五档手动变速器课程设计gu.doc

【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流五档手动变速器课程设计gu.精品文档.课 程 设 计 说 明 书题 目： 机械变速器 传动机构设计学生姓名： 刘洪仟学 号： 20073015系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程08-4指导教师： 李涵武 苏清源职 称： 教授 教授目 录第一章 基本数据选择011.1设计初始数据011.1.1变速器各挡传动比的确定02 1.1.2中心距03 1.2齿轮参数04 1.3各挡齿轮齿数的分配05第二章 齿轮校核17 2.1齿轮材料的选择原则17 2.2计算各轴的转矩18 2.3齿轮强度计算18 2.3.1齿轮弯曲强度计算18 2.3.2齿轮接触应力22 2.4计算各挡齿轮的受力26第三章 轴及轴上支撑件的校核29 3.2轴的强度计算29 3.2.1初选轴的直径29 3.2.2轴的强度校核30 3.3轴承及轴承校核39 3.3.1一轴轴承校核39 3.3.2中间轴轴承校核42第一章 数据计算1.1设计初始数据：（方案三）学号：26最高车速：=96Km/h 发动机功率：=125KW转矩：=565N.m功率转速：=2600 r/min 总质量：ma=9460Kg转矩转速：nT=1100r/min车轮： 9.00-20 经查： r=484.68mm1.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则=1 = 0.377 式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最大传动比 主减速器传动比主减速器传动比=0.377×=0.377×=4.949双曲面主减速器，当6时，取=90%，6时，=85%。商用车在5.08.0范围，=96% 最大传动比的选择：满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式 （1.1） 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 （1.2） 即，=5.70式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=9460×9.8=92708N；发动机最大转矩，=565N.m；主减速器传动比，=4.949；传动系效率，=86.4%；车轮半径，=484.68mm；滚动阻力系数，对于货车取=0.02；爬坡度，取=16.7°满足附着条件。 ·在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75即=8.33由得5.708.33；又因为轻型商用车=5.08.0；所以，取=6.0 其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则，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：=1.565所以其他各挡传动比为：=3.833，=2.494，=1.5651.1.2 中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式 （1.3） 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：=8.69.6 ；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=6.0 ；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=565N.m 。 则，=127.45143.272（mm）初选中心距=130mm。1.2 齿轮参数1、模数 齿轮的模数定为4.0mm。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、螺旋角货车变速器螺旋角：18°26°初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为22°4、齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5，取7.0。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24mm，取4mm。5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。 1.3 各挡齿轮齿数的分配图1.3.1变速器传动示意图1、 确定一挡齿轮的齿数 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在1217之间选用，最小为1214，取=12，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为 （1.4）为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿 （1.5）=60.27 取整为62即=-=62-12=502、对中心距进行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。=133.7mm取整为A=135mm。对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos =21.43° 啮合角 ： cos=o变位系数之和 =1.59查表得 计算精确值：A= 一挡齿轮参数：分度圆直径 =4×50/cos23.29°=217.74mm =52.26mm齿顶高 =5.92mm =5.72mm 式中：齿根高 =1.52mm =1.72mm齿全高 =7.44mm齿顶圆直径 =229.58mm =63.70mm齿根圆直径 =214.70mm =48.82mm 当量齿数 =64.52 =15.493、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（1.3）求出常啮合传动齿轮的传动比 （1.6）=1.44常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，初选=，即 （1.7） =62.58由式（1.6）、（1.7）得=25.65，=36.93 取整为=26，=37，则：=5.929=6.0对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 =135.89mm端面压力角 tan=tan/cos =21.433°端面啮合角 =变位系数之和 =0.1988查变位系数线图得： 计算精确值：A= 分度圆直径 =111.43mm =158.57mm齿顶高 =6.648mm =5.972mm 式中：齿根高 =5.2mm =5.476mm齿全高 =11.848mm齿顶圆直径 =124.73mm =170.51mm齿根圆直径 =101.03mm =147.62mm 当量齿数 =31.98 =45.54、确定其他各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选=22° （1.8）=2.693 （1.9）=62.58由式（1.8）、（1.9）得=45.63，=16.95 取整为=46，=17则，=3.85=3.83对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =135.90mm端面压力角 tan=tan/cos =21.43°端面啮合角 =变位系数之和 =-0.22 = -0.29 =0.07求的精确值： =21.04°二挡齿轮参数：分度圆直径 =197.14mm =72.86mm齿顶高 =4.66mm =3.22mm 式中：齿根高 =4.72mm =6.16mm齿全高 =9.38mm齿顶圆直径 =206.46mm =79.30mm齿根圆直径 =187.70mm =60.54mm 当量齿数 =56.59 =20.91（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选=20° （1.10） =1.72 （3.11）由式（3.10）、（3.11）得=39.56，=23.00 取整=40，=23 =2.474=2.449对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =134.09mm端面压力角 tan=tan/cos=0.387 =21.14°端面啮合角 =变位系数之和 =0.226 =0.18 =0.046求的精确值： =20.00°三挡齿轮参数：分度圆直径 =97.90mm =170.27mm齿顶高 =3.185mm =3.275mm 式中：齿根高 =4.28mm =4.82mm齿全高 =7.465mm齿顶圆直径 =104.27mm =12.915mm齿根圆直径 =89.34mm =160.63mm 当量齿数 =27.72 =48.21（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=24° （1.12） =1.10 （1.13）由（1.12）、（1.13）得=29.36，=32.30， 取整=30，=33则： =1.57=1.565对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =137.92mm端面压力角 tan=tan/cos=0.398 =21.723°端面啮合角 =变位系数之和 =-0.68 =-0.32 =-0.36求螺旋角的精确值： =23.996°四挡齿轮参数：分度圆直径 =131.55mm =144.49mm齿顶高 =2.52mm =2.36mm 式中：齿根高 =6.28mm =6.44mm齿全高 =8.80mm齿顶圆直径 =136.39mm =149.21mm齿根圆直径 =118.79mm =131.61mm 当量齿数 =39.35 =43.285、确定倒挡齿轮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2123之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=21，=11，则：=64mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为 =2×1354×(11+2)1=217mm =2=52.25 取=53计算倒挡轴和第二轴的中心距 =148mm计算倒挡传动比 =3.59 齿顶圆直径 13:96mm 12：60mm 11:158mm第二章 齿轮校核2.1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3050HBS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下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC485312。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，以提高表面硬度，细化材料晶面粒13。2.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩为171N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。轴 =56.5×99%×96%=53.69N.m中间轴 =53.69×96%×99%×37/26=72.62N.m轴 一挡=72.62×0.96×0.99×50/12=287.56N.m 二挡=287.56×0.96×0.99×46/17=739.50N.m三挡=739.50×0.96×0.99×40/23=1222.29N.m四挡=1222.29×0.96×0.99×33/30=1277.84N.m五挡=1277.84×0.96×0.99=1214.46N.m 倒挡=1212.46××40/13=3375.30N.m2.3轮齿强度计算2.3.1轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿轮弯曲应力图2.1 齿形系数图 （2.1）式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；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；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图2.1。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力 ，=40，=13，=22，=0.139，=0.143，=0.149，=1912.33N.m，=688.07N.m =424.91MPa<400850MPa =558.87MPa<400850MPa = 438.83MPa<400850MPa2、斜齿轮弯曲应力 （2.2）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，对货车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力 ，=247.20MPa<100250MPa=140.82MPa<100250MPa（2）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力=225.00MPa<100250MPa=245.04MPa<100250MPa（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力 =187.11MPa<100250MPa =220.50MPa<100250MPa （4）计算四挡齿轮3，4的弯曲应力=228.73MPa<100250MPa=172.31MPa<100250MPa（5）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力 =136.80MPa<100250MPa =136.93MPa<100250MPa2.3.2轮齿接触应力j （4.3）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)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。弹性模量=20.6×104 N·mm-2，齿宽=7×4=28mm表2.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮9，10的接触应力=11.35mm=34.94mm =1417.05MPa<19002000MPa=1453.65MPa<19002000MPa（2）计算二挡齿轮7，8的接触应力=15.69mm=28.90mm =1075.87MPa<13001400MPa=1103.54MPa<13001400MPa（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力=20.65mm=23.94mm =898.32MPa<13001400MPa=921.31MPa<13001400MPa（4）计算四挡齿轮3，4的接触应力=25.60mm=18.995mm =813.35MPa<13001400MPa=834.36MPa<13001400MPa （5）常啮合齿轮1，2的接触应力=14.04mm=30.55mm =834.04MPa<13001400MPa=813.11MPa<13001400MPa（6）计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力=8.89mm=15.05mm=27.36mm =1557.50MPa<19002000MPa=1272.57MPa<19002000MPa =1642.47MPa<19002000MPa2.4计算各挡齿轮的受力（1）一挡齿轮9，10的受力N（2）二挡齿轮7，8的受力（3）三挡齿轮5，6的受力（4）四挡齿轮3，4的受力（5）五挡齿轮1，2的受力（6）倒挡齿轮11，12的受力mm，mm=1912.33N.m,=688.07N.m第三章 轴及轴上支承的校核3.1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HRC5863，表面光洁度不低于815。