资源描述
买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑本 科毕业论文（设计）论文（设计）题目：学 院：专 业：班 级：学 号：学生姓名：指导教师：年 月 日贵州大学本科毕业论文（设计）买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑诚信责任书本人郑重声明：本人所呈交的毕业论文（设计） ，是在导师的指导下独立进行研究所完成。毕业论文（设计）中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。特此声明。论文（设计）作者签名： 日 期： 买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763I目 录摘 要 .IIIAbstract .IV第 1 章 绪 论 .11.1 选题的背景及意义 .11.2 变速器的功用和要求 .11.3 国内外研究状况 .11.4 主要参数 .2第 2 章 变速器方案的确定 .42.1 结构方案的确定 .42.1.1 传动机构的结构分析与型式选择 .42.1.2 倒挡传动方案 .52.2 主要零件结构方案的分析 .62.2.1 齿轮型式 .62.2.2 换挡机构型式 .6第 3 章 变速器主要参数的选择 .83.1 挡数和传动比 .83.2 中心距 .83.3 轴向尺寸 .9第 4 章 零件的设计与校核 .104.1 各档齿轮的设计与校核 .104.1.1 齿轮参数选择 .104.1.2 齿轮齿数的确定 .114.1.3 齿轮的强度计算与材料的选择 .134.1.4 一档齿轮的有限元分析 .164.2 轴的设计与校核 .174.2.1 轴的结构和尺寸 .174.2.2 轴的校核 .184.3 轴承的选择与校核 .214.3.1 轴承的选择 .214.3.2 轴承的校核 .214.4 变速器同步器的设计 .264.4.1 同步器的结构 .264.4.2 同步环主要参数的确定 .284.5 操纵机构设计 .30总结 .31参考文献 .32致谢 .33买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763II摘 要变速器是汽车传动系统中重要的部件，主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能。本次设计题目是解放 CA1116 型汽车变速器设计，根据给定参数进行结构方案分析，要求完成变速器的动力匹配、机械设计、强度计算、结构设计与设计图纸绘制。设计部分是本说明书的重点，它主要包括结构分析、方案论证、计算和校核。结构分析是对所选结构中各主要零部件进行设计计算，其中包括机械式变速器中心矩、齿轮参数、传动比的设计计算，还有输入轴中间轴和输出轴的设计。校核计算则是对经设计计算的主要零部件进行校核。它在各零部件设计计算之后直接给出。关键词：变速器，分析，计算，校核买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763IIIAbstractTransmission is important automotive driveline components, spread mainly used to change the engine torque and speed on wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car. This topic is designed to liberate CA1116-type auto transmission design, according to the given parameters of structural analysis programs require the completion of the transmission of power to match, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn. Design is the key part of the specification, which includes structural analysis, demonstration program, calculation and verification. Structural analysis is the structure of the major components of the selected design calculations, including the central moment of mechanical transmission, gear parameters, the transmission ratio of the design calculations, as well as the input shaft and the output shaft of the intermediate shaft design. Check Calculation of the main components is performed by checking design calculations. It is given directly after each component design calculations.Key words：Transmission，Analysis，Calculation，Checking买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763IV买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763V买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763VI买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763VII买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763VIII买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763IX 贵州大学本科毕业论文（设计） 1第 1 章 绪 论1.1 选题的背景及意义汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的矛盾。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。