一级圆柱齿轮减速器机械设计基础课程设计说明书.doc

机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 C Users wh Desktop 3 部 装 图 dwgC Users wh Desktop 3 齿 轮 dwg C Users wh Desktop 3 装 配 图 dwg 总装图 齿轮图 以及轴图 上图标打开 word 后 双击即 可打开 前提是安装过 autocad 打开后另存为文件即 可 课题名称 一级圆柱齿轮减速器 专 业 机电一体化 姓 名 学 号 指导老师 东北大学继续教育学院 2012 年 6 月 05 日 目录 中文摘要 4 ABSTRACT 5 前言 6 1 减速器概述 6 1 1减速器功用和基本要求 6 1 1 1减速器的功用 6 1 1 2减速器的基本要求 7 1 2 减速器的一般结构及其基本类型 7 1 2 1减速器的一般结构 7 1 2 2基本类型 7 2 减速器总体方案的确定 7 2 1减速器传动机构布置方案选择 8 2 1 1固定轴式减速器的选择 8 2 1 2 倒挡布置方案 8 2 2 零 部件结构方案选择 9 2 2 1 齿轮形式 9 2 2 2 换挡机构形式 9 2 3 3自动脱挡 9 2 2 4 减速器轴承 10 2 2 5减速器操纵机构 10 3 减速器主要参数的选择 11 3 1挡数 11 3 2 传动比范围及传动比的确定 11 3 3 中心距 A 12 3 4外形尺寸 13 3 5齿轮参数 13 3 5 1 模数 13 3 5 2压力角 齿轮螺旋角 13 3 5 3齿宽 14 3 5 4齿顶高系数 14 3 6 各档齿轮齿数的分配 14 3 6 1确定一档齿轮的齿数 14 3 6 2对中心距 A进行修正 15 3 6 3确定常啮合传动齿轮副的齿数 15 3 6 4确定其他各挡的齿数 15 3 6 5确定倒档齿轮齿数 15 3 6 7齿轮变位系数的选择原则 16 3 7 斜齿轮的几何尺寸计算 17 4 齿轮的强度计算与校核 17 4 1齿轮的损坏形式 17 4 2计算各轴的转矩 17 4 3齿轮强度计算 18 4 3 1齿轮弯曲强度计算 18 4 3 2轮齿接触应力 j 22 4 4计算各挡轴的受力 25 5 轴及轴上支承的校核 28 5 1轴的强度计算 28 5 1 1初选轴的直径 28 5 1 2轴的强度验算 28 6 结论 34 参考文献 35 中文摘要 减速器是汽车传动系统中一个比较关键的部件 是用来改变发动机传到驱动轮上的转 矩和转速 目的是在原地起步 爬坡 转弯 加速等各种行驶工况下 使汽车获得不同的 牵引力和速度 同时使发动机在最有利的工况范围内工作 减速器设有空挡 可在起动发 动机 汽车滑行或是停车时使发动机的动力停止下能够驱动轮传输 减速器设有倒挡 使 汽车获得倒退行驶的能力 它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能 减速器的速比 设计虽然有许多理论可以参考 但大多数只是经验公式 对于具体传动比的分配还没有一 种较为实用的计算方法 传统理论一般是根据经验或参照同类车型来确定减速器传动比 这显然有它的不足之处 主观性因素较大 而且没有一种有效的评价指标来确定性能的好坏 本文通过分析传统等比级数分配速比的优缺点 创造性地提出了基于减速器各个档位使用 率的不同 以发动机功率的实际使用率最大化作为目标函数进行优化设计的减速器速比分 配方法 并用实例计算的结果证明它是一种非常有效的设计方法 本文主要是根据指定的 部分技术指标来进行减速器结构中一些齿轮 轴 轴承等结构设计和计算选取和可靠性计 算 关键词 减速器 结构设计 速比 计算 ABSTRACT The transmission is a key Part in the driveline of the automobile and is applied to change the torque and speed transmitted from the engine to drive wheels At this the vehicle will gain various speed and traction under different running conditions such as starting climbing turning acceleranting ect At the same time the engine can be operating under the best state The gear case is set a neutral gear so the power transmission from engine may be stop in engine starting sliding motion and stopping to the vehicle The gear case is also set a reverse gear so as to gain back running performance The quality of design will directly affect the actual function of use Although there are many theories can consult about the degine of transmission but plenty of them are just experiential formula There is not a good kind of calculation method for the distribution of concrete gear ratio Traditional theories are generally according to experience or the same kind car type to decide the gear ratios of the transmission Obviously there are its shortages the