微型面包车变速器的设计

微型面包车变速器的 xx 科 技 学 院 机械与汽车工程学院 汽车零部件专项设计说明书 班 级 学 号 学生姓名 指导教师 完成日期 目录 1 概述 ?????????????????????????????? 1 1.1专项设计题目，任务与分析?????????????????? 1 1.1.1设计题目:微型面包车变速器 ?????????????? 1 1.1.2设计功用分析 ????????????????????? 2 1.1.3 变速器的功用????????????????????? 2 1.1.4变速器主要参数的选择与计算 ?????????????? 2 2 变速器的方案设计 ???????????????????????? 3 2.1 传动方案和零部件方案确定 ????????????????? 3 2.1.1传动方案确定 ????????????????????? 3 2.1.2 零、部件结构方案分析????????????????? 4 2.2 变速器主要参数的选择 ??????????????????? 5 2.2.1档数 ????????????????????????? 5 2.2.2 传动比范围?????????????????????? 5 2.2.3 最低档传动比计算??????????????????? 5 2.2.4 其他各档传动比初选?????????????????? 6 2.2.5 中心距A的确定???????????????????? 7 2.2.6 外形尺寸??????????????????????? 7 2.2.7 齿轮参数选择????????????????????? 7 2.2.7.5 各档齿轮齿数的分配 ?????????????????? 10 3 齿轮参数选择 ?????????????????????????? 16 3.1 各档齿轮参数 ??????????????????????? 16 3.2齿轮的校核????????????????????????? 20 3.2.1 齿轮的损坏形式???????????????????? 20 3.2.2 齿轮加工方法及材料?????????????????? 20 3.2.3 计算各轴的转矩???????????????????? 21 3.2.4 齿轮弯曲强度计算??????????????????? 21 3.2.5轮齿接触应力σ???????????????????? 25 j 3.2.6计算各挡齿轮的受力????????????????? 30 4 轴的强度计算 ?????????????????????????? 32 4.1 选择轴的材料 ??????????????????????? 32 4.2 初选轴的直径 ??????????????????????? 33 4.3.1 变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度????????? 34 4.3.2 变速器在二档工作时二轴和中间轴的刚度????????? 37 4.3.3 变速器在三档工作时二轴和中间轴的刚度????????? 38 4.3.4 变速器在四档工作时二轴和中间轴的刚度????????? 40 4.4 轴的强度计算 ??????????????????????? 40 4.4.1 各轴的支反力????????????????????? 41 4.4.2各轴的强度校核 ???????????????????? 43 4.5 轴承选择与校核 ?????????????????????? 46 4.5.1 变速器轴承选择???????????????????? 46 4.5.2 中间轴轴承型号???????????????????? 46 4.5.3 各挡时的支撑反力??????????????????? 46 4.5.4 计算各挡时的当量轴承载荷??????????????? 47 4.5.5 按路程系数(各挡行驶里程占行驶里程的百分比)计算各挡轴Fu 承的总当量载荷P ????????????????????? 48 m 4.5.6根据各轴承的总当量载荷P和承载容量C，按下式计算其寿命Lm (h) ??????????????????????????? 48 课程设计总结 ??????????????????????????? 49 参考文献 ????????????????????????????? 50 微型面包车变速器的设计 摘要:变速器是改变汽车运转速度或牵引力的装置，由许多直径大小不同的齿轮组成。通常装在发动机的主动轴和从动轴之间，是汽车传动系统中最主要的装置之一。本次，本小组的设计任务是某微型面包车的变速箱设计，本小组鉴于面包车的特点，选择中间轴式五档变速器，因为其有机构简单，传动效率高，噪声低，磨损小，寿命长的特点。 根据设计中给定的汽车轮距、轴距、车辆重量、满载重量、以及最高车速等参数可以初步确定变速器的内部结构，确定传动方案及零部件方案，包括齿轮，换挡机构和轴承等部件，根据轮胎的尺寸结合汽车设计、机械设计汽车理论的相关知识，确定其最小传动比，最大传动比，齿轮齿数，轴的尺寸分配等重要参数，根据上述参数，再结合理论力学、材料力学等相关知识，计算出相关的变速器参数病论证设计的合理性。 本次的变速器设计方案，设计过程严谨，此款手动变速器，进过校验，证明其能够符合题目功用要求。 关键字:变速器 齿轮 轴 1 概述 1.1专项设计题目，任务与分析 1.1.1设计题目:微型面包车变速器 设计变速器形式:中间轴式五档变速器 设计参数:满载质量 整备质量 最高车速 发动机最大功率 发动机最大转矩 车轮滚动半径 主减速比 η ? 传动系机械效率取0.96 设计要求: (1)画出手动机械式变速器的总装配图(1号或0号图纸); (2)画出所有手动机械式变速器内零部件图纸(需要标注装配尺寸、配合公差与明细栏，撰写装配技术要求等); (3)选取、设计和确定手动机械式变速器内各零部件结构、尺寸等，能实现所设计零部件的相关功能要求; 1 (4)校核手动机械式变速器内的关键零部件。 1.1.2设计功用分析 现代汽车采用的活塞式内燃发动机转矩变化范围较小，不能适应汽车在各种条件下阻力变化的要求，因此在汽车传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。变速器不但可以扩大发动机传动到驱动轮上的转矩和转速的变化范围，以适应汽车在各种条件下行驶的需要，而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒车，还能利用空档暂时的切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。 1.1.3 变速器的功用 (1)改变转速比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，比如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作; (2)在发动机旋转方向不变的情况下，使汽车能倒退行驶; (3)利用空档，中断动力传递，以使发动机能够启动、怠速，并变速器换挡或进行动力输出。 因此变速箱通常还设有倒挡，再不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶;设有空档，在滑行或者停车时发动机和传动系统能保持分离。变速器还应能进行动力输出。 