变速器设计说明书-正文

中间轴机械变速器课程设计 1 第 1 章 变速器主要参数的计算及校核 学号 15 最高车速 113Km hmaxU 发动机功率 65 5KWeP 转矩 206 5NmmaxeT 总质量 ma 4123Kg 转矩转速 nT 2200r min 车轮 R16 选 6 00R16LT 1 1 设计的初始数据 表 1 1 已知基本数据 车轮 R16 选 6 00R16LT 查 GB T2977 2008 r 337mm 1 2 变速器传动比的确定 确定 档传动比 汽车爬坡时车速不高 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 sin co0emaxGfriTTg max g 1 1 式中 作用在汽车上的重力 GgG 汽车质量 m 重力加速度 g4239 8045 mN 最高车速 Km hmaxU 发动机率 KwmaxeP 额定转矩 maxeT总质量 Kga 转矩转速 r minTn 主减速器传 动比 0i 车轮半径 mmr 113 65 5 206 5 4123 2200 4 36 337 中间轴机械变速器课程设计 2 发动机最大转矩 maxeTmNTe 174max 主减速器传动比 0i 0 36i 传动系效率 T 8T 车轮半径 r 7r 滚动阻力系数 对于货车取 f 02 f 爬坡度 30 换算为 16 则由最大爬坡度要求的变速器 I 档传动比为 1 2 Tergimi 0ax1 4239 804 375 165 驱动轮与路面的附着条件 1 3 rTgi01emax 2G 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷 2G 取8 0 7 75 1gi 2max064123980 37 9 64 reTi 综上可知 取15 7gi 15 gi 其他各档传动比的确定 按等比级数分配原则 qiigg 54321 1 4 式中 常数 也就是各挡之间的公比 因此 各挡的传动比为 q 41qig 32ig2qig ig4 n 5 81 高档使用率比较高 低档使用率比较低 所以可使高档传动比较小 所以取其他各挡 中间轴机械变速器课程设计 3 传动比分别为 2gi3 7q 23 4giq 1 5giq 1 3 中心距 A 1 3 1 初选中心距 可根据下述经验公式 31maxgeAiTK 1 5 式中 变速器中心距 mm 中心距系数 商用车 A 6 98 AK 发动机最大转矩 N m maxeT 变速器一挡传动比 1i 51gi 变速器传动效率 取 96 g 发动机最大转矩 maxeTmax206 eTN 则 31maxgeAiK 3 8 69 589 407 初选中心距 A 1 3 2 变速器的轴向尺寸 货车变速器壳体的轴向尺寸 mm 2 730 2 730 9625 8A 1 4 齿轮参数及齿轮材料的选择 1 4 1 齿轮模数 同步器与啮合套的接合齿多采用渐开线齿形 出于工艺性考虑 同一变速器的接 合齿采用同一模数 轻中型货车为 2 0 3 5 选取较小的模数并增多齿数有利于换挡 变速器一档及倒档模数为 3 5mm 其他档位为 3 0 中间轴机械变速器课程设计 4 1 4 2 齿形 压力角 及螺旋角 根据刘维信的 汽车设计 表 6 3 汽车变速器齿轮的齿形 压力角及螺旋角分别 为 表 1 2 齿形 压力角 螺旋角 GB1356 78 规定的标准齿形 0202 6 选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消 为此 中间轴上的 全部齿轮一律取右旋 而第一 第二轴上的斜齿轮一律取左旋 其轴向力经轴承盖由 壳体承受 1 4 3 齿宽 b 通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b 直齿 为齿宽系数 取为 4 4 8 0 小齿轮取 8 0 大齿轮取 7 0 mkc c 斜齿 取为 7 0 8 6 小齿轮取 8 0 大齿轮取 7 0 nb 一档及倒档小齿轮齿宽 mm 大齿轮齿宽 285 30 b3 5724 b 其他档位小齿轮齿宽 mm 大齿轮齿宽 4 801 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些 以提高传动的平稳性和齿轮的寿命 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 取 2 5mm 1 4 4 齿顶高系数 0f 一般规定齿顶高系数取为 1 00 1 4 5 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 30 50HBS 左右 为提高抗胶合性能 