subjectivity factor compares greatly there is no a kind of valid evaluation index to confirm the quality of the design By analyzing the merit and the shortage of the traditional method of the design of the gear ratios In this passage we put out a new transmission s gear ratios allotting method according to the different using rate to each gear of the transmission We optimize the design by using it the maximizes of the actual utilization rate of engines power as the target function Then we use an example s calculating reuslt to prove that it is a kind of valid design method The purpose of this paper is applying for collection of some gears and bears calculation of reliability and check of parts strength according to the assigned technical index The Keyword Gear case Calculation of reliability Gear ratios Compute 前言 减速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色 现在的汽车上广泛采用活 塞式内燃机 其转矩和变速范围较小 而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力 和车速能在相当大的范围内变化 为了解决这一矛盾 在传动系中设置了减速 器 以满足复杂条件的使用要求 随着科技的高速发展 人们对汽车的性能要 求越来越来高 使用寿命 能源消耗 振动噪声等在很大程度上取决于减速器 的性能 1894年减速器由法国人路易斯 雷纳 本哈特和埃米尔 拉瓦索推广在汽 车上使用 从此减速器在汽车上就得到广泛的运用 经过 100多年的发展 汽 车减速器的技术达到了一个空前的高度 尤其在近几十年 汽车工业在各个国 家的高速发展 更加带动了减速器的进步 随着各个领域的科学技术的发展 在未来减速器主要发展方向 1 节能与环境保护 研究高效率的传动副 来节约能源 采用零污染的工 作介质或润滑油来避免环境污染 根据发动机的特性和行驶工况来设计减速器 使发动机工作在最佳状态 以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运 行 2 应用新型材料 各种新材料的使用推动汽车技术的发展和性能的提高 3 高性能 低成本 微型化 对减速器进行机构创新的研究 探索减速器 的新类型 对传动副的材料和机理进行研究 提高寿命 减小质量 进行减速 器的动力学特性和振动研究 以求提高特性 降低噪声 采用先进的制造技术 提高减速器的性能和降低成本 4 智能化 集成化 根据发动机的特性和汽车的行驶工况 通过计算机智 能控制 实现对减速器传动比的实时控制 使发动机工作在最佳状态 齿轮变速箱 机械式减速器 在现代汽车中使用中并不理想 会随着社会的进 步和汽车技术的发展 必将被社会所淘汰 这是一个必然的趋势 也才能满足 汽车消费者对汽车动力性和经济性的高标准要求 就目前而言 机械式减速器 仍然会以结构简单 效率高 功率大三大显著优点依然占领着汽车变速箱的主 流地位 1 减速器概述 1 1减速器功用和基本要求 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理 简单的说 变速箱内有多 组传动比不同的齿轮副 而汽车行驶时的换档行为 也就是通过操纵机构使变 速箱内不同的齿轮副工作 如在低速时 让传动比大的齿轮副工作 而在高速 时 让传动比小的齿轮副工作 1 1 1减速器的功用 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 汽车具有合适的牵引力和速度 并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作 为保证汽车倒车亦即是发动机和传动系统能够分离 减速器具有倒档和空挡 在有动力输出需要时 还应有功率输出装置 1 1 2 减速器的基本要求 l 保证汽车有必要的动力性和经济性 2 设置空挡 用来切断发动机动力向驱动轮的动力传输 3 设置倒挡 使汽车能倒退行驶 4 设置动力输出装置 需要时能进行功率输出 5 换挡迅速 省力 方便 6 工作可靠 汽车行驶过程中 减速器不得有跳挡 乱挡及换挡冲击等现象生 7 减速器应有高的工作效率 8 减速器的工作噪声低 9 自身重量要尽量小 10 拆装容易 维修方便 除此之外 减速器还应当满足轮廓尺寸小 制造成本低等要求 1 2 减速器的一般结构及其基本类型 1 2 1减速器的一般结构 1 壳体 壳体是基础件 用以安装支承减速器全部零件及存放润滑油 其 上有安装轴承的精确镗孔 减速器承受变载荷 所以壳体应有足够的刚度 内 壁有加强 形状复杂 多为铸件 材料为灰铸铁 常用 HT200 为便于安装 传动部分和操纵部分常做成剖分式 箱盖与壳体用螺栓联接并可靠定位 壳体 上有加油 放油口 油面检查尺口 还应考虑散热 2 传动部分 是指齿轮 轴 轴承等传动件 轴的几何尺寸通过强度 刚 度计算确定 因主要决定于刚度 而碳钢与合金钢弹性模量近乎相等 所以一 般用碳钢 常用 45钢 只有齿轮与轴制成一体或轴载荷严重才用合金钢 轴与 齿轮多为花键联接 对中性好 能可靠传递动力 挤压应力小等 轴的花键部 