为了保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的条件和基本要求: 1)应该合理的选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和( 经济性; (2)工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档，脱档和换挡冲击等现象发生;此外，还不允许出现误挂倒挡的现象; (3)操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度; (4)传动效力高、噪音小。为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接挡。此外，合理的齿轮形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减少噪声的有效措施; (5)结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本低; (6)制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长; (7)贯彻零件化、部件通用化以及总成系类化等设计要求，遵守有关标准规定; (8)需要时应设置动力输出装置。 1.1.4变速器主要参数的选择与计算 本次专项设计是在已知主要整车数据参数的情况下进行设计，已知的主要汽车整体参数如1-1所示: 2 rnua,0.377 igio 式中: -------汽车行驶速度(km/h); ua -------发动机转速(r/min); n -------车轮滚动半径(mm); r -------变速器传动比; ig -------主减速器传动比。 io 已知:最高车速==105Km/h;最高档为超速挡，传动比=1;车iguamaxvamax 轮滚动半径由所选用的轮胎165/70 R13得到=(165*0.7)+(13*25.4/2)r npn=280.6mm;发动机转速==3800r/min;由公式得到主减速器传动比计算公式: nr3800*280.6io,0.377,0.377*,3.828igua105 表1-1 整车主要参数 发动机最大功率 车轮型号 45kw 165/70 R13 发动机最大转矩 最高车速 85N*M 105km/h 最大功率时转速 满载质量 5600r/min 1620kg 最大转矩时转速 整备质量 3800r/min 995kg 2 变速器的方案设计 2.1 传动方案和零部件方案确定 2.1.1传动方案确定 此次设计的汽车是微型面包车，微型面包车大多为发动机中置，后轮驱动，采用中间轴式变速器，变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第二轴前端经轴承支撑在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将他们连接后可得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的使用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。中间轴式变速器的缺点为在除直接挡以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低。 -2所示的中间轴式五档变速器传动方案 本次专项设计采用如图1 3 图1-2 中间轴式五档变速器传动方案 此方案倒挡采用直齿轮传动，其余前进档均采用常啮合齿轮传动，其余档位换挡方式采用同步器，同步器选用锁环式同步器。 图1-3 倒挡布置方案 2.1.2 零、部件结构方案分析 2.1.2.1 齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 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、工作噪声低等有点;缺点是制造时复杂，工作时有轴向力，这对轴不利。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，并导致变速器的质 4 量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于倒挡。 2.1.2.2换挡机构形式 倒挡采用直齿滑动齿轮换挡，其余档位换挡方式采用同步器。 2.1.2.3变速器轴承 作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或者其他部位的地方以及齿轮与轴做不固定连接处应安置轴承。变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形式的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承结构受到限制，常在布置上有困难。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般采用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6~20mm。 滚针轴承、滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大、易磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转进度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。 2.2 变速器主要参数的选择 2.2.1档数 此次专项设计的目标为微型面包车，满载质量为1620kg，采用五档变速器。 2.2.2 传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值。最高档通常是直接挡，传动比为1.0;有的变速器最高档为超速挡，传动比为0.7~0.8.影响最低档传动比选取的因素有:发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着能力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.0~4.5之间，此次研究目标为微型面包车，属于乘用车范围，我们小组选取的传动比为4.0。 2.2.3 最低档传动比计算 一档传动比应该满足最大驱动力用于克服车胎与路面的滚动阻力以及最大爬坡力 egotTiinmax***,mg*,max rr maxrmgr,ig1 ,Temaxi0nt 5 已知: -------------最大转矩，=85N*M; TemaxTemax -------------车轮滚动半径，=280.6mm; rrrr -------------主减速器减速比，=3.828; i0i0 -------------汽车重力，=1620*9.8; mgmg -------------传动系统传动效率，该车变速器为有级机械变速器传动系，其nt 传动效率可 取为0.9~0.92，本次取=0.9; nt ,max,f，if，为滚动阻力系数，假设为一班的沥青或者混凝土路面，取 f=0.0.2;为坡度阻力，此次选取道路为山岭重丘区，道路坡度为9%，=0.28;ii ,max,f，i=0.30。 代入公式可得: 1620*9.8*0.30*280.6ig,,4.563 85*1000*3.828*0.9 根据车轮与路面的附着条件则 egtmax0Tiin ,G2,rr G2rr, ig1,Temaxi0nT ,为附着系数，它是由轮胎与路面决定的。