1.2 变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：（1）应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器挡数及传动比，来满足这一要求。（2）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡、乱挡、换挡冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换挡或自动、半自动换挡来实现。（3）重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。（4）传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接挡。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。（5）噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。1.3 国内外研究状况20 世纪 90 年代以来，科学技术的急速发展和市场竞争的日益加剧，促使汽车工业 贵州大学本科毕业论文（设计） 2发生了根本性的变革，其生产组织方式从传统的大批量、少品种的刚性生产结构向着多品种、中小批量的柔性生产结构转变。以 CAD/CAE 等为代表的现代汽车设计方法正逐渐代替传统的设计方法。许多大型应用软件也应运而生，如文件处理、绘图软件、数学分析软件、数据库管理软件、加上计算机网络的建立，以及基于这些通用软件的专业应用软件的诞生，使“无纸化设计” 在一些发达国家的机械制造企业中得以实现。目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力的高低已不再用它拥有多少高级开发能力的人才和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进的开发软件和数据库来评价。传统的设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后验算其强度，传动质量指标等，如果不符合要求则根据经验改变某些参数，继续验算，直至符合所有的条件与要求。这种设计方法计算量较大，得到的答案仅仅是符合要求的一个解，而一般的经验公式又较保守，对于不符合要求时改变的参数有一定的局限性，导致结果过于保证安全性。产品笨重，而许多性能未必很好甚至变的较差。在当今轿车市场日益竞争激烈，国际市场已趋于饱和，而国内市场正在蓬勃发展的同时，又是各主要厂家占领市场的良好机会。那么凭什么来吸引大量客户呢？只有良好的性能价格比，尽量在降低成本的基础上提高性能，才是所有产品打开市场的根本所在。当前对轿车设计中动力性与经济性要求日渐提高的情况下，对零部件的限制条件也越来越多，越来越复杂。传统的经验公式已经无法满足新型变速器设计的要求。而总结新的经验公式又需要丰富的设计经验与知识，是一个长期的过程。当今科技日新月异，轿车生产的手段方法与目标也不断在改变。大量使用的经验公式已不具备长期生存实用的必要性和可能性。综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂的工作。1.4 主要参数本设计主要对解放 CA1116 型汽车变速器六档机械式变速器设计，包括齿轮传动部分、操纵机构部分等，并进行相关的计算与校核。设计中所采用的相关参数如下：（1）T =320 N.m/10001400rpmmaxe（2）i =6.33，i =7.201g 贵州大学本科毕业论文（设计） 3（3）车轮滚动半径 r=495 mm（4）寿命 22000 Km（5）变速器前进挡数：6，最高档为超速档其他详细参数如下表： 贵州大学本科毕业论文（设计） 4第 2 章 变速器方案的确定2.1 结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。2.1.1 传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98 ） ，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低挡传动比与高挡传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为 3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为 5.08.0；越野车与牵引车为 10.020.0。通常，有级变速器具有 4、5、6 个前进挡；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多挡变速器，其前进挡位数多达 616 个甚至 20 个。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于 6 个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为 6 挡。多于 5 个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于 1（0.70.8 ）的超速挡，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1 的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。根据设计要求，本次设计的解放 CA1116 型汽车变速器六档机械式变速器采用 6档变速，且最高档为直接档。因此选定的传动结构方案如下图 2-1 所示： 贵州大学本科毕业论文（设计） 5图 2-1 解放 CA1116 变速器结构简图图中所标示的为一档传动路线，各传动路线如下：一档：一二挡同步器接合套右移，1 轴1 常齿中常齿 383 轴 302 轴一齿 22一圈 21一二套 20一二毂 282 轴 26；二档：一二挡同步器接合套左移，1 轴1 常齿中常齿 383 轴 303 轴二齿 342 轴二齿 17二圈 18一二套 20一二毂 282 轴 26；三档：三四挡同步器接合套右移，1 轴1 常齿中常齿 383 轴 303 轴三齿 352 轴三齿 16三圈 15三四套 12三四毂 132 轴 26；四档：三四挡同步器接合套左移，1 轴1 常齿中常齿 383 轴 303 轴四齿 362 轴四齿 9四圈 10三四套 12三四毂 132 轴 26；五档：五六挡同步器接合套左移，1 轴1 常齿六圈 3五六套 5 五六毂402 轴 26六档：五六挡同步器接合套右移，1 轴1 常齿中常齿 383 轴 303 轴五齿 372 轴五齿 8五圈 7五六套 5五六毂 402 轴 26；倒档：倒档接合套右移，1 轴1 常齿中常齿 383 轴 303 轴倒齿 322轴倒齿 8倒圈 24倒套 23倒毂 272 轴 26；2.1.2 倒挡传动方案图 2-2 为常见的倒挡布置方案。