分和放轴承处经表面淬火处理 轴多用滚动轴承支承 润滑简单 效率高 径 向间隙小 轴向定位应可靠 润滑方式多用飞溅 25m s 只要粘度适宜可 甩到壁上 3 操纵部分 主要零件位于减速器盖内 1 2 2基本类型 1 按传动比变化方式的不同 减速器可分为有级式 无级式和综合式三种 2 按操纵方式划分 减速器可以分为强制操纵式 自动操纵式和半自动操纵 式三种 2 减速器总体方案的确定 减速器由传动机构及操纵机构组成 2 1减速器传动机构布置方案选择 减速器传动机构有两种分类方法 根据前进挡数 三挡减速器 四挡减速器 五挡减速器 多挡减速器 根据轴的形式 固定轴 旋转轴 而固定轴可分 两轴式减速器 中间轴式减速器 双中间轴式减速器 多中 间轴式减速器 固定轴式应用广泛 其中两轴式减速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车 上 中间轴式减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 液力机械式减速器 2 1 1固定轴式减速器的选择 固定轴式又分为两轴式减速器 中间轴式减速器 双中间轴式减速器 多 中间轴式减速器 中间轴式减速器传动效率高 噪声低齿轮和轴承磨损减少 减速器的使用寿命得到提高 本课题设计的是前置后轮驱动的汽车减速器 故 选择多用于发动机前置后轮驱动的汽车上的中间轴式五档减速器 2 1 2 倒挡布置方案 图 1 倒挡布置方案 如图 1 为常见的倒挡布置方案 图 b 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 但换挡时要求有两对齿轮同时进入啮 合 使换挡困难 图 c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 d所示方案针对前者的缺点作了修改 因而取代了图 c所示方案 图 e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 f所示 方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮 换挡更为轻便 为了充分利用空间 缩短减速器轴向长度 有的货车倒挡传动采用图 g所示方案 其缺点是倒挡须各 用使减速器上盖中的操纵机构复杂一些 本设计采用图 f 所示传动方案 减速 器的一挡或倒挡因传动比大 工作时在齿轮上作用的力增大 并导致减速器轴 产生较大的挠度和转角 使工作齿轮啮合态变坏 最终表现出轮齿磨损加快和 工作噪声增加 为此 无论两轴式减速器还是中间轴式减速器的一挡与倒挡 都应当布置在近轴的支承处 以便改善上述不良状况 然后按照从抵挡到高挡 顺序布置各挡齿轮 这样做既能使轴有足够大的刚性 又能保证易装配 倒挡 的传动比虽然与一挡传动比接近 但因为使用倒挡时间非常短 从这点出发有 些方案将一挡布置在靠近轴的支承处 2 2 零 部件结构方案选择 2 2 1 齿轮形式 减速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种 直齿圆柱齿轮运转时 平稳性稍差 工作噪声较高 但是比较容易制造 而且倒挡时汽车一般要处于 速度为零的状态 因此直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡 与直齿圆柱齿轮比较 斜齿圆柱齿轮有使用寿命长 运转平稳 工作噪声低等优点 缺点是制造时稍复 杂 工作时有轴向力 这对轴承不利 减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齿数增加 并导致减速器的质量和转动惯量增 大 一般用于高速挡 因此本设计除倒挡和一挡采用标准直齿轮外均采用斜齿 轮传动 2 2 2 换挡机构形式 减速器换挡机构有直齿滑动齿轮 啮合套和同步器换挡等三种形式 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 初一挡 倒挡外很少使用 啮合套换挡形式一般是配合斜齿轮传动使用的 由于齿轮常啮合 因而减 少了噪声和动载荷 提高了齿轮的强度和寿命 啮合套分为内啮合套和外啮合 套 视结构布置而选定 啮合套换挡结构简单 但还不能完全消除换挡冲击 目前在要求不高的挡位上常被使用 采用同步器能保证换挡迅速 无冲击 无噪声 与操作技术无关 同时能 提高汽车的加速性能 燃油经济性和行使安全性 故选择同步器作为换档机构 但其缺点是结构复杂 制造精度要求高 轴向尺寸有所增加 铜质同步环的使 用寿命较短 本设计采用的是锁环式同步器 2 3 3自动脱挡 自动脱挡是减速器的主要故障之一 由于接合齿磨损 减速器轴的刚度不 足以及振动等原因 都会导致自动脱挡 为解决这个问题 除了在制造这些结 构零件的工艺上采取措施以外 目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以 下几种 l 将两接合齿的啮合位置错开 这样在啮合时 使接合齿端部超过被接合齿约 1 3rnrn 使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损 并在接合齿端部形成凸肩 可用来阻止接合齿自动脱挡 2 将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄 切下 0 3 0 6mm 这样 换挡后啮合套 的后面被后齿圈的前端面顶住 从而阻止自动脱挡 3 将接合齿的工作面设计并加工成斜面 形成倒锥角 一般倾斜 2o一 3o 使 接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力 这种方案比较有效 应用较多 将接合 齿的齿侧设计并加工成台阶形状 也具有相同的阻止自动脱挡的效果 2 2 4 减速器轴承 作旋转运动的减速器轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固 定连接处应安置轴承 减速器轴承常采用圆柱滚子轴承 球轴承 滚针轴承 圆锥滚子轴承 滑动轴套等 至于何处应当采用何种类型的轴承 是受结构限 