在良好的混凝土或者沥青路面上， ,路面干燥时值为0.7~0.8，路面潮湿时为0.5~0.6;假设路面情况为干燥的混凝 ,,土路面，为0.7~0.8，取=0.75，=995kg。 G2 代入公式可得 995*9.8*0.75*280.6ig1,,7.008 85*1000*3.828*0.9 4.653,ig1,7.008 ig1由于本车型为微型面包车且无超速挡，一档初选传动比不用过大，取=5.0。 2.2.4 其他各档传动比初选 各档传动比为等分配原则: 1234iiii ,,,,q2345iiii 6 i144q,,5.0,1.5i5 q为常数，也就是各档之间的公比，一般认为q不宜大于1.7~1.8。所以q=1.5 i15.0i3,2.22i4,1.50符合要求。，同理，，=1.0。 i,,,3.332i5q1.5 2.2.5 中心距A的确定 文中设计为中间轴式变速器，初选中心距可以根据经验公式计算 3 A,KTinAemax1g ——变速器中心距(mm); A K ——中心距系数，乘用车K=8.9~9.3; AA T——发动机最大转距=85(N.m); emax i ——变速器一档传动比为5.0; 1 , ——变速器传动效率，取96%。 g 3将其中各参数代入公式可得 A,KTinAemax1g 3A,KA*85*5.0*0.96 A,(8.9~9.3)*7.42,(66.01~68.98) 乘用车变速器的中心距的变化范围为60~80mm，初选A=67mm。 2.2.6 外形尺寸 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。 影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸为(3.0~3.4)A。 轴向尺寸范围为201~227.8mm。 2.2.7 齿轮参数选择 2.2.7.1 模数 齿轮模数选取的一般原则: 7 (1)为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽; (2)为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽; (3)从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数; (4)从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。 对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器用齿轮模数的范围见表2-1 表2-1变速器常用齿轮模数 乘用车的发动机排量V/L 货车的最大总质量/t ma 车型 1.0,V,1.66.0,ma,14.0 ma,14.01.6,V,2.5 模数/mm 2.25~2.72.75~3.00 3.50~4.54.50~6.00 mn 5 0 所选车型为微型面包车，属于乘用车，排量小于1.6L。 所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。 汽车变速器常用的齿轮模数(摘自GB/T1357-1987) 表2-2汽车变速器常用的齿轮模数 第一111.— 2.— 2.— 3.— — — 4.— 5.— 6.系列 ..5 00 50 00 00 00 00 02 0 5 第二— — — 1.— 2.— 2.— 3.3.3.— 4.— 5.— 系列 75 25 75 25 50 75 50 50 从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应该选用不同的模数。在少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。 综合考虑文中设计齿轮模数选择为2.50。 初选齿轮模数m=2.5mm; mn齿轮法向模数=2.5mm。 2.2.7.2 压力角 齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声;压力角较大时，可提高齿轮的抗弯曲强度和表面接触强度。 理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用14.5?、15?、16?、16.5?等小些的压力角;实际上，因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?。啮合套或同步器的接合齿压力角有20?、25?、30?等，但普遍采用30?压力角。 本次专项设计为了便于进行角度变位，全部选用标准压力角20?。 2.2.7.3 螺旋角β 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上 8 同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图2-1所示 图2-1 中间轴轴向力的平衡 欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件: ,F,Ftana1n11 F,Ftan,a2A22 为使两轴向力平衡，必须满足: ,tanr11, tanr,22 式中: FF——作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力; a1a2 FF——作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力; n1n2 rr ——齿轮1、2的节圆半径; 12 T ——中间轴传递的转矩。 最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或者齿数和不同等原因而造成的中心距不等的现象得以消除。 斜齿轮螺旋角可以在下面提供的范围内选用 乘用车变速器中间轴式变速器22?~34? 2.2.7.4 齿宽b 齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。 选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受 9 力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数m()的大小来选定齿宽,=, mKmbbnCn 直齿，为齿宽系数，取为4.5~8.0; kcb,kcm b,kcmn 斜齿，取为6.0~8.5. kc b为齿宽(mm)。采用啮合套或者同步器换挡害死，其接合齿的工作宽度初选时可取为2~4mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数kc可取得大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。 2.2.7.5 各档齿轮齿数的分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图2-2所示 图2-2 变速器传动示意图 1—第一轴 2—第一轴常啮合齿轮 3—第一轴齿轮接合齿圈 4—五档同步器锁环5、12、20—结合套 6—四档同步器锁环 7—四档同步器接合齿圈 8—第二轴四档齿轮 9—第二轴三档齿轮 10—三档齿轮接合齿圈 11—三档同步器锁环 13、24、35—花键毂 14—二档同步器锁环 15—二档齿轮接合齿圈 16—第二轴二档齿轮 17—第二轴一档齿轮 18—一档齿轮接合齿圈 19—一档同步器锁环 21—倒档档齿轮接合齿圈 22—第二轴倒档齿轮 23—第二轴 25—中间轴倒档齿轮 26—中间轴 27—倒档轴 28—倒档中间齿轮 29—中间轴一档齿轮 30—中间轴二档齿轮 31—中间轴三档齿轮 32—中间轴四档齿轮 33—中间轴常啮合传动齿轮 34—变速器壳体. 