图 2-2b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而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 2-2c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2-2d 贵州大学本科毕业论文（设计） 6所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2-2c 所示方案。图 2-2e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2-2f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2-2g 所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图 2-2f 所示的传动方案。图 2-2 变速器倒挡传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。2.2 主要零件结构方案的分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。2.2.1 齿轮型式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。但是，在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方案，即除一挡外，均采用斜齿轮传动。2.2.2 换挡机构型式 贵州大学本科毕业论文（设计） 7换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，除一挡、倒挡外很少采用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图 2-3 所示：图 2-3 锁环式同步器l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5- 弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮 贵州大学本科毕业论文（设计） 8第 3 章 变速器主要参数的选择3.1 挡数和传动比根据设计要求本次设计采用六档变速器，且最高档为超速档，通常货车的超速挡传动比取 0.70.8，本处选定为 78.06gi选用五档为直接当，即： 15已知 2.71gi中间挡的传动比理论上按公比为： 的等比数列，实际上与理论上略有max1ingq出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出： 1457.2638giq故有：ig1=7.2 ；ig2=4.396；ig3=2.684；ig4=1.638；ig5=1 ；ig6=0.783.2 中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： 3maxATK式中 中心距系数。对轿车取 8.99.3；对货车取 8.69.6； AK对多档主变速器，取 9.511；变速器处于档时的输出转矩，maxTgeia发动机最大转矩，320Nm；maxe变速器的档传动比；gi 贵州大学本科毕业论文（设计） 9变速器的传动效率，取 0.95。g由公式（3.6）得：=3207.20.95=2188.8NmgeiTmaxa由公式（3.5）得:mm64.12.8.21)6.98(33ax KA一般汽车变速器的中心距约在 80170mm 范围内变化,初选 A=112mm。3.3 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸 3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关：五挡(2.73.0)A六挡(3.23.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA 应取给出系数的上限。为检测方便，A 取整。本次设计采用 6+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是：3.2 112mm=358.4mm变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 贵州大学本科毕业论文（设计） 10第 4 章 零件的设计与校核4.1 各档齿轮的设计与校核4.1.1 齿轮参数选择（1）齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 JB111-60 规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3max0.47neT其中 =320Nm，可得出 mn=3.215，取 3.5。maxeT一挡直齿轮的模数 mmm31max0.T通过计算 m=2.26，取 2.5。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，中型货车取 2.54。本设计取 3。（2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 4-1 选取。表 4-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 14.5，15，1616.5 2545一般货车 GB1356-78 规定的标准齿形 20 2030重型车 同上 低挡、倒挡齿轮 22.5，25 小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角 取 20,啮合套或同步器取 30；斜齿轮 贵州大学本科毕业论文（设计） 11螺旋角 取 25。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度 b 的大小直接影响着齿轮的承载能力，b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。4.1.2 齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。（1）确定各挡齿轮的齿数（a）一挡传动比 12gzi为了确定 Z11 和 Z12 的齿数，先求其齿数和 :ZhAzm其中 A=112，m=3.5 ，故有 =64，取 64Z货车 ，此处取 =15，则可得出 =49。