制并随所承受的载荷特点不同而不同 汽车减速器有机构紧凑 尺寸小的特点 作旋转运动的减速器轴支承在壳 体或其他部分的地方以及齿轮与轴不做固体连接处应安置轴承 减速器轴承常 采用圆柱滚子轴承 球轴承 滚针轴承 圆锥滚子轴承 滑动轴套等 本设计 采用圆锥滚子轴承 2 2 5减速器操纵机构 1 减速器操纵机构的功用及基本要求 减速器操纵机构的功用是进行挡位变换 根据汽车行驶条件的需要改变减 速器传动机构的传动比 变换传动方向或中断发动机的动力传递 设计减速器 操纵机构时 应满足以下基本要求 挂挡后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合 或滑动齿轮换挡时 全 齿长都进入啮合 在振动等条件影响下 操纵机构应保证减速器不自行挂挡或 自行脱挡 为此在操纵机构中设有自锁装置 为了防止同时挂上两个挡而使减速器卡死或损坏 在操纵机构中设有互 锁装置 为了防止汽车在前进时误挂倒挡 导致零件按损坏 在操纵机构中设有 倒挡锁装置 2 换档位置图 设计操纵机构首先要确定换档位置图 换档位置图的确定主要从换档方便 考虑 因此有下列三点要求 按换档次序来排列 将常用档放在中间位置 其它档放在两边 为了避免误挂倒档 往往将倒档安排在最靠边的位置 有时与一档组成 一排 根据上述三点要求 并结合本减速器及其换档机构的特点 现确定本减速 器换档布置图如图 2 图 2 换挡位置图 3 操纵方案的选择 减速器操纵机构常见的由变速杆 拨块 拨叉 变速叉轴及互锁 自锁和 倒档锁装置等主要零件组成 可分为 直接操纵手动换档减速器 远距离操纵 手动换档减速器 电控自动换档减速器 一般前置发动机后轮驱动汽车的减速 器距离驾驶员座位较近 换档杆等外操纵机构多集中安装在减速器箱盖上 结 构简单 操纵容易并且准确 根据设计要求我们选择的是直接操纵手动换档减 速器 3 减速器主要参数的选择 本设计是根据东方之子 1 8L手动豪华车型开展的 设计中所采用的相关参 数均来源于此种车型 主减速比 4 782 最高时速 190km h 轮胎型号 205 65R15 发动机型号 SQR481FC 最大扭矩 170Nm 4500 最大功率 95kw 5750 最高转速 6000r min 3 1挡数 减速器的挡数可在 3 20个挡位范围内变化 通常减速器的挡数在 6挡以下 当挡数超过 6挡以后 可在 6挡以下的主减速器基础上 在进行配置副减速器 通过两者的相互作用就可以按照要求获得多个挡位 近年来为了降低油耗 减速器的挡位有增加的趋势 目前 轿车一般用 4 5个挡位的减速器 级别高的轿车减速器多用 5个挡 货车减速器采用 4 5 个挡或多挡 装载质量在 2 3 5t的货车采用 5挡减速器 装载质量在 4 8t的 货车采用 6挡减速器 多档减速器多用于重型货车和越野汽车 因此根据设计 要求我选择的是五档手动机械式减速器 3 2 传动比范围及传动比的确定 减速器的传动比范围是指减速器最低档传动比与最高挡传动比的比值 传 动比范围的确定与选定的发动机参数 汽车的最高车速和使用条件 如要求的 汽车爬坡能力 等因素有关 目前轿车的传动比范围在 3 4之间 轻型货车在 倒145 5 6之间 其它货车则更大 选用最低档传动比时 应根据汽车最大爬坡速度 驱动轮与路面的附着力 汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑 确定 汽车爬陡坡时车速不高 空气阻力可忽略 则最大驱动力用于克服轮胎与路面 间的滚动阻力及爬坡阻力 故有 3 max0erTi 1 maxaxmax g fcosin g 1 则由最大坡度要求的减速器 挡传动比为 3 maxeo giTi r1 2 根据驱动车轮与路面的附着条件 3 ax2eiG 1r 3 求得减速器 挡传动比为 3 2max0reiTi 11 4 式中 max 道路最大阻力系数 rr 驱动轮的滚动半径 Temax 发动机最大转矩 i0 主减速比 汽车传动系的传动效率 G2 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷 路面的附着系数 可取 0 5 0 6 本设计取为 0 5 则由已知条件 满载时 m 1800kg T emax 170N m i 0 4 782 0 95 max 0 3745 r r 337 25mm 可知 1809 37450 2 8489i 3 51704205i 1 又因为轿车的传动比为 3 4 3 85i1 超速挡的传动比一般为 0 7 0 8 本设计取五挡为超速挡传动比为 i5 0 75 根 据公式 可知 max1innq 13 85 107nq 又因为 ii12345 故 52 69i3 1 2i4修 正 为 3 3 中心距 A 中心距对减速器的尺寸及质量有直接的影响 而且对齿轮的接触强度有影 响 中心距越小 齿轮的接触强度越大 齿轮的寿命越短 因此最小允许中心 距应由保证轮齿有必要的接触强度来确定 此外 由于一档小齿轮的齿数不能 太少 中心距过小时往往不易满足一档传动比的要求 减速器轴经轴承安装在 壳体上 从布置轴承的可能和不影响壳体的强度考虑 要求中心距大一些 而 中心距过大将使减速器的质量和尺寸增加很多 很显然这也不是很理想 初选 中心距 A时 可根据己有的经验公式初选 3 Aemaxg3 KTi 1 5 式中 A 为减速器中心距 mm K A为中心距系数 轿车 KA 8 9 9 3 本设计取 KA 9 货车 K A 8 6 9 6 多挡减速器 KA 9 5 11 0 T emax为发动机最大转矩 N m 1为减速器一挡传动比 为g 减速器传动效率 取 96 则得初始中心距A3 170 8596 7 08m 3 4外形尺寸 减速器的横向外形尺寸 可根据齿轮直径以及倒挡中间 过渡 齿轮和换 挡机构的布置初步确定 影响减速器壳体轴向尺寸的因素有挡数 换挡机构形式以及齿轮形式 五 挡减速器的轴线尺寸 b 2 7 3 0 A 本设计取 b 3 0 A 77 08 3 231 24mm 3 5齿轮参数 3 5 1 模数 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3 3eax 0 47T 6 