1) 一档齿数的确定 一档传动比为 1733zz1i,,5.0292zz 10 如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿数和: zh A2——一档齿数和，直齿 zz,hhm A2cos,29z,hmn斜齿 中间轴上小齿轮的最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。乘用车中间轴式变速器一档齿轮的齿数=15~17，本设计选取=15，初选 ， ， z29z29,,22:m,2.529n 代入公式得到 2*67*cos22: zh,,49.69 2.5 取整得到50，则z,50,15,3517 对中心距A进行修正 因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。 mznhA,2cos, 把已知代入可得 2.5*50A,,67.4082*cos22: 取整为A=68mm。 2)常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定 zz1733i,1zz292 而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即: m(z，z)1729nA, 2cos,33 已知各参数如下: m,2.5,,,34:,z,35,z,15,A,68n331729 2.50*(，)Z2Z3368,代入可得 2*cos34: 11 1733zz 1i,,5.0292zz 3532Z33,32Z2,15求解后取整可得,， i1,*,4.9781515 取整后偏差不大，该组数据可取。 3) 二档齿数的确定 已知: m,2.5,A,68,i,3.33n2 由式子 zz3316 i,2zz230 zz162 ,i2zz3033 ()mz，z1630n A,2cos,30 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式: ,zztan33162,， (1),z，zztan3023330联解上述三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得: zz32303316，,,22:,z,20,z,30i,，,，,3.22303016zz1520230 4) 三档齿数的确定 已知: m,2.5,A,68,i,2.22 n3 由式子 zz92,i 3zz3133 m(z，z)n931A, 2cos,31 ,zztan3329,，(1) ,z，zztan3123331联解上式三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得: 12 ,,22:,z,25,z,2631319 zz3226339i,，,，,2.223zz1525231 5) 四档齿数的确定 已知: m,2.5,A,68,i,1.50n4由式子 zz82 ,i4zz3233 mz，z()n832 A,2cos,32 ,zztan228 ,，(1),z，zztan3223332联解上述三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得: ,,24:32 z,2932 z,218 zz3221338i,，,，,1.5444zz1529232 6) 倒档齿数的确定 m,2.5 n zzz,22252928z初选 (21-23)之间，小于取为14，为33 22 33，2.514，2.5，,58.75,68 22 不发生运动接触所以合适。 332232 i,，，,5.03R221415中间轴与倒档轴之间的距离的确定: 11'A,m(z，z),，2.5(14，22),45 n282522 取整45mm。 13 二轴与倒档轴之间的距离确定: 11''mm A,m(z，z),，2.5(33，22),68.75n222822 2.2.7.7 变速器齿轮的变位 采用变位齿轮的原因: (1)配凑中心距; (2)提高齿轮的强度和使用寿命; (3)降低齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位齿轮副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轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。 变位系数的选择原则: (1)对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数; (2)对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数; (3)总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。本设计采用角度变位来调整中心距。 1)一档齿轮的变位 已知条件: 一挡齿轮变位后参数: ,tanntan,,,21.43角度变位后的端面压力角: = 所以 ttcos, A'cos,:n,',23.2端面啮合角: 解得 cos',,nnA 查表得变位系数和:ξ=0.31 =0.38 =-0.07 ξξ12 AA,'y,,0.2368 nmn ,y,yξ- =0.0732 n 2)二档齿轮变位后参数 14 ,tan:n角度变位后的端面压力角: = 所以 tan,,,21.43ttcos, A'cos,:n端面啮合角: 解得 ,',23.2:cos',,nnA 查表得变位系数和:ξ=0.25 =0.30 =-0.05 ξξ12 AA,' y,,0.2368nmn ,y,ynξ- =0.2132 3)三档齿轮变位后参数: ,tan:ntan,角度变位后的端面压力角: = 所以 ,,21.43ttcos, A'cos,:n端面啮合角: 解得 ,',23.2:cos',,nnA 查表得变位系数和:ξ=0.32 =-0.04 =0.36 ξξ12 ,y,yξ- =0.0832 n 4)四档齿轮变位后参数: ,tann:tan,,,21.72cos,tt角度变位后的端面压力角: = 所以 A'cos,:n,',25.096:端面啮合角: 解得 cos',,nnA 查表得变位系数和:ξ=1.15 ξξ12 =0.55 =0.60 AA',y,,0.2368 nmn ,y,yξ- =0.9132 n 5)五档齿轮变位后参数: ,tan:ntan,,,23.7角度变位后的端面压力角: = 所以 ttcos, 15 A'cos,:n端面啮合角: 解得 ,',26.1:cos',,nnA 查表得变位系数和:ξ=1.0 =0.4 =0.6 ξξ12 ξ- =0.7618 y,y,n 6)倒档齿轮变位后参数: :角度变位后的端面压力角: ,,,,20tn查表得变位系数和:ξ=0 ξ=0.23 = -0.23 =0.23 ξξ312 AA',0 y,,nmn 3 齿轮参数选择 3.1 各档齿轮参数 一挡齿轮变位后参数: ,tanntan,角度变位后的端面压力角: = 所以 ,=21.43t tcos, A'cos,:n端面啮合角: 解得 ,'23.2,cos',,nnA 查表得变位系数和:ξ=0. 