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。3.2轴的强度计算3.3.1初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距时，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，=0.160.18；对第二轴，0.180.21。第一轴花键部分直径（mm）可按式（5.1）初选 （5.1）式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。第一轴花键部分直径=23.0826.54mm取26mm；第二轴最大直径=43.257.6mm取50mm；中间轴最大直径=43.257.6mm取=50mm第二轴：；第一轴及中间轴：第二轴支承之间的长度=285.71375mm取= mm；中间轴支承之间的长度=333.33375mm取= mm，第一轴支承之间的长度=144.44162.5mm取= mmd35d34d33d32d24d25d23d22d21d31图5.1 轴的尺寸图3.2.2轴的强度验算1、轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（5.2）、（5.3）、（5.4）计算 （5.2） （5.3） （5.4） 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=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。abLFr （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 mm=0.034mm =0.087=-0.00021rad0.002rad二档时N，Nmm，mm mm=0.033mm =0.0859=-0.000022rad0.002rad三档时N，Nmm，mm mm=0.049mm =0.26=0.00027rad0.002rad四档时N，Nmm，mm mm=0.031mm =0.078=0.00048rad0.002rad倒档时N，Nmm，mm mm=0.0159mm =0.0437=-0.00044rad0.002rad（3）中间轴刚度abLFr 一档时N，Nmm，mm mm=0.031mm =0.079=0.00022rad0.002rad四档时N，Nmm，mm mm=0.0133mm =0.0335=0.00009rad0.002rad五档时N，Nmm，mm mm=0.0034mm =0.0088=0.0001rad0.002rad倒档时N，Nmm，mm mm=0.013mm =0.035=-0.00045rad0.002rad2、轴的强度计算（1）二轴的强度校核RVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1LRVARVBFr9M906880NmmMc右=482424.73NmmMc左=81131.28Nmm982660Nmm1421.54Nm一档时挠度最大，最危险，因此校核。1)求水平面内支反力、和弯矩由以上两式可得=4489.49N，=10203.39N，=906.88N.m2)求垂直面内支反力、和弯矩由以上两式可得=401.64N，=5367.73N，=81131.28N.mm，=482424.73N.mm按第三强度理论得：N.m（2）中间轴强度校核Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt12CDMFr12RVBRVAL3354288.78Nmm131621.78Nmm223021.1Nmm63702.87Nmm1525574.78Nmm433590Nmm1)求水平面内支反力、和弯矩、由以上两式可得=-4558.33N，=13692.32N，=-131621.78N.mm，=354288.78N.mm2)求垂直面内支反力、和弯矩、由以上两式可得=2206.16N，=5896.61N，=152574.78N.mm，=63702.87N.mm，=223021.10N.mm按第三强度理论得：N.m N.m3.3轴承及轴承校核3.3.1一轴轴承校核RV2RH2RH1RV1Fa9Fr9Ft9RH2Ft9RH1L2L1LRV2RV1Fr9MFS2FS1950508.66Nmm481203.67Nmm79850.43Nmm982660Nmm1449350Nmm1、轴及轴承的校核 由于工作转速和轴颈的要求，初选一轴轴承型号为30208，正装。一档时传递的轴向力最大， N.m求水平面内支反力、和弯矩由以上两式可得=10575.896N，=4116.98N，=950508.66N.mm 求垂直面内支反力、和弯矩、由以上两式可得=345.86N，=5423.51N，=79850.43N.mm，=481203.67N.mm 按第三强度理论得：N.m 因此轴的强度足够。校核轴承寿命）、求水平面内支反力、和弯矩由以上两式可得=10575.896N，=4116.98N，=950508.66N.mm ）、内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6 ）、轴向力和 由于 所以轴承2被放松，轴承1被压紧）、求当量动载荷 查机械设计课程设计得径向当量动载荷 ）、校核轴承寿命 预期寿命 ，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。=64074.69h=24000h 合格3.3.2中间轴及轴承的校核Fr10Fr2Ft10Fa2RH4Fa10L2LL3RH3Ft2Fs4Fs3RV4RV3Ft10CDRH3RH4Ft2L1Fr12MFr2-940140.4Nmm49457.67NmmRVARVB273410.67Nmm580319.3Nmm96849.06Nmm433590Nmm 由于工作转速和轴颈的要求，初选一轴轴承型号为30207，正装。一档时传递的轴向力最大， N.mm求水平面内支反力、和弯矩、由以上两式可得=1712.82N，=-10821.76N，=49457.67N.mm ，=-940140.4N.mm求垂直面内支反力、和弯矩、由以上两式可得=3897.8N，=4639.09N，=96849.06N.mm，=273410.67N.mm ，=580319 N.mm，=450256.62 N.mm按第三强度理论得： N.mm N.mm 因此轴的强度足够。校核轴承寿命）、求水平面内支反力、和弯矩、由以上两式可得=1712.82N，=-10821.76N，）、内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6 ）、轴向力和由于 所以轴承4被放松，轴承3被压紧）、求当量动载荷 查机械设计课程设计得径向当量动载荷 ）、校核轴承寿命 预期寿命 =77062.43h=24000h合格