大 小轮应采 中间轴机械变速器课程设计 5 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 8 1 25 3 法m 时渗碳层深度 0 9 1 3 法 时渗碳层深度 1 0 1 3法 表面硬度 HRC58 63 心部硬度 HRC33 48 对于氰化齿轮 氰化层深度不应小于 0 2 表面硬度 HRC48 53 12 对于大模数的重型汽车变速器齿轮 可采用 25CrMnMO 20CrNiM O 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 1 5 一档齿轮参数的计算 齿轮校核 受力计算 图 3 1 中间轴式五档变速器简图 1 5 1 一挡齿轮参数的计算 中间轴一挡齿轮齿数 货车可在 12 17 之间选用 最小为 12 14 取 102Z 一挡齿轮为斜齿轮 一挡传动比为 1092gi 1 6 为了求 的齿数 先求其齿数和 9Z10 hZ 中间轴机械变速器课程设计 6 nhmAZ cos2 1 7 51 25 取 51 296cos13 5 即 51 12 399Zh10 对中心距 进行修正A 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h hZ 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AA 依据 理论中心距 95 59mm 109n0cos2m hZ3 5 29 cos 1 8 对一挡齿轮进行角度变位 端面压力角 tan tan cos t t n10 9 1 9 21 29 t 端面啮合角 cos t t toAcs 1 10 21 9 t 由表 14 1 21 查得 0 196tinva 82t 齿轮齿数之比 3 5 01u 变位系数之和 nt t109na2 iviz 1 11 中间轴机械变速器课程设计 7 0 117 查图 14 1 4 选择变位系数线图 可知 则 1 ah 20 10 37nx 90 1nx 计算 精确值 A 109ncos2m hZ 1 12 910 6 当量齿数 3v9910z cos49s2 6 10 15c 根据齿形系数图可知 9 4 57y 一挡齿轮参数 分度圆直径 3 5 39 cos21 61 146 39mm109n9cos m zd 3 5 12 cos21 61 45 17mm1010 中心距变动系数 96 95 59 3 5 0 117nn Ay 齿顶变动系数 0 117 0 1171 0 0001 x 齿顶高 2 835mm n9an9yhm 4 57mm1010 x 齿根高 5 04mmn9an9cf 3 3mm 1010hmxf 齿高 7 875mm9fa 齿顶圆直径 152 06mm92ad 54 31mm1010ha 齿根圆直径 136 31mm99ff 中间轴机械变速器课程设计 8 38 57mm10102ffhd 1 5 2 一挡齿轮强度的计算 1 齿轮弯曲应力的计算 2 图 3 2 齿形系数图 斜齿轮弯曲应力 w KyzmTcngw3os2 1 13 式中 计算载荷 N mm gT 法向模数 mm nm 齿数 z 斜齿轮螺旋角 中间轴机械变速器课程设计 9 应力集中系数 K5 1 K 齿形系数 可按当量齿数 在图 2 1 中查得 y 3coszn 齿宽系数 c 6 807 c 重合度影响系数 K2 K 1 计算一挡齿轮 9 10 的弯曲应力 9w 10 ymzTcnw9310219os 033 4cos2 61 5 57 26aaMPP KyzTcnw103910os2 中 0330 cos21 6 51 4578 274aa 2 齿轮接触应力的计算 bzgjdbET 1cos18 0 1 14 式中 轮齿的接触应力 MP a j 计算载荷 N mm gT 节圆直径 mm d 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 主 从动齿轮节点处的曲率半径 mm 直齿轮 z sinzr 斜齿轮 sinbr 2cosinzr 2co 主 从动齿轮节圆半径 mm zrb 中间轴机械变速器课程设计 10 弹性模量 2 06 105 N mm 2 大齿轮齿宽 7 3 5 24 5mm 小齿E nccmKb 轮齿宽 21mm 表 1 3 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 MPaj 齿轮类型 一挡和倒挡 常啮合齿轮和高挡 渗碳齿轮 1900 2000 1300 1400 液体碳氮共渗齿轮 950 1000 650 700 1 计算一挡齿轮 9 10 的接触应力 