其中 170Nm 可得出 mn 2 5emaxT 一挡直齿轮的模数 m m 3 3emax0 T 7 通过计算 m 3 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 同一减 速器中的啮合套模数都取相同 轿车和轻型货车取 2 3 5 本设计取 m 3 3 5 2压力角 齿轮螺旋角 齿轮最普遍采用国家规定的 20 齿轮标准压力角 啮合套或同步器的接合 齿压力角普遍采用 30 压角 这样能使齿轮的抗弯强度和表面接触强度得到一 定的增强 并能在一定程度上使轮齿刚度降低 减少进入啮合和退出啮合时的 动载荷 使传动平稳 降低噪声 螺旋角太小时发挥不出斜齿轮的优越性 太 大又会使轴向力过大 增大螺旋角时 会使齿轮啮合的重合度增加 因而工作 平稳 噪声降低 齿轮的强度相应提高 但当 30 时 虽接触强度会继续提 高 而弯曲强度会骤然下降 因此从提高低档齿轮的弯曲强度角度考虑 刀不 宜过大 中间轴式减速器为 22 34 初选 30 中间轴上的全部齿轮一律采 用右旋 而一 二轴上的斜齿轮取左旋 其轴向力经轴承盖由壳体承受 3 5 3齿宽 齿宽应满足既能减轻减速器质量 同时又能保证齿轮工作平稳的要求 通 常根据模数来确定齿宽 b b kc m 3 6 式中 kc 齿宽系数 直齿轮取 kc 4 4 7 0 斜齿轮取 kc 6 0 8 5 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 2 4mm 本设计 取 4mm 3 5 4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 3 6 各档齿轮齿数的分配 确定减速器各档齿轮齿数时 应考虑下列因数 1 尽量符合动力性 经济性等对各档传动比的要求 2 最少齿数不产生根切 3 互相啮合的齿轮 齿数间不应有公因数 速度高的齿轮更需要注意这点 4 齿数多 可以降低齿轮的传动噪声 结合是上述要求 在初选中心距 齿轮模数和螺旋角以后 可以根据预先确定 的减速器档数 传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数 3 6 1确定一档齿轮的齿数 一档的传动比为 3 29110 Zi 7 为了求 的齿数 先求其齿数和 斜齿9Z10 h 3 2 7 08 351 4hAm 8 当轿车三轴式的减速器 i1 3 5 3 9时 则 z10 15 17 此处取 z10 16 则 z9 51 4 16 35 3 6 2对中心距 A进行修正 上面根据初选的 A及 m计算出的 Zh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 Zh及齿轮变位系数反过来计算中 心距 A 在以这个修正后的中心距做为以后计算的依据 这里 Zh修正为 51 则可反推出 A 76 5mm 3 6 3确定常啮合传动齿轮副的齿数 常啮合的传动齿轮的中心距和一档齿轮的中心距相等 即 3 12cosnmZA 9 常啮合齿轮传动比 3 10219Zi 10 把数据代入 3 10 和 3 11 联解可以求得 Z1 19 Z2 34 和原传动比相差不大 则 1 2 33 910 3 i 3 6 4确定其他各挡的齿数 二挡齿轮为斜齿轮 模数与一挡齿轮相同 3 2718Zi 11 而 i2 2 55 故有 1 42578Z 对于斜齿轮 3 n2coshAm 12 代入数据可得 Z 7 34 Z8 24 7 8 22 3 同理可以求出其它档位的变位斜齿轮数 三档 Z 5 27 Z6 29 5 6 27 四挡 Z 3 19 Z4 34 3 4 33 3 6 5确定倒档齿轮齿数 倒档的传动比和一档传动比较为接近 本设计中倒挡传动比 iR取 3 7 中间 轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮齿数略小 取 Z12 13 而通常情况下 倒挡齿轮 Z13取 21 23 本设计取 Z13 23 由 3 2132Ri 13 可算出 Z11 27 故可得出中间轴与倒挡轴的中心距 A 3 14 123 54mZ 而倒挡轴与第二轴的中心距 3 15 13 2 75mAZ 3 6 7齿轮变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节 采用变位齿轮 除了避免 齿轮产生根切和配中心距以外 它还影响齿轮使用平稳性 耐磨损 抗胶合能 力及齿轮的啮合噪声 变位齿轮主要有两类 高度变位和角度变位 高度变位的一对啮合齿轮的变 位系数之和等于零 高度变位可增加小齿根强度 使它达到和大齿轮强度接近 的程度 高度变位齿缺点是不能同时增加一对齿轮的强度 也很难降低噪声 角 齿轮副的变位系数之和不等于零 角度变位既具有高度变点 又避免了其缺点 总变位系数 c 1 2越小 一对齿轮齿根总的厚度越薄 齿根越弱 抗 弯强度越低 但是由于齿轮的刚度减小 易于吸收冲击振动 故噪声要小一些 另外 c值越小 齿轮的齿形重合度越大 这不但对降噪声有利 而且由 于齿形重合度增大 单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近 弯曲力矩减小 相当于齿根强度提高 对由于齿根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消 根据上诉理由 为了降低噪声 对于减速器中除去一 二挡和倒挡以外的 其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值 以便获得低噪声传动 一 般情况下 最高挡和一轴齿轮副的 c可以选为 0 2 0 2 随着挡位的降低 c值应该逐挡增大 一 二挡和倒挡齿轮 应该选用较大的 c值 以便获得 高强度齿轮副 一挡齿轮的 c值可以选用 1 0以上 在这里一 四挡主动齿 轮的齿数小于 17 因此一 四挡齿轮需要变位 变为系数 17 6 0 59Z 式中 Z为要变位的齿轮齿数 3 7 斜齿轮的几何尺寸计算 根据 分度圆直径 齿顶高 ha ha mn h a 1 齿顶圆直径 da cosnmZd d 2ha 可推出 