31 =0.38 =-0.07 ξξ12 AA,',,,0.2368y nmn ,y,yξ- =0.0732 n mzmzn29n17d,: =40mm ,,94.37dmm2917分度圆直径cos,cos, *hh，ξ,,ym*a,2n17h(h，ξ,,y)m齿顶高==3.267mm =()=2.142mm a29a1n **hhmmξξ**aann12hhcc齿根高=(+-)=2.175mm =(+- )=3.3mm f17f29 16 全齿高 =+=5.442mm =+=5.442mm hhhhhhfaf17a2917292917 齿顶圆直径:=100.904mm =44.734mm d,d，2hd,d，2ha1717aa2929a2917 齿根圆直径:=90.02mm =33.85mm d,d,2hd,d,2hf17ff29f29171729 zz1729当量齿数 ==43.91 = =18.82 zzn17n2933cos,cos,二档齿轮变位后参数: ,tann:tan,角度变位后的端面压力角: = 所以 t,,21.43tcos, A'cos,:n端面啮合角: 解得 ,'23.2,cos',,nnA 查表得变位系数和:ξ=0.25 =0.30 =-0.05 ξξ12 AA,',,,0.2368 ynmn ,y,yξ- =0.2132 n mzmzn30n16分度圆直径: =53.93mm d,,,80.89dmm3016cos,cos, **hh 齿顶==2.717mm =()=1.842mm (h，ξ,,y)mh，ξ,,yma16a30a1n,2n ****hhhhξ齿根高=(+-)=2.375mm =(+-)=3.25mm ccmmξaaf16f302nn1 h全齿高 =5.092mm h=5.092mm 1630 d,d，2h齿顶圆直径:=86.324mm =57.614mm ddh,，2a3030a30aa161616 d,d,2hd,d,2h齿根圆直径:=76.14mm =47.43mm f1616f16f3030f30 zz34zz当量齿数 = =37.64 = =25.09 n16n3033cos,cos,三档齿轮变位后参数: ,tann:tan,角度变位后的端面压力角: = 所以 t,,21.43tcos, 17 A'cos,:n端面啮合角: 解得 ,'23.2,cos',,nnA 查表得变位系数和:ξ=0.32 =-0.04 =0.36 ξξ12 AA',0.2368 y,,nmn ,y,ξ- y=0.0832 n mzmzn31n9分度圆直径: =67.41mm ,d,,70.10dmm319cos,cos, **齿顶高=2.192mm =()=3.192mm hh(h，ξ,,y)mh，ξ,,yma9a31,2a1nn ****hhhh齿根高=(+-)=3.225mm =(+-)=2.225mm ccmmξξaaf9f31nn12全齿高h=5.417mm h=5.417mm 931 齿顶圆直径:=74.484mm =73.794mm da,d，2hda,d，2h99a93131a31齿根圆直径:d,d,2h=63.65mm d,d,2h=62.96mm f99f9f3131f31 zz931zz当量齿数 = =32.62 = =31.36 n9n3133cos,cos,四档齿轮变位后参数: ,tann:tan,角度变位后的端面压力角: = 所以 t,,21.72tcos, A'cos,:n端面啮合角: 解得 ,'25.096,cos',,nnA 查表得变位系数和:ξ=1.15 =0.55 =0.60 ξξ12 AA',y,,0.2368 nmn ,y,yξ- =0.9132 n mzmzn32n8d,分度圆直径: =79.36mm ,,57.47dmm328cos,cos, 18 **顶高 ==1.592mm =()=1.717mm h(h，ξ,,y)mhh，ξ,,yma8a32a1n,2n ****齿根高=(+- )=1.75mm =(+-)=1.625mm hhξhhccmmξaa1f8fnn232 全齿高 =3.342mm =3.342mm hh832 齿顶圆直径:=60.654mm =82.794mm da,d，2hda,d，2h88a83232a32齿根圆直径:=53.97mm =76.11mm d,d,2hd,d,2hf88f8f32f3232 zz832当量齿数 = =27.544 = =38.307 zzn8n3233cos,cos,五档齿轮变位后参数: ,tann:tan,角度变位后的端面压力角: = 所以 t,,23.7tcos, A'cos,:n端面啮合角: 解得 ,'26.1,cos',,nnA 查表得变位系数和:ξ=1.0 =0.4 =0.6 ξξ12 AA',,y,yy,,0.2382 ξ- =0.7618 nnmn mzmzn33n2分度圆直径: =96.50mm d,,,45.23dmm332cos,cos, **(h，ξ,,y)mh，ξ,,yma1n,2nhh齿顶高==1.5955mm =()=2.0955mm a2a33 ****hhhh齿根高=(+-)=2.125mm =(+-)=1.625mm ccmmξξaaf2fnn1233 hh全齿高=3.7205mm =3.7205mm 332 da,d，2hda,d，2h齿顶圆直径:=48.421mm =100.691mm 22a23333a33 d,d,2hd,d,2h齿根圆直径:=40.98mm =93.25mm f22f2f3333f33 zz332zz当量齿数 = =26.325 = =56.160 n2n3333cos,cos,倒档齿轮变位后参数: 19 :,,,,20tn角度变位后的端面压力角: 查表得变位系数和:ξ=0 =-0.23 =0.23 =-0.23 ξξξ312 AA',0 y,,nmn ,y,ξ- y=0 n 分度圆直径: =82.5mm =35mm =55mm d,zmd,zmd,zm2525n2828n2222n **顶高 ==1.925mm=()=3.075mm hh(h，ξ,,y)mh，ξ,,yma22a25a1n,2n * ==1.925mm h(h，ξ,,y)ma28a3n ****hhh齿根高h=(+-)=3.70mm =(+-)=2.55mm ccmmξξaaf22f25nn12 **hξh=(+-)=3.70mm cma3f28n h全齿高=5.625mm =5.625mm =5.625mm hh282522 齿顶圆直径:=86.35mm =41.15mm da,d，2hda,d，2h2222a222525a25 da,d，2h=58.85mm 2828a28 d,d,2hd,d,2h齿根圆直径:=75.1mm =29.9mm f2222f22f2525f25 d,d,2h =47.6mm f2828f28 3.2齿轮的校核 3.2.1 齿轮的损坏形式 变速器齿轮的损坏形式主要有:轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 3.2.2 齿轮加工方法及材料 与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也 ，齿基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工 20 轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。 国内汽车常用的变速器齿轮材料有20GrMnTi、20GrMnTiB、15MnCr5、220MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。渗碳齿轮的表面硬度为58~63HRC，心部硬度为33~48HRC。 