mm210910sin co8 zd mm9 52b 910 99219cos48 0bzjdET 5 30 3461 0 58s2 8 2 95 126419aaMPP 21010109 8cos 6j zbTEbd 5 33 1 4 057cs 8 2 5 12 81902aaMPP 1 5 3 一挡齿轮受力的计算 3219 4195 68N 69tTFd N32100 2 5t 9n10ta 3 68tan cos1 654 1cosrF 中间轴机械变速器课程设计 11 10n9ta4682 5 tan0 cos21 65748NcosrF a9t103 t 10t9Fn46825an167 1 6 常啮合齿轮参数的计算 齿轮校核 受力计算 1 6 1 常啮合齿轮参数的计算 求出常啮合传动齿轮的传动比 1 15 910g12Zi 5 3 78 因常啮合传动齿轮副的中心距与一挡齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相等 初选 即21 0 1 16 21cos ZmAn 1 17 n21 96cos013 由式 1 15 1 17 得 则 12Z 1092gZi 35 2 表 1 4 对常啮合齿轮进行角度变位 理论中心距 mm 0A 端面压力 角 t 端面啮合 角 t 变位系数 nx精确 值 当量齿 数 vz 齿形系数 y 97 3 21 1 18 9 0 18 8 0 618 19 38 26 47 0 15 2 0 118 中间轴机械变速器课程设计 12 表 1 5 常啮合齿轮参数 mm 分度圆直径 d 齿顶高 ah齿根高 fh12中心距变动 系数 ny 齿顶高变动 系数 ny 1a21f2f 69 96 124 02 0 456 0 028 3 47 2 06 4 186 5 6 齿顶圆直径 ad齿根圆直径 fd全齿高 h1ad2 1fd2f 6 66 76 9 128 14 61 59 122 81 1 6 2 常啮合齿轮强度的计算 表 1 6 常啮合齿轮的接触应力与弯曲应力 弯曲应力 w aMP2501 接触应力 j aMP2019 a w mm9b mm10z 1ja 2j a 122 44 149 89 13 44 23 83 743 14 724 46 1 6 3 常啮合齿轮受力的计算 表 1 7 常啮合齿轮的受力 圆周力 N tF径向力 N rF轴向力 N aF1t2t1r2r12 5210 63 5332 2 2164 76 2057 33 1917 61 1875 67 1 7 二档齿轮参数的计算 齿轮校核 受力计算 1 7 1 二档齿轮参数的计算 二挡齿轮为斜齿轮 模数与一挡齿轮相同 初选 782 1 18 8172Zi 中间轴机械变速器课程设计 13 2187Zi 3 82 19 1 19 87ncos mA n872Z 96cs253 0 由式 1 18 1 19 得 74018 则 8172Zi 39 表 1 8 对二档齿轮进行角度变位 理论中心距 mm 0A 端面压力 角 t 端面啮合 角 t 变位系数 nx精确 值 当量齿 数 vz 齿形系数 y 95 45 21 43 22 25 0 35 0 18 3 21 99 51 24 0 15 0 17 表 1 9 二档齿轮参数 mm 分度圆直径 d 齿顶高 ah齿根高 fh78中心距变动 系数 ny 齿顶高变动 系数 ny 7a87f8f 129 4 61 47 0 183 0 0159 3 05 2 5 2 7 4 3 齿顶圆直径 ad齿根圆直径 fd全齿高 h7ad8 7fd8f 5 748 135 516 66 47 124 02 52 874 1 7 2 二挡齿轮强度的计算 表 1 10 二档齿轮的接触应力与弯曲应力 中间轴机械变速器课程设计 14 弯曲应力 w aMP2501 接触应力 j aMP2019 7a 8w mm7b mm8z 7ja 8j a 198 34 236 25 73 12 22 1030 77 1057 37 1 7 3 二挡齿轮受力的计算 表 1 11 二档齿轮的受力 圆周力 N tF径向力 N rF轴向力 N aF7t8t7r8r78 10223 76 10758 09 4013 07 4222 8 4128 59 4344 36 1 8 三档齿轮参数的计算 齿轮校核 受力计算 1 8 1 三档齿轮参数的计算 1 三挡齿轮为斜齿轮 模数与一挡齿轮相同 初选 5623 1 20 21365Zi 49 5 1 21 65cos2 mAn n65Z9cos235 0 由式 1 20 1 21 得 则 534 25661523Zi 42 1 表 1 12 对三档齿轮进行角度变位 理论中心距 mm 0A 端面压力 角 t 端面啮合 