五档手动变速器课程设计gu.doc

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1、【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、.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 = 0.37

3、7 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，=94609.8=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

4、，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，

5、=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：1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为224、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

6、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 =450/co

7、s23.29=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

8、 =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）

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

10、=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.

11、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 =6.28m

12、m =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 =21354(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

13、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HR

14、C5863；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 =56.599%96%=53.69N.m中间轴 =53.6996%99%37/26=72.62N.m轴 一挡=72.620.960.9950/12=287.56N.m 二挡=287.560.960.9946/17

15、=739.50N.m三挡=739.500.960.9940/23=1222.29N.m四挡=1222.290.960.9933/30=1277.84N.m五挡=1277.840.960.99=1214.46N.m 倒挡=1212.4640/13=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.

16、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 =424.91MPa400850MPa =558.87MPa400850MPa = 438.83MPa400850MPa2、斜齿轮弯曲应力 （2.2）式中：计算载荷（Nmm）；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

17、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 ，=247.20MPa100250MPa=140.82MPa100250MPa（2）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力=225.00MPa100250MPa=245.04MPa100250MPa（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力 =187.11MPa100250MPa =220.50MPa100250MPa （4）计算四挡齿轮3，4的弯曲应力=228.73MPa100250MPa=172.31MPa100250MPa（5）计

18、算常啮合齿轮1，2的弯曲应力 =136.80MPa100250MPa =136.93MPa100250MPa2.3.2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=20.6104 Nmm-2，齿宽=74=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

19、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 =1417.05MPa19002000MPa=1453.65MPa19002000MPa（2）计算二挡齿轮7，8的接触应力=15.69mm=28.90mm =1075.87MPa13001400MPa=1103.54MPa13001400MPa（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力=20.65mm=23.94mm =898.32MPa13001400MPa=921.31MPa13001400MPa（4）计算四挡齿轮3，4的接触应力=25.60mm=

20、18.995mm =813.35MPa13001400MPa=834.36MPa13001400MPa （5）常啮合齿轮1，2的接触应力=14.04mm=30.55mm =834.04MPa13001400MPa=813.11MPa13001400MPa（6）计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力=8.89mm=15.05mm=27.36mm =1557.50MPa19002000MPa=1272.57MPa19002000MPa =1642.47MPa19002000MPa2.4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

21、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

22、。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

23、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），=2.06105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直

24、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

25、.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.

26、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Fr2F

27、r12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt12CDMFr12RVBRVAL3354288.78Nmm131621.78Nmm223021.1Nmm63702.87Nmm1525574.78Nmm433590Nmm1)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

28、 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，=481

29、203.67N.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Fr10Fr2Ft10Fa2RH4Fa10L2LL3RH3Ft2Fs4Fs3RV4RV3Ft10CDRH3R

30、H4Ft2L1Fr12MFr2-940140.4Nmm49457.67NmmRVARVB273410.67Nmm580319.3Nmm96849.06Nmm433590Nmm 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