范 围 内 选 择可 在 1721Z121Z上面根据初选的 A 及 m 计算出的 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 3-8）看出中心距有了变化，这时应从 及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这Z个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里 修正为 64，则根据式（3-8）反推出 A=112mm。Z（b）确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7 ）求出常啮合齿轮的传动比 贵州大学本科毕业论文（设计） 121212ZigI由已经得出的数据可确定:04.12Z而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等 cos2)(21ZmAn由此可得： nZcos21而根据已求得的数据及 可计算后圆整得到：55821Z与联立可得： =18、 =40。12则根据式（3-7）可计算出一挡实际传动比为： 17.9gi（c）确定其他挡位的齿数二挡传动比 1092Zig其中： ，故有：396.4gi78.109Z对于斜齿轮 nmAZcos2故有： 58109联立得： 。1930、按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮： ；2687Z、四挡齿轮： 35、六档齿轮： 413、综上所述各档实际传动比为： 贵州大学本科毕业论文（设计） 13; ; ; ; ;259.71gi61.4gi735.2gi684.14gi5gi75.06gi（3）确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在本设计中倒挡传动比 取gri6.0。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮 12 略小或相同，取 。14Z而通常情况下，倒挡轴齿轮 取 2123，此处取 =23。15Z15Z由 124513Zigr可计算出： 83故可得出中间轴与倒挡轴的中心距：，取整 74mm74)215(4)(21154 zmAn而倒挡轴与第二轴的中心： mzn 12)38(2)(153因此：0.648015412 zziR4.1.3 齿轮的强度计算与材料的选择（1）齿轮的材料选择与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为 40Cr。（2）齿轮的强度计算与校核（a）齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力 W10tfWFKby式中， -弯曲应力（MPa） ；W 贵州大学本科毕业论文（设计） 14-一挡齿轮 10 的圆周力（N） ， ；其中 为计算载荷10tF102/tgFTdg（Nmm ） ，d 为节圆直径。-应力集中系数，可近似取 1.65；K-摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，从动齿轮取 0.9；fb-齿宽（mm） ，取 20t-端面齿距（mm） ；y-齿形系数当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为：=320 =2322.96Nm12maxgeZT490158故由 可以得出 ；再将所得出的数据代入式（3-17）可得12gFd12tF1265.3wMPa0当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩 时，一挡直齿轮的弯曲应力maxeT在 400850MPa 之间。斜齿轮弯曲应力 1wFKbty式中 为重合度影响系数，取 2.0；其他参数均与式（3-17）注释相同，K，1.50选择齿形系数 y 时，按当量模数 在图（ 3-17）中查得。3/cosnz二挡齿轮圆周力：10982gttTFd根据斜齿轮参数计算公式可得出： =6798.8N109ttF齿轮 10 的当量齿数 =47.7，可查表（3-17）得： ，故：3/cosnz10.53y10678.52.82013w MPa 贵州大学本科毕业论文（设计） 15同理可得： 。9231.wMPa依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三挡： 786.;6.4ww四挡： 521197PaPa五挡： 34.;2.wwM六挡： MPaw93.46;041511 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180550MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。（b）齿轮接触应力 10.48j zbFE式中， -齿轮的接触应力（MPa） ；jF-齿面上的法向力（ N） ， ；1/(cos)-圆周力在（N ） ， ；1F12gFTd-节点处的压力角（ ） ；-齿轮螺旋角（ ） ；E-齿轮材料的弹性模量（MPa） ，查资料可取 ；3190EMPab-齿轮接触的实际宽度，20mm；-主、从动齿轮节点处的曲率半径（ mm） ；zb、直齿轮： sin;sinzbrr斜齿轮： 2 2/co;sicozz br其中， 分别为主从动齿轮节圆半径（mm） 。zbr、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maxeT力 见下表：j表 4-2 变速器齿轮的许用接触应力 贵州大学本科毕业论文（设计） 16/MPaj齿轮渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡 19002000 9501000常啮合齿轮和高挡 13001400 650700整理可得：直齿：)sin1i(cos2418.0 bzcgj rmdkT斜齿：)icoi(. 22bzncgj通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下：一挡： 11298.6;35.7j jMPaMPa二挡： 0238j j三挡： 705.;94.j j四挡： ；Paj185Paj61276五挡： ；Mj3.3 Mj5.34倒挡： ； ；j79041j1 MPaj63.1502对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。4.1.4 一档齿轮的有限元分析一档齿轮的有限元分析结果如下图：分别是应力、应变结果，从图可知强度满足要求。 