角 t 变位系数 nx精确 值 当量齿 数 vz 齿形系数 y 中间轴机械变速器课程设计 15 96 14 21 57 21 35 0 292 0 21 1 22 99 44 32 0 125 0 162 表 1 13 三档齿轮参数 mm 分度圆直径 d 齿顶高 ah齿根高 fh56中心距变动 系数 ny 齿顶高变动 系数 ny 5a65f6f 110 80 81 47 0 047 0 0344 3 74 2 23 3 117 4 626 齿顶圆直径 ad齿根圆直径 fd全齿高 h5ad6 5fd6f 6 85 118 32 85 92 104 57 72 22 1 8 2 三档齿轮强度的计算 表 1 14 三档齿轮的接触应力与弯曲应力 弯曲应力 w aMP2501 接触应力 j aMP2019 5a 6w mm5b mm6z 5j a 6jaP 157 215 22 36 16 44 898 7 861 46 1 8 3 三挡齿轮受力的计算 表 1 15 三档齿轮的受力 圆周力 N tF径向力 N rF轴向力 N aF5t6t5r6r56 7714 44 8117 09 3050 08 3209 28 3273 3443 82 1 9 四档齿轮参数的计算 齿轮校核 受力计算 1 9 1 四档齿轮参数的计算 1 四挡齿轮为斜齿轮 模数与一挡齿轮相同 初选 342 中间轴机械变速器课程设计 16 1 2143Zi 22 1 539 087 1 43cos2 ZmAn 23 n4343sZ 96cos25 0 由 1 22 和 1 23 得 32814 则 4134Zi 928 6 表 1 16 对四档齿轮进行角度变位 理论中心距 mm 0A 端面压力 角 t 端面啮合 角 t 变位系数 nx精确 值 当量齿 数 vz 齿形系数 y 96 87 21 72 20 37 0 35 0 73 24 68 42 43 0 176 0 144 表 1 17 四档齿轮参数 mm 分度圆直径 d 齿顶高 ah齿根高 fh34中心距变动 系数 ny 齿顶高变动 系数 ny 3a43f4f 91 94 101 79 0 29 0 093 4 33 2 68 4 8 5 95 齿顶圆直径 ad齿根圆直径 fd全齿高 h3ad4 3fd4f 中间轴机械变速器课程设计 17 9 13 100 56 107 15 82 34 89 89 1 9 2 四档齿轮强度的计算 表 1 18 四档齿轮的接触应力与弯曲应力 弯曲应力 w aMP2501 接触应力 j aMP2019 3a 4w mm3b mm4z 3j a 4jaP 122 69 195 92 18 84 20 85 754 17 773 61 1 9 3 四挡齿轮受力的计算 表 3 19 四档齿轮的受力 圆周力 N tF径向力 N rF轴向力 N aF3t4t3r4r34 6174 24 6496 7 2459 71 2588 18 2747 65 2891 15 1 10 倒档齿轮参数的计算 齿轮校核 受力计算 1 10 1 倒档齿轮参数的计算 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12Z 后 可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 初选 23 14 则 13Z A312 mm 1 24 cos2120ZmAn 中 倒 3 546 75 倒挡齿轮参数 分度圆直径 3 5 14 49mm12n12dz 齿顶高 mm3 5ahm 齿根高 4 375mm 12anfc 齿高 7 875mm12f 中间轴机械变速器课程设计 18 齿顶圆直径 56mm12a12hd 齿根圆直径 40 25mmff 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 间隙取 5mm 1215eeDA 0121 ee 133mm1eZm 36 计算倒挡轴和第二轴的中心距 A 213 z 103 25mm 表 1 20 倒档齿轮参数 mm 分度圆直径 d齿顶高 ah齿根高 fh1131a131f13f 126 80 5 3 5 3 5 4 375 4 375 齿顶圆直径 ad齿根圆直径 fd全齿高 h1ad13 1fd13f 7 875 133 87 5 117 25 71 75 1 10 2 倒档齿轮强度的计算 1 弯曲应力 12312fwncTKzmy 倒 33789 2165 10 44 中间轴机械变速器课程设计 19 405 7085aaMPP 2 接触应力 mm12sin 3bd 12121320 48coj bTE 倒 53 601 09s8 76 182 712aaMPP 表 1 22 