一挡齿轮 d 9 105 0mm ha9 3 0mm da9 111 0mm d10 48 0mm ha10 3 0mm da10 54 0mm 二挡齿轮 d7 90mm ha7 2 5mm da7 95 0mm d8 63 8mm ha8 2 5mm da8 68 8mm 三挡齿轮 d5 74 2mm ha5 2 5mm da5 79 2mm d6 79 7mm ha6 2 5mm da6 84 7mm 四挡齿轮 d3 54 6mm ha3 2 5mm da3 59 6mm d4 97 7mm ha4 2 5mm da4 102 7mm 常啮合齿轮 d1 54 6mm ha1 2 5mm da1 59 6mm d2 97 7mm ha2 2 5mm da2 102 7mm 倒挡齿轮 d11 81mm ha11 3 0mm da11 86 0mm d12 39 0mm ha12 3 0mm da12 45 0mm d13 69 0mm ha13 3 0mm da13 75 0mm 4 齿轮的强度计算与校核 4 1齿轮的损坏形式 减速器齿轮的损坏形式主要有两种 齿轮折断 齿面疲劳剥落 点蚀 移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合 4 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 170 99 96 161 57N m1T承离 maxe 中间轴 161 57 96 99 34 19 274 8N m212 i齿承 轴 一挡 274 8 0 96 0 99 35 16 571 3N m0931 齿承 二挡 274 8 0 96 0 99 34 24 370 0N m872 iT齿承 三挡 274 8 0 96 0 99 27 29 243 2N m653齿承 四挡 274 8 0 96 0 99 19 34 145 9N m4324 i齿承 五挡 274 8 0 96 0 99 261 1N m齿承 35T 倒挡 274 8 27 13 515 5N m122 i 齿承倒 29 06 4 3齿轮强度计算 与其它机械设备用减速器比较 不同用途汽车的减速器齿轮使用条件仍是 相似的 此外 汽车减速器齿轮用的材料 热处理方法 加工方法 精度级别 支撑方式也基本一致 如汽车减速器齿轮用低碳合金钢制作 采用剃齿或磨齿 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 4 3 1齿轮弯曲强度计算 1 直齿轮弯曲应力 w 4 1 tf byFK 图 4 1 齿形系数 式中 w 弯曲应力 Mpa Ft 圆周力 N F 1 2Tg d 其中 Tg为计算载荷 N mm d 为 节圆直径 mm K 为应力集中系数 可近似取 K 1 65 Kf 摩擦力影响系数 主动齿轮取 1 1 从动齿轮取 0 9 Kc 齿宽系数 Kc 7 0 b 齿宽 mm 取 20mm t 端面齿距 mm t m m 为模数 y 齿形系数 如图 4 1 计算一挡齿轮 Z9 35 Z10 16 y9 0 145 y10 0 13 T31 571 3Nm T2 274 8Nm 31fw9c 33a2 my57 60 913 14457 6TKZMP 2fw103c 33amy74 8165 10 70MPTKZ 计算倒挡齿轮 Z11 27 Z12 13 Z13 23 y11 0 139 y12 0 155 y13 0 13 T31 531 3Nm T2 274 8Nm T 倒挡 515 5Nm fw13c3a2 m5 160 9 4273 68MPTKZ 倒 挡 2fw13c3amy74 8165 012PTKZ 13321213 yKzmZTcfw a 74 8 6509 MP 当计算载荷 取作用到减速器第一轴上的最大转矩 时 一 倒挡直齿gT maxeT 轮许用弯曲应力在 400 850MP a 故符合要求 2 斜齿轮弯曲应力 4 2 KyzmTcngw3os2 式中 计算载荷 N mm gT 法向模数 mm nm 齿数 z 斜齿轮螺旋角 应力集中系数 1 50 K K 齿形系数 可按当量齿数 在图中查得 y 3coszn 齿宽系数 7 0cc 重合度影响系数 2 0 K K 计算二挡齿轮 ymzTcnw73827os 3a 0 2 15 14479MP KymzTcnw83728os 3a 4 15 3 1020P 计算三挡齿轮 KymzTcnw5365os2 3a 24 cos271 5 10979MP KymzTcnw63526os 3a 74 81 190722MP 计算四挡齿轮 KymzTcnw3443os a 215 9s1 5 028776MP KymzTcnw4324os 3a 8s1 5 1047225P 计算常啮合齿轮 KymzTcnw1321os 3a 6 57s1 5 490822MP KymzTcnw23os 3a 74 81 5 10725P 当计算载荷 取作用到减速器第一轴上的最大转矩 时 对乘用车常啮gT maxeT 合齿轮和高挡齿轮 许用应力在 180 350 MPa 对货车为 100 250MP a 故满 足要求 4 3 2轮齿接触应力 j 4 j zb1 0 48 FE 3 其中 F F1 cos cos F1 2Tg g 取作用在减速器第一轴上的载荷gT 作为计算载荷 将其带入 4 3 得公式2 maxeT 4 gj zb1 0 418 bdcosE 4 式中 轮齿的接触应力 MP a j 计算载荷 N mm gT d 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 MP a E 齿轮接触的实际宽度 mm b z b 主 从动齿轮节点处的曲率半径 mm 直齿轮 z rzsin b rbsin 斜齿轮 z r zsin cos 2 b r bsin cos 2 rz r b 主 从动齿轮节圆半径 mm 将作用在减速器第一轴上的载荷 作为计算载荷时 减速器齿轮的许2 maxeT 用接触应力 见表 4 1 j 弹性模量 20 6 104 N mm 2 齿宽 7 2 5 17 