本次设计中齿轮的材料选用20GrMnTi，一般设计中轴与齿轮的材料选取应相同，所以此次设计中轴的材料也选用20GrMnTi 3.2.3 计算各轴的转矩 发动机最大转矩为85N?m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。 .TΙ轴 ==85×99%×96%=80.784Nm T,,1emax承离 .T中间轴 ==80.784×96%×99%×32/15=163.79Nm T,,i2133,2承齿 .?轴 一挡=163.79×0.96×0.99×35/15=363.22Nm T,T,,i31217,29承齿 . 二挡=163.79×0.96×0.99×30/20=233.50Nm T,T,,i32216,30承齿 .三挡=163.79×0.96×0.99×26/25=161.89Nm T,T,,i3329,31承齿 .四挡=163.79×0.96×0.99×21/29=112.72Nm T,T,,i3428,32承齿 .五挡T,T,,=163.79×0.96×0.99=155.67Nm 352承齿 22.(0.96，0.99)倒挡=163.79××33/14=348.73Nm T,T(,,)i222,25承倒齿 3.2.4 齿轮弯曲强度计算 ,TK2cos,g,,斜齿轮弯曲应力 ,ww3,zmyKKnc, T式中:—计算载荷(N?mm); g m—法向模数(mm); n z—齿数; —斜齿轮螺旋角(?); , KK—应力集中系数，=1.50; ,, 21 3—齿形系数，可按当量齿数在图中查得; z,zcos,yn —齿宽系数 Kc —重合度影响系数，=2.0。 KK,, T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Tgemax 合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180,350MP范围，对货车为100,250MP。 aa 图3-1 齿形系数图 ,,w9w10(1)计算一挡齿轮17，,29的弯曲应力 ， T,K2cos31910,,,, w93,zmyKK9n9c, 2363.22cos221.50，，，3 = ，103,352.50.1407.02.0，，，， =300.03MP<180,350MP aa ,TK2cos,2910,,, w103,zmyKK10n10c, 2163.79cos221.50，，，3，10 = 3,152.50.1567.02.0，，，， 22 =283.31MP<180,350MP aa (2)计算二挡齿轮16,30的弯曲应力 ,TK2cos,3278,, ,w73,zmyKK7n7c, 。2233.5cos221.50，，，3 = ，103,302.50.1367.02.0，，，， =231.64MP<180,350MP aa ,TK2cos,278,, ,w83,zmyKK8n8c, 。2163.79cos221.50，，，3 = ，103,202.50.1547.02.0，，，， =215.24MP<180,350MP aa (3)计算三挡齿轮9,31的弯曲应力 ,TK2cos,3356,,, w53,zmyKK5n5c, 。2161.89cos221.50，，，3 = ，103,262.50.1647.02.0，，，， =153.67MP<180,350MP aa ,TK2cos,256,,, w63,zmyKK6n6c, 。2163.79cos221.50，，，3 =，10 3,252.50.1347.02.0，，，， =197.89MP<180,350MP aa (4)计算四挡齿轮8,32的弯曲应力 ,TK2cos,3434,,, w33,zmyKK3n3c, 。2112.72cos241.50，，，3，10 = 3,212.50.1807.02.0，，，， =118.92MP<180,350MP aa 23 ,TK2cos,24, ,w43,zmyKK4n4c, 。2163.79cos241.50，，，3 = ，103,292.50.1787.02.0，，，， =126.54MP<180,350MP aa(5)计算常啮合齿轮2,33的弯曲应力 ,TK2cos,112,, ,w13,zmyKK1n1c, 。280.784cos341.50，，，3 = ，103,152.50.1786.02.0，，，， =127.75MP<180,350MP aa ,2TcosK,22,, w23,zmyKK2n2c, 。2163.79cos341.50，，，3 = ，103,322.50.1696.02.0，，，， =127.88MP<180,350MP aa ,(6)倒档直齿轮弯曲应力 w TKK2gf,,, w3,mzKyc ,式中:—弯曲应力(MP); aw .T—计算载荷(Nmm); g KK—应力集中系数，可近似取=1.65; ,, K—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f KK曲应力的影响也不同;主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9; ffb—齿宽(mm); m—模数; —齿形系数，如图3-1。 y 24 当计算载荷T取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿Tgemax 轮许用弯曲应力在400,850MP，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡a 齿轮的许用应力应取下限。 ,,,w11w12w13计算倒挡齿轮22,25,28的弯曲应力 ，， .zTz=33，z=14，=22，y=0.130，y=0.140，13=0.112，=348.73Nm，y1311121112倒 .T=163.79Nm 2 2TKKf,倒, ,w113,mzKy11c11 2348.731.650.9，，，3,，10 3,2.5338.00.130，，， =614.79MPa<400,850MPa 2TKK2f,,, w123,mzKy12c12 2163.791.651.1，，，3，10 = 3,2.5148.00.14，，， =772.46MPa<400,850MPa (2TZ/Z)KK21312f,, ,w133,mzKy13c13 2，，，，(163.7922/14)1.650.93，10 = 3,2.5228.00.112，，， = 790.02MPa<400,850MPa 3.2.5轮齿接触应力σ j TE,,11g,,,,，0.418 j,,,bd,,,,coscoszb,, ,式中:—轮齿的接触应力(MP); aj .T—计算载荷(Nmm); g ,d—节圆直径(mm); 25 —节点处压力角(?)，—齿轮螺旋角(?); ,, —齿轮材料的弹性模量(MP); Ea —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、,,,rsin,bzzz 22，斜齿轮、; ,,rsin,，，，，,,rsin,cos,,,rsin,cos,bbbbzz rr、—主、从动齿轮节圆半径(mm)。 bz 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T/2emax ,用接触应力见表2.1。 