倒档齿轮的接触应力与弯曲应力 弯曲应力 w aMP2501 接触应力 j aM09 w 13wa mm1b mm13z 1j aP 13ja 405 7 409 61 22 14 13 76 1401 81 1742 68 1 10 3 倒挡齿轮受力的计算 3120 651495 1N49tTFd 倒12tan2 r 表 1 23 倒档齿轮的受力 圆周力 N tF 径向力 N r1t 1r 12190 3 3115 52 中间轴机械变速器课程设计 20 第二章 轴及轴上支承的计算及其校核 2 1 轴承的选择及寿命验算 2 1 1 滚针轴承的选择及寿命验算 1 输出轴五档齿轮滚针轴承的选择 对货车轴承寿命要求是 25 万 km 由刘维信汽车设计表 6 9 变速器各档的相对工 作时间或使用率 可知 hgif 631 755 ghgfLf h69 4320 86125 amhVSL 由 r min 3187n7 50max得与 irg 中间轴机械变速器课程设计 21 KN8 21 rF 根据式 7 2 1 TndmhfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 297 0 1 Tdmnh fffff KN 48 5 C 根据式 7 2 6 0PSC 查表 7 2 29 KN8 20 rF 查表 7 2 31 KN8 2 1 0 查表 7 2 85 选择滚针轴承 表 2 1 五档滚针轴承参数 基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 40 48 30 45 2 86 8 6300 9000 4083k 30 14 2 7 轴承寿命验算 45 80 24 31 PCL 由 h6317893 1696 606 nLhh得 故所选轴承合格 根据速比极差计算各档转速 中间轴机械变速器课程设计 22 5maxgiU4axgi3maxgi2axgiU1maxgi n n n 即 r min r min r min r min419 3n 3916 2594 1379 2 输出轴四档齿轮滚针轴承的选择 由刘维信汽车设计表 6 9 变速器各档的相对工作时间或使用率 可知gif h2957 1644 ghgfLf KN18 3 rF 根据式 7 2 1 TndmhfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 293 0 7 1 Tdmnh fffff KN 4 1 C 根据式 7 2 6 0PS 查表 7 2 29 KN18 30 rF 查表 7 2 31 KN18 3 0 C 查表 7 2 85 选择滚针轴承 表 2 2 四档滚针轴承参数 基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0 脂 油 gwK 型 1B1H 35 42 30 37 8 72 5 7000 1000 0 62 35420k 30 14 2 3 轴承寿命验算 中间轴机械变速器课程设计 23 1037 8 9CLP 由 66 450 829701n 故所选轴承合格 3 输出轴三档齿轮滚针轴承的选择 由刘维信汽车设计表 6 9 变速器各档的相对工作时间或使用率 可知gif h8 95273 533 ghgfLf KN068 43 rF 根据式 7 2 1 TndmhfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 391 0 7 1 Tdmnh fffff KN 460 C 根据式 7 2 6 0PS 查表 7 2 29 KN68 40 rF 查表 7 2 31 KN068 4 1 0 KNC 查表 7 2 85 选择滚针轴承 表 2 3 三档滚针轴承参数 基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 38 46 30 44 82 5 6700 9500 38460k 30 14 2 7 轴承寿命验算 中间轴机械变速器课程设计 24 1034 2798 6CLP 由 h 6 03 45927 801n 故所选轴承合格 4 输出轴二档齿轮滚针轴承的选择 由刘维信汽车设计表 6 9 变速器各档的相对工作时间或使用率 可知gif h3 1576 1622 ghgfLf KN35 rF 根据式 7 2 1 TndmhfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 48 0 97 1 Tdmnh fffff KN3 1 C 根据式 7 2 6 0PS 查表 7 2 29 KN35 0 rF 查表 7 2 31 KN35 1 0 