5mmEnccKb 表 2 1 减速器齿轮的许用接触应力 MPaj 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高挡 1300 1400 650 700 计算一挡齿轮 10zd48 sini20 m2 9b516 31j99 z10b9 0 48 bdcosTE 435 261 077 62 1522 8 MPa 1900 2000 MP a 2j1010 z10b9 48 bdcosTE 47 6 527 62 1562 1MPa 1900 2000 MP a 计算二挡齿轮 822zd63 8 sin co sin0cos m 7b9158 32j77 z8b710 418 dcosTE 430 61 592cos 258 0 1075 2 MPa 1900 2000 MP a 2j88 z8b710 41 bdcosTE 4 374 061 532cos 258 0 1232 8 MPa 1900 2000 MP a 计算三挡齿轮 622zd79 sin co sin0cos 140m 5b4 3j55 z6b51 0 418 bdcosTE 432 01 7cos27 0 1074 7 MPa 1900 2000 MP a 2j66 z6b51 0 418 bdcosTE 437 01 592cos7 0 1102 3 MPa 1900 2000 MP a 计算四挡齿轮 422zd sin c sincs3 m 3b546o0o12 34j3 z4b310 18 dcsTE 35 92061 7ocs20 963 2 MPa 1900 2000 MP a 2j44 z4b31 0 18 bdcsTE 37 061 59ocs20 988 2 MPa 1900 2000 MP a 计算常啮合齿轮 122zd4 6 sin csincos31 m 2b97o00 1j1 z1b20 48 dcsTE 436 570 1 ocs3 0 1013 6 MPa 1900 2000 MP a 2j2 z1b2 0 418 bdcosTE 4 374 061 59cos3 0 988 2 MPa 1900 2000 MP a 计算倒挡齿轮 12zd3 sinsi206 m 13b9n17 si1 52 j11 z13b 0 48 bdcoTE 倒 挡 435 2061 07s 725 1546 0 MPa 1900 2000 MP a j1212 z12b3 0 48 bdcosTE 437 06 10539 7 1992 0 MPa 1900 2000 MP a j1313 z12b 0 48 bdcosTE 22 Z 437 0 61 059 25 1939 8 MPa 1900 2000 MP a 4 4计算各挡轴的受力 一挡齿轮 313t9257 10 8 9NdTF 23t1074 8 10 5NdTF r9tan 9tan2 r10t1450703 二挡齿轮 323t77 82 Nd9TF 23t84 1064 6 t7nr 8a 2tan 28 1coscosF tnr87 8614 t097 63N a7t 2 tan2 F 8t78n614 三挡齿轮 33t52 2 0 5 Nd4TF 23t67 8169 9 t5nr 6a5 tan20 4 6coscosFN tnr65 689 t 27 a5t 5 3tanF 6t56n89 四挡齿轮 343t21 0 54 NdTF 23t474 8 10 562 4Nd9TF t3nr 4a tan9 coscos tnr43 4562 t0 21 3FN a3t tan 4t34n562F 常啮合齿轮 13t2 7 10 98 Nd56T 23t 4 52 497F t1nr 2a8 tan0 1 3coscosN tnr21 256 4t2 93F a1t 98 tan 2t12n564F 倒挡齿轮 3t1 0 1278 Nd8T 倒 挡 23t174 9 9F r1t an18 tan20 4135 7N r2t40389 5 轴及轴上支承的校核 5 1轴的强度计算 减速器在工作时 由于齿轮上有圆周力 径向力和轴向力作用 减速器的 轴要承受转矩和弯矩 要求减速器的轴应有足够的刚度和强度 因为刚度不足 轴会产生弯曲变形 结果破坏了齿轮的正确啮合 对齿轮的强度 耐磨性和工 作噪声等均有不利影响 因此 在设计减速器轴时 其刚度大小应以保证齿轮 能有正确的啮合为前提条件 设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径 然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算 5 1 1初选轴的直径 已知中间轴式减速器中心距 76 5mm 第二轴和中间轴中部直径A 轴的最大直径 和支承距离 的比值 对中间轴 A d60 45 dL 0 16 0 18 对第二轴 0 18 0 21 L 第一轴花键部分直径 mm 可按式 5 1 初选d 5 1 3maxeTK 式中 经验系数 4 0 4 6 K 发动机最大转矩 N m maxeT 第一轴花键部分直径 取 d1 26mm 第二轴 31d 4 017 2 6 中间轴最大直径 取第二轴 d2max 45mm 中max 56459 间轴 dmax 45mm 对中间轴 L d 0 16 0 18 250 281 25mm 取 L 260mm 第二轴 L2 d 0 18 0 21 214 3 250mm 取 L2 250mm 第一轴 L1 d 0 16 0 18 144 44 162 5mm 取 L1 150mm 5 1 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cf sf 5 2 5 3 5 4 计算 5 2 4 2r2r3aF6ELdbIfc 5 3 4 223aF6ELdbIftts 5 4Iabrr 4 式中 齿轮齿宽中间平面上的径向力 N rF 齿轮齿宽中间平面上的圆周力 N t 弹性模量 MP a 2 06 105MPa EE 惯性矩 mm 4 对于实心轴 I 64dI 