贵州大学本科毕业论文（设计） 17图 4-1 一档齿轮的有限元分析4.2 轴的设计与校核 贵州大学本科毕业论文（设计） 184.2.1 轴的结构和尺寸（1）轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图 4-2 所示：图 4-2 变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。（2）轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换挡部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：第一轴和中间轴： (0.45),dAm第一轴花键部分直径 d(mm)初选：d= K3axeT式中：K经验系数，K4.04.6，取 K4.0；发动机最大转矩 320（Nm） ；maxeTd=27.36mm ，取 d28mm。为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径 d与轴的长度 L 的关系可按下式选取：第一轴和中间轴：d/L=0.16 0.18；第二轴：d/L=0.18 0.21。以下是轴的计算尺寸：第二轴： 贵州大学本科毕业论文（设计） 19（C 是由轴的材料和承载情况确定的常数）31minPdT=9.55 160nPT=Temaxi g因发动机最大扭矩不大，故 C 取较小值，由机械设计取 C100整理可得： (mm)36maxin105.9geiTd代入数据可得各挡位齿轮处的轴径为：(mm)； (mm) ； (mm) ； (mm)1.29z 7.3z 7.35zd04.7zd(mm) ； (mm)； (mm)5zd2.61zd61z此处还应根据阶梯轴的结构特点与标准件要求进行轴径调整。 4.2.2 轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一挡处即可；因为车辆在行进的过程中，一挡所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。（1）第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为: max30.2egTTiWd式中： -扭转切应力，MPa；TT-轴所受的扭矩，Nmm；-轴的抗扭截面系数， ；TW3mTemax发动机轴最大扭矩， Nmm；d-计算截面处轴的直径， mm； -许用扭转切应力，MPa。T其中 Temax =320N.m，d =30mm；代入上式得： 贵州大学本科毕业论文（设计） 203207.954.8T MPa由查表可知 =55MPa，故 ，符合强度要求。T轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示。其计算公式为：45.7310PTGI式中，T - 轴所受的扭矩，Nmm；G -轴的材料的剪切弹性模量，MPa, 对于钢材，G =8.1 MPa；410-轴截面的极惯性矩， ， ；PI 4m32/4dIp将已知数据代入上式可得： 444015.7310.93.288.对于一般传动轴可取 ；故也符合刚度要求。0.()/m（2） 第二轴的校核计算轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力 、径向力 及轴向力 可按下式求出：tFraFmaxamax2tncos2tetereaTidiFd式中 -至计算齿轮的传动比，此处为三挡传动比 2.684；id -计算齿轮的节圆直径， mm，为 90mm；-节点处的压力角，为 16；-螺旋角，为 25；-发动机最大转矩，为 320Nm。maxeT代入上式可得：1246.789.traFN 贵州大学本科毕业论文（设计） 21危险截面的受力图为：图 4-3 危险截面受力分析水平面： （160+75 ）= 75 =1317.4N；AFrFAF水平面内所受力矩：3160210.78cAMNm垂直面： =6879.9N275atAdF垂直面所受力矩： 。316010.78sAFNm该轴所受扭矩为： 。.845jT故危险截面所受的合成弯矩为： 22225(10.78)(10.78)(654.10)69csjMTNm则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 （MPa）：3Md将 代入上式可得： ，在低挡工作时 =400MPa，M136.MPa因此有： ；符合要求。轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度 和在水平面内的挠度 可分别按下式计算：cf sf，213cFabfEIL23sabfIL式中, -齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于 ；1F tF-齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ，这里等于 ；2 r 贵州大学本科毕业论文（设计） 22E-弹性模量（ MPa） ， （MPa） ，E = MPa；52.10E52.10I-惯性矩（ ） ， ，d 为轴的直径（ ） ；4m4/6Ima、b-为齿轮坐上的作用力距支座 A、B 的距离（ ） ；L-支座之间的距离（ ） 。将数值代入式（3-37）和（3-38）得：0.135csf故轴的全挠度为 ，符合刚度要求。2.98.2csffm4.3 轴承的选择与校核4.3.1 轴承的选择（1）几种轴承：圆锥滚子轴承：可以同时承受径向载荷及单向的轴向载荷（30000 型以径向为主，30000B 型以轴向载荷为主） 。内外圈可以分离，安装时可以调整轴承的游隙。一般成对使用，对称安装。深沟球轴承：主要承受径向载荷，也同时承受少量双向轴向载荷。在高速时，可以用来承受纯轴向载荷。工作中允许内外圈轴线偏斜量 。摩擦阻力小，极限转速高，结构简168单，价格便宜，应用最广泛。但承受冲击载荷能力较差，适用于高速场合。圆柱滚子轴承：能够承受较大的径向载荷而不能承受轴向载荷。因是线接触，内、外圈只允许有极小的相对偏转。轴承内、外圈可分离。滚针轴承径向尺寸紧凑切承载能力很大，价格低廉。但不能承受轴向载荷，摩擦系数较大，不允许有偏斜。常用于径向尺寸受限制而径向载荷又较大的装置中。本次设计第一轴后轴承为外座圈上带有止动槽的深沟球轴承。此轴承承受径向载荷和第一轴上的轴向载荷。第二轴前、后端采用带止动槽的圆锥滚子轴承。变速器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承，在第二轴穿过壳体处采用圆柱滚子轴承以承受径向力，第二轴后部采用深沟球轴承支撑在轴承盖内。4.3.2 轴承的校核初选轴承，代号 7206AC （46206）=25oA/Re 时， x=1
展开阅读全文