C 查表 7 2 85 选择滚针轴承 表 2 4 二档滚针轴承参数 基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 50 58 30 49 8 105 5000 7000 95 5083k 30 14 2 7 轴承寿命验算 中间轴机械变速器课程设计 25 10349 8 6 5CLP 由 h 66109 107 54Ln 故所选轴承合格 5 输出轴一档齿轮滚针轴承的选择 由刘维信汽车设计表 6 9 变速器各档的相对工作时间或使用率 可知gif h473269 11 ghgfLf KN706 3 rF 根据式 7 2 1 TndmhfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 490 7 1 Tdmnh fffff KN6 07 1 C 根据式 7 2 6 0PS 查表 7 2 29 KN76 0 rF 查表 7 2 31 KN706 1 0 C 查表 7 2 85 选择滚针轴承 表 2 5 一档滚针轴承参数 基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 50 58 30 50 8 108 5000 7000 95 5083k 30 14 2 7 轴承寿命验算 中间轴机械变速器课程设计 26 1035 8 6 67CLP 由 h 661085 3102 479Ln 故所选轴承合格 6 倒档齿轮滚针轴承的选择 h KN69 4732 倒hL12 3 rF 根据式 7 2 1 TndmfPC 查表 7 2 31 表 7 2 26 可知 0 1 8 2 1 5 482 0 97 1 Tdmnh fffff 69 3 1 C 根据式 7 2 6 0PS 查表 7 2 29 KN12 30rF 查表 7 2 31 KN12 3 0 KNC 查表 7 2 85 选择滚针轴承 表 2 6 倒档滚针轴承参数 基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 30 35 27 26 8 55 8 8000 1200 0 33 30527k 27 14 1 7 轴承寿命验算 10326 8 97 CLP 中间轴机械变速器课程设计 27 由 h 6610297 103259hLn 故所选轴承合格 倒档轴齿轮 11 12 表 2 7 倒档齿轮滚针轴承参数 基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0 脂 油 wK 型 1B1H 40 48 30 45 2 86 8 6300 9000 4083k 30 14 2 7 2 1 2 圆锥滚子轴承的选择及寿命验算 1 第二轴两端轴承的选择 初选轴承型号 32206 和 32308 因为挂 I 档时齿轮所受圆周力 轴向力 径向力最大 所以两个圆锥滚子轴承在 挂 I 档时所受力最大 N N76 0 reF695 80 aeF 根据力的径向平衡条件有 N1r128324 7rer Nr50F053rrF 轴承的转速为 352r min 计算两轴承寿命 附加轴向力 N1264 7 8rdFY N205 3 09rd 因为 轴系有向右移动的趋势 由于轴承 1 被轴承盖顶住而压紧 12daeF 所以轴承 I 被 压紧 轴承 II 被 放松 所以被 压紧 的轴承工作所受的总轴向力 必须与 相平衡 即1aF2daeF 中间轴机械变速器课程设计 28 21daeF 轴承 I N12605 98 657 8aedF 173 4 ar e KN110 40 261 758 14 2rraPY 轴承 II N2 09adF265 273r e KN0 5rP 轴承的名义寿命 L 以 转为单位 611035 6 84 2CP 由 h 6610 8108 9352Ln 故所选轴承合格 中间轴两端圆锥滚子轴承的选择 初选轴承型号 32308 和 32306 因为挂 I 档时齿轮所受圆周力 轴向力 径向力最大 所以两个圆锥滚子轴承在 挂 I 档时所受力最大 N N105748reF 10586 7aeF 根据力的径向平衡条件有 N1r12397 3rer Nr205F68rrF 轴承的转速为 1137r min 计算两轴承寿命 中间轴机械变速器课程设计 29 附加轴向力 N1397 810 42rdFY N26 5 9rd 因为 12daeF 所以轴承 I 被 压紧 轴承 II 被 放松 所以被 压紧 的轴承工作所受的总轴向力 必须与 相平衡 即1aF2daeF 21dea 轴承 I N12453 986 79 6aedF 11 ar e KN110 40 43798 629 1 06rraPY 