轴的直径 mm 花键处按平均直径计算 d 齿轮上的作用力距支座 的距离 mm abAB 支座间的距离 mm L 轴的全挠度为 mm 2 02 scff 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 cf sf 0 002rad a b L Fr 1 第一轴常啮合齿轮副 因距离支承点近 负荷又小 通常扰度不大 故 可以不必计算 因本设计是中间轴式五档减速器 故中间轴为主要轴 所以在这里只校核中间轴及轴承 d35 d34 d33 d32 d24d25 d23 d22 d21 d31 2 中间轴的刚度 a b L Fr 一挡时 Ft10 11450N Fr10 3535 7N d22 35 8mm a10 188 86mm b10 68 12mm L 256 98mm4210r103a6ELdfc 2254 7681 6 93805 0 m ELdbFft4210s103a6 225468 6 938014 0 1m 2221010 5 82csff 0 00043rad 0 002rad 4210103aF6ELdbr 二挡时 Ft8 8614 4N Fr8 2977 6N d23 40 5mm a8 164 36mm b8 92 62mm L 256 98mm 2r8436cfdEL 22456297 61 33 1098 m 2t8s8436FabfdEL 22451 961 3 098 m 222880 3 92csff 0 00015 rad 0 002radr8104236b aFdEL 三挡时 Ft6 8614 4N Fr6 2977 6N d24 47mm a6 152 37mm b6 104 61mm L 256 98mm2r43cfdEL 22456 1 3704 61 9807 m 2t6s643FabfdEL 2245895 1 3704 61 980 m 2266 17 2csff 0 00005 rad 0 002radr642b a3FdEL 四挡时 Ft4 5625 4N Fr4 2100 9N d25 38mm a4 82 11mm b4 174 87mm L 256 98mm2r563cfdEL 22456210 98174 3 698 m 2t4s45FabfdEL 22456 8174 3 069807 m 2244 2csff 0 0001rad 0 002radr4256b a3FdEL 五挡时 Ft2 5625 4N Fr2 2100 9N d26 34mm a2 31mm b2 225 98mm L 256 98mm r4263cfdEL 224510 93 8 69 m 2ts2463FabfdEL 22455 31 98 060 m 2220 1 3 2csff 0 0003 rad 0 002radr2426b a3FdEL 倒挡时 Ft12 14092 3N Fr12 4578 9N d21 34mm a12 247 73mm b12 9 25mm L 256 98mm 421r123a6ELdfc 2456578 9 3 3 1061980 m ELdbFft421s12a 245609 37 9 6108 m 221210 4 1 2csff 0 0005 rad 0 002radr2426b a3FdEL 2 中间轴的强度校核 1 求水平面内支反力 和弯矩 HARBHCMD AR2tF1t 12Lt 2LtHB 由以上两式可得 5043 3N 13510 2N 156342 3N mm HARHC 124969 35N mmHDM 2 求垂直面内支反力 和弯矩 VABVCMD ARB2rF1 LRdLFVBrar 212tn 由以上两式可得 1317 8N 5362N 49598 5N mm 40851 8N mm VARVBR左VCM右VCM 1 12869N mDM 按第三强度理论得 22c 318 HCVT 右 c326 8 7MPa 40ad 2238 VDHVDTNm 321 70Pa 40ad 6 结论 对于本次设计的变速箱来说 其特点是 扭矩变化范围大可以满足不同的 工况要求 结构简单 易于生产 使用和维修 价格低廉 而且采用结合套挂 挡 可以使减速器挂挡平稳 噪声降低 齿轮不易损坏 在设计中采用了 5 1 挡手动减速器 通过较大的传动比变化氛围 可以满足汽车在不同的工况下的 要求 从而达到其经济性和动力性的要求 参考文献 1 王世震 石美玉 孙凤英 汽车构造 M 机械工业出版社 2004 8 2 中国汽车工程学会 世界汽车技术发展跟踪研究 M 北京理工大学出版社 2006 11 3 吉林工业大学汽车教研室 汽车设计 M 机械工业出版社 1981 7 4 刘惟信 汽车设计 M 北京 清华大学出版社 2001 158 200 5 陈家瑞 汽车构造 M 第二版 北京机械工业出版社 2005 40 61 6 张文春 汽车理论 M 北京机械工业出版社 2005 70 83 7 晓青 汽车减速器的百年变迁 J 汽车运用 月刊 2003 12 8 石允国 汽车减速器的现状与前景 J 机械研究与应用 2007 4 20 02 14 27 9 周一明 毛恩荣 车辆人机工程学 M 北京理工大学出版社 1999 154 174 10 刘鸿文 简明材料力学 M 北京高等教育出版社 1997 254 257 11 美 J 厄尔贾维克 汽车手动减速器和变速驱动桥 北京机械工业出版社 1998 12 张祖立 机械设计 M 中国农业出版社 2004 8 13 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波 机械设计课程设计 M 东北大学出版社 2008 7 14 周静卿 张淑娟 赵凤芹 机械制图与计算机绘图 M 中国农业大学出版社 2005 6 15 马玉民 汽车减速器齿轮的强度就算 J 吉林工业大学学报 1981 4 2 01 50 61 16 蔡炳炎 机械式汽车减速器速比优化设计及扭转振动分析 D 武汉理工大学 汽 车工程学院 2005 5 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