm齿顶高=
1.403mm=
1.565mm齿根高=
2.943mm=
2.778mm全齿高h9=ha9+hf9=
4.333mm齿顶圆直径da=d9+2ha9=
89.443mmDa10=d10+2ha10=
65.867mm齿根圆直径df9=d9-2hf9=
80.751mmDf10=d10-2hf10=
57.181mm当量齿数===
37.179===
26.923确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同,倒挡齿轮的齿数一般在21~23之间,初选=22为了保证齿轮12和13的齿顶圆之间应保持有
0.5mm以上的间隙∴mmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmm第四部分变速器轴的设计计算在已知中间轴式变速器中心距时,轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取对输入轴=
0.16~
0.18对输出轴
0.18~
0.21输入轴花键部分直径(mm)可按式下面公式初选(
5.1)式中—经验系数,=
4.0~
4.6;—发动机最大转矩(N.m)输出轴最高档花键部分直径=
22.0275~
25.332mm取22mm;输入轴最大直径=
29.6~
40.8mm取35mm输出轴;输入轴;,,第五部分变速器齿轮的的校核斜齿轮弯曲应力式中—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,=
1.50;—齿形系数,可按当量齿数在图中查得;—齿宽系数=
7.0—重合度影响系数,=
2.0当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时,对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮,许用应力在180~350MPa范围,对货车为100~250MPa式中,为弯曲应力;为圆周力,;为计算载荷;d为节圆直径;为应力集中系数,可近似取=
1.65;为摩擦力影响系数,主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同,对弯曲应力的影响也不同主动齿轮=
1.1,从动齿轮=
0.9;b为齿宽;t为端面齿距,,m为模数;y为齿形系数,如图5-1所示齿形系数图=
209.476MPa180~350MPa=
197.974MPa180~350MPa轮齿接触应力计算式中—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;MPa<MPa<第六部分变速器轴的校核发动机最大扭矩为146Nm,最高转速5400r/min,齿轮传动效率99%,离合器传动效率99%,轴承传动效率96%输入轴==146×99%×96%=
138.8N.m1.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结构不同,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表面光洁度,硬度应在HRC58~63,面光洁度不低于▽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,螺纹部分不应淬硬,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.计算齿轮的受力,选择一档受力分析,进行轴的刚度和强度校核
(1)一挡齿轮1,2的圆周力、mm,mm=
135.91N.m=
327.88N.m初选轴的直径
(2)轴的刚度计算若轴在垂直面内挠度为,在水平面内挠度为和转角为δ,可分别用下列式计算式中—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、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齿轮所在平面的转角不应超过
0.002rad
[18]
(1)输入轴的刚度=
2579.72N,轴颈=25mm,=
17.75mm,=196mm,=
2.1×105NN,N
(3)轴的强度计算输入轴强度计算=
38.35mm,=
135.91N.m,=
17.75mm,=25mm=196mm=
7087.87N.m,=
2579.77N.m,=
2797.7N.m输入轴受力弯矩图1求H面内支反力、和弯矩2求V面内支反力、和弯矩由以上两式可得N.mm第七部分变速器轴承校核
1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号30204,30205,30206,转速=5600r/min,查《机械设计实践》该轴承的=?N,=?N,=
0.
352、计算轴承当量动载荷=
0.35查《机械设计原理与设计》,则=
0.4,查《机械设计实践》,为考虑载荷性质引入的载荷系数,见《机械设计原理与设计》(
1.2~
1.8)取=
1.
23、计算轴承的基本额定寿命,为寿命系数,对球轴承=3;对滚子轴承=10/3输入轴轴承校核
1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选二轴轴承型号30206,查《机械设计实践》该轴承的=32200N,=37N,=
0.
372、计算轴承当量动载荷=
0.42则查《机械设计原理与设计》,则=
0.4,查《机械设计实践》=
1.4为考虑载荷性质引入的载荷系数,见《机械设计原理与设计》(
1.2~
1.8)取=
1.
23、计算轴承当量动载荷=
841.77N=
35.83N查《机械设计实践书》;=
0.4,=
1.6,,分别查《机械设计原理与设计》和《机械设计实践》为考虑载荷性质引入的载荷系数,见《机械设计原理与设计》(
1.2~
1.8)取=
1.2=
1.2(
0.4×
2579.77+
1.6×
2797.7)=
8262.342N
4、计算轴承的基本额定寿命,为寿命系数,对球轴承=3;对滚子轴承=10/3参考文献
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20013.陈家瑞主编.汽车构造(下册).北京机械工业出版社
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19999.机械工程手册第五卷,机械零部件设计.第二版.北京机械工业出版社
199617.
75168.25水平
17.
75168.25竖直8400452水平竖直
34344.
1719301.
9690753.
9686193.
48135.91合成水平=132000N=132000N=132000N。