轴承 II N25 adF243 90 26178r e N2 1rP 轴承的名义寿命 L 以 转为单位 61010315 8 62 rCP 由 h 661083 09 7Ln 故所选轴承合格 10238 5 7689 rCLP 中间轴机械变速器课程设计 30 故所选轴承合格 2 2 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 表面光 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 3 轴的校核计算 2 3 1 初选轴的直径 已知中间轴式变速器中心距 96mm 第二轴和中间轴中部直径 轴的A0 45dA 最大直径 和支承距离 的比值 dL 对中间轴 0 16 0 18 对第二轴 0 18 0 21 Ld 第一轴花键部分直径 mm 可按式 5 1 初选d 2 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 23 64 27 19mm 取 25mm 第二 14 062 5d 1d 轴最大直径 43 2 57 6mm 取 50mm 中间轴最大直径 2max0 59d 43 2 57 6mm 取 50mm 964 max maxd 第二轴 第一轴及中间轴 21 08 2maxL 18 06 max1 Ld 第二轴支承之间的长度 238 287 77mm 中间轴支承之间的长度2 287 77 325 5mm 第一轴支承之间的长度 138 88 156 25mmL 1 中间轴机械变速器课程设计 31 图 2 3 轴的尺寸图 2 3 2 轴的刚度校核 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 2 2 cf sf 2 3 2 4 计算 2 2 4 2r2r3aF6ELdbIfc 2 3 4 22Iftts 2 4 43aF63ELdbIbaFrr 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 轴的直径 mm 花I 64dI d35 d34 d33 d32 d24d25 d23 d22 d21 d31 中间轴机械变速器课程设计 32 键处按平均直径计算 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 mm mm 齿轮所在平面的转角不应超过 10 5 cf 15 sf 0 002rad 图 2 4 第二轴受力分析 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 N9135 68tF 95462 1rF mm mm mm mm2150da23b8 43L 2 5 421 9r9aEdfc mm mm0 35 10 2 6 ELdbFft42199sa6 mm mm0 8515 0 mm mm 2 7 29936csff 2 中间轴机械变速器课程设计 33 rad rad 2 8 42199r93aF6ELdb 0 19 02 二档时 N N70 6t 73 rF mm mm mm25d a15m14b 281 43L 427r73aEdfc mm mm0 9 10 5 0 ELdbFft4277s3a6 0 0745 mm15 0 mm mm2778csff rad rad 4273aF6ELdbr 095 02 三档时 N N571 t 53 8rF mm mm mm 2346da90m914b21 43L4235r5a6ELdfc mm mm0 1 10 ELdbFft4235s5a6 mm mm0 115 0 mm mm2556csff rad rad 4235aF6ELdbr 0 1395 02 中间轴机械变速器课程设计 34 四档时 N N36174 2tF 3459 71rF mm mm mm24da0mb28 43L423r3aEdfc mm mm0 16 10 5 ELdbFft423s3a mm mm0 115 0 mm mm233csff rad rad 4233aF6ELdbr 0 2 0 倒档时 N N19 7t r1436 89F mm mm mm48d 倒 a238m b 21 43L 421r1a6倒Edfc mm mm0 0 5 ELdbFft421s13a6倒 mm mm0 875 0 mm mm211csff 2 rad rad 413aF64倒ELdbr 0 197 0 3 中间轴刚度 中间轴机械变速器课程设计 35 图 2 5 中间轴受力分析 一档时 N N104682 5tF 10748rF mm mm mm239d a9m9 3b2 6L4120r10a中ELdfc mm mm 3 5 dbFft4120s10a6中 mm mm 515 mm mm2621010 scff 20 rad rad 41103aF64中ELdbr 134 二档时 N N8075 9t 82 rF mm mm mm235d a13m134b34 62L428r8a6中ELdfc mm mm0 35 10 5 dbFft428s8a6中 mm mm0 9315 0 中间轴机械变速器课程设计 36 mm mm10634 288 scff 2 rad rad 4283aF6中ELdbr 590 三档时 N N6817 09t 632 8rF mm mm mm247d a3m14b324 6L4326r6a中ELdfc mm mm0 79 10 5 dbFft4326s6a中 mm mm0 1915 0 mm mm266csff 2 rad rad 436aF中ELdbr 0 1390 四档时 N N469 7t 4258 rF mm mm mm256d a103m13b24 6L 42r4a中ELdfc mm mm0 1 10 5 dbFft42s43a6中 mm mm0 515 0 mm mm244769csff 2 rad rad 443aF6中ELdbr 0 0 中间轴机械变速器课程设计 37 2 3 3 轴的强度校核 1 第二轴的强度校核 图 2 6 第二轴剪力图与弯矩图 一档时挠度最大 最危险 因此校核 水平面 1 求水平面内支反力 HARB 由平衡方程 得 A 与 B 端得支反力分别为 0 M N 2 9 92135 689 432 87tHAFL 中间轴机械变速器课程设计 38 N 9135 6812903 84tHBFLR 2 10 2 建立剪力与弯矩方程 由于在截面 C 处作用有集中载荷 故应以该截面为分界面 将梁划分为 AC9tF 与 CB 两段 分段建立剪力与弯矩方程 对于 AC 段 选 A 点为原点 并用坐标 表示横截面的位置 则由上图可知 1X 该梁段得剪力与弯矩方程分别为 N 0 2 11 9214 87tSHAFLR 1XL 0 2 12 12911XMt 1 对于 CB 段 选 B 点为原点 并用坐标 表示横截面的位置 则由上图可知 2 该梁段得剪力与弯矩方程分别为 N 0 2 13 912 03 8tSHBFLR 2XL 0 2 14 21922 XMt 2 3 画剪力图与弯矩图 根据式 a 与 c 画剪力图 根据式 b 与 d 画弯矩图 如图 4 6 所示 中间轴机械变速器课程设计 39 图 2 7 中间轴剪力图与弯矩图 垂直面 1 求垂直面内支反力 VARB 由平衡方程 得 A 与 B 端得支反力分别为 0 BM N 2 15 92135 689 4327 96tVFL N 2 16 18 rBR 中间轴机械变速器课程设计 40 2 建立剪力与弯矩方程 由于在截面 C 处作用有集中载荷 故应以该截面为分界面 将梁划分为 AC9tF 与 CB 两段 分段建立剪力与弯矩方程 对于 AC 段 选 A 点为原点 并用坐标 表示横截面的位置 则由上图可知 1X 该梁段得剪力与弯矩方程分别为 N 0 2 17 921473 6rSVAFLR 1XL 0 2 18 12911XMr 1 对于 CB 段 选 B 点为原点 并用坐标 表示横截面的位置 则由上图可知 2 该梁段得剪力与弯矩方程分别为 N 0 2 19 912378 rSVBFLR 2XL 0 2 20 21922XMr 2 3 画剪力图与弯矩图 根据式 a 与 c 画剪力图 根据式 b 与 d 画弯矩图 如图 4 7 所示 按第三强度理论得 N m 2 21 221358076HVMT 2 22 3214 87Pa4Pad 中间轴机械变速器课程设计 41 参考文献 1 刘惟信 汽车设计 M 北京 清华大学出版社 2001 2 王望予 汽车设计 M 北京 机械工业出版社 2000 3 李风平 机械图学 M 沈阳 东北大学出版社 2003 4 甘永立 几何量工差与检测 M 上海 上海科学技术出版社 2003 5 陈家瑞 汽车构造 M 下册 第三版 北京 人民交通出版社 1997 6 高延龄 汽车运用工程 M 第二版 北京 人民交通出版社 2001 7 清华大学 余志生 汽车理论 M 第2版 北京 机械工业出版社 1998 8 钟建国 廖耘 刘宏 汽车构造与驾驶 M 长沙 中南大学出版社 2002 9 肖盛云 徐中明 汽车运用工程基础 M 重庆 重庆大学出版社 1997 10 梁治明 材料力学 M 辽宁 高等教育出版社出版 1985 11 The Motor Vehicle Newton Steeda Garrett 1962 12 Car Pollution Posted by Stephen