j 4-2弹性模量=20.6×10 N?mm，齿宽 b,Km,KmEccn 表3-1 变速器齿轮的许用接触应力 ,MPa j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 (1)计算一挡齿轮17,29的接触应力 ,d229sin/cos22=7.46mm ,:,,z292 ,d217sin/cos22=17.41mm ,:,,b172 ,,TE1131 0.418,，,,,j17,coscos22:bd,,,172917,,zb 4,,363.2220.61011，，3　0.41810，， = ,,,7.4617.4117.587.5cos20cos22，:,, =1369.82.22MP<1900,2000MP aa ,,TE112 0.418,，,,,j29,coscos22:bd,,,292917,,zb 26 4,,163.7920.61011，，3　 = 0.41810，，,,,7.4617.4117.537.5cos20cos22，:,, =1405.12MP<1900,2000MP aa(2)计算二挡齿轮16,30的接触应力 ,d230=9.95mm sin/cos22,:,,z302 ,d27=14.92mm ,,sin,/cos20.36:b72 ,,TE1132 0.418,，,,,j16,coscos22:bd,,,163016,,zb 4,,233.520.61011，，3　0.41810，， = ,,,9.9514.9217.575cos20cos22，:,, =1109.61MP<1300,1400MP aa ,,TE112 0.418,，,,,j30,coscos22:bd,,,303016,,zb 4,,163.7920.61011，，3　0.41810，， = ,,,9.9514.9217.550cos20cos22，:,, =1138.19MP<1300,1400MP aa(3)计算三挡齿轮9,31的接触应力 ,d231sin/cos22=12.43mm ,:,,z312 ,d29sin/cos22,:=12.93mm ,,b92 ,,TE1133 0.418,，,,,j9,coscos22:bd,,,9319,,zb 4,,161.8920.61011，，3　0.41810，， = ,,,12.4312.9317.565cos20cos22，:,, =963.18MP<1300,1400MP aa 27 ,,TE112 ,，0.418,,,j31,coscos22:bd,,,31319,,zb 4,,163.7920.61011，，3　 = 0.41810，，,,,12.4312.9317.562.5cos20cos22，:,,=988.00MP<1300,1400MP aa (4)计算四挡齿轮8,32的接触应力 ,d232=14.86mm sin/cos24,:,,z322 ,d28=10.76mm sin/cos24,:,,b82 ,,TE1134 ,，0.418,,,j8,coscos24:bd,,,8328,,z 4,,112.7220.61011，，3　0.41810，， = ,,,14.8610.7617.552.5cos20cos24，:,, =907.88MP<1300,1400MPaa ,,TE112 0.418,，,,,j32,coscos24:bd,,,32328,,zb 4,,163.7920.61011，，3　0.41810，， = ,,,14.8610.7617.572.5cos20cos24，:,,=931.28MP<1300,1400MP aa (5)常啮合齿轮2,33的接触应力 ,d22sin/cos34,:=9.33mm ,,z22 ,d233sin/cos34,:=19.91mm ,,b332 ,,TE111 0.418,，,,,j2,coscos34:bd,,,2233,,zb 4,,80.78420.61011，，3　0.41810，， = ,,,9.3319.911537.5cos20cos34，:,, 28 =1021.98MP<1300,1400MP aa ,,TE112 ,，0.418,,,j33,coscos34:bd,,,33233,,zb 4,,163.7920.61011，，3　 =0.41810，， ,,,9.3319.911580cos20cos34，:,, =996.31MP<1300,1400MP aa(6)计算倒挡齿轮22,25,28的接触应力 ,d12,,sin20:=5.99mm z122 ,d13,,,,sin20: =9.41mm z13b132 ,d11,,sin20:=14.11mm 11b2 TE2,,11倒,,, ,，0.418j11,,,bd,,,cos11z13b11,, 4,,2348.7320.61011，，，3　0.41810，， = ,,,9.4114.112082.5cos20，,, =1693.54MP<1900,2000MP aa ,,2TE112 ,，0.418,,,j12,cosbd,,,1213b11,,z 4,,2163.7920.61011，，，3　0.41810，， = ,,,9.4114.112035cos20，,, =1781.92MP<1900,2000MP aa TE,,2(z/z)1121312,,,,，0.418 j13,,,bd,,,cos13z12b11,, 4,,2163.79，，，，(22/14)20.610113　0.41810，， = ,,,5.9914.112055cos20，,, =1869.47MP<1900,2000MPaa 29 3.2.6计算各挡齿轮的受力 (1)一挡齿轮17,29的受力 2T，2363.22331 ,,，,108302.17N Ft1787.5d17 2T，2163.7932N ,,，,108735.47Ft2937.5d29 Ftan,,t17n ,,:,8302.17tan20/cos223259.05NF17rcos,,1729 Ftan,,t29n ,,:, 8735.47tan20/cos223429.15NF29rcos,,1729 , F,,,Ftan8302.17tan223354.29N,a17t171729, , F,,,Ftan8735.47tan223529.36N,a29t291729,(2)二挡齿轮16,30的受力 2T，2233.5332 ,,，,106226.67NFt1675d16 2T，2163.7932 ,,，,106551.6NFt3050d30 Ftan,,t16n,,:, 6226.67tan20/cos222444.3NF16rcos,,1630 Ftan,,t30n,,:, 6551.6tan20/cos222571.9NF30rcos,,1630 , F,,,Ftan6226.67tan222515.74N,a16t1630 , F,,,Ftan6551.6tan222647.02N,a30t3030(3)三挡齿轮9,31的受力 2T，2161.89333 ,,，,104981.23NFt965d9 2T，2163.7932 ,,，,105241.28NFt3162.5d31 30 ,Ftan,4981.23tan20t9n ,,, 1955.40NF9r,cos,cos22,931 ,Ftan,5241.28tan20t31n ,,, 2057.49NF31r,cos,cos22,931 , FF,,,tan4981.23tan222012.55N,at99931, , FF,,,tan5241.28tan222117.61N,at313131 (4)四挡齿轮8,32的受力 2T，2112.72334 ,,，,104294.10NFt852.5d8 2T，2163.7932 ,,，,104518.34NFt3272.5d32 ,Ftan,4294.10tan20t8n,,, 1710.83NF8r,cos,cos24,832 ,Ftan,4518.34tan20t32n ,,, 1800.17NF32r,cos,cos24,832 , FF,,,tan4294.10tan241911.86N,at88832, , FF,,,tan4518.34tan242011.69N,at3232832, (5)五挡齿轮2,33的受力 2T，280.78431 ,,，,104308.48NFt237.5d2 2T，2163.7932 ,,，,104094.75NFt3380d33 ,Ftan,4308.48tan20t2n,,, 1891.54NF2r,cos,cos34,233 ,Ftan,4094.75tan20t33n,,, 1797.71NF33r,cos,cos34,233 ,FF,,,,tan4308.48tan342906.11, at22233, 31 , FF,,,,tan4094.75tan342761.94,at3333233, (6)倒挡齿轮22,25的受力 mm，mm d,,，,mz2.53382.5d,,，,mz2.5143522222525 ..T=348.73Nm,T=163.79Nm 2倒 2T2348.73，3倒 ,,，,108454.06NFt2282.5d22 2T，2163.7932 ,,，,109359.43NFt2535d25 F,,:,Ftan 8454.06tan203077.03N,rt2222 F,,:,Ftan 9359.43tan203406.55N,r25t25 4 轴的强度计算 变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会发生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，器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来初选轴的直径，然后根据公式进行相关的刚度和强度方面的验算。 4.1 选择轴的材料 选择轴的材料为CrMnTi钢，经渗碳淬火回火处理，由文献查的材料的力学性能数据为: ,,1100MPa 抗拉强度:b ,,850MPas屈服强度: ,,525MPa-1弯曲疲劳极限: ,,300MPa扭转疲劳极限:-1 表面硬度:56~62hHRC 32 4.2 初选轴的直径 在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d为0.45A， d轴的最大直径d和支承间距离的比值:对中间轴，对第二轴，,0.16,0.18;ll d,0.18,0.21。第一轴花键部分直径d可按下式初选: l 3，=4.0,4.6 d,KTKemax 33dKT,,,(4.0~4.6)85(20.59~25.23)mm emax d,25mm取 d,0.45A,0.45，68,30mm第二轴和中间轴中部直径， 的取值: l 中间轴长度初选: d,0.16,0.18l dl,,(217.50~244.69)mm (0.16~0.18) l,220mm 取 第二轴长度初选: d,0.18,0.21l dl,,(143.57~167.50)mm (0.18~0.21) l,160mm取 第一轴长度初选: dd,20mm,0.16,0.18mm， l dl,,(111.11~125.00)mm (0.16~0.18) l取120mm。 满足设计要求。 4.3轴的强度验算 ffcs轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ。 2222，，,FabbaFabFab112,,,f,f cs3EIL3EIL3EIL F式中:—齿轮齿宽中间平面上的径向力(N); 1 33 —齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N); F2 5—弹性模量(MP)，=2.1×10MP; EEaa 44—惯性矩(mm)，对于实心轴，;—轴的直径(mm)，花键dI,,d64I 处按平均直径计算; a、—齿轮上的作用力矩支座、的距离(mm); bAB —支座间的距离(mm)。 L 22f,f，f,0.2轴的全挠度为mm。 cs ,,,,ff轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05,0.10mm，=0.10,cs 0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 图4-1 各轴受力图 轴和中间轴的刚度 4.3.1 变速器在一档工作时二 第一轴轴上受力分析 2，Tcos,2T2，80.784，10^3，cos22g11F,,,,3994.75N t1dmz2.5，15n1 tan20,F,Ftan,cos,,3994.75，,1568.16N r1t1n,cos22 34 ,N F,Ftan,,3994.75，tan22,1613.98a1t1 中间轴轴上受力分析 ,T2，cos,T22，163.79，10^3，cos22g22N F,,,,3778.27t2dmz2.5，32n2 N F,Ftan,cos,,F,1483.18r2t2nr1 N F,Ftan,,F,1526.52a2t2a1 ,T22，163.79，10^3，cos223FN ,,,8099.383td2.5，153 ,,tantan20nN F,F,8099.38，,3179.4533rt,,coscos22 ,N F,Ftan,,6536.68，tan22,2640.99a3t3 第二轴轴上受力分析 2，Tcos,2T2，363.22，1000，cos22:g44N F,,,,7697.64t4dmz2.5，35n4 N F,Ftan,cos,,F,3021.74r4t4nr3 N F,Ftan,,F,3110.05a4t4a3二轴轴刚度校核: 将各已知参数代入公式得到: 2222FabFab64，r4r4f,, c43EIL3E,dL F,3021.74N,mm,mm,mm,mm a,106b,54L,160d,30r4 223021.74，106，54，64f,,0.027,[f],0.05,0.10 cc43，20.6，10^4，3.14，30，160各已知参数代入公式得到: 222222FabFab，647696.64，106，54，6444ttf,,,,0.064 s454,3EIL3EdL3，2.06，10，3.14，30，160 0.064,[f],0.1,0.15mm s 35 2222f,f，f,0.027，0.064,0.069,0.2mm cs Fab(b,a)3021.74，106，54(196,54)，644rrad ,,,,0.00063,0.002543EIL3，2.06，10，3.14，30，160所以变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。 中间轴一档处轴刚度校核: 各已知参数代入公式得到: 2222FabFab64，r3r3 f,,c43EIL3E,dL N,mm,mm, mm,mm, F,3179.45a,166b,54L,220d,30r3 223179.45，166，54，64mm f,,0.047,[f],0.05,0.10cc543，2.06，10，3.14，30，220 各已知参数代入公式得到: 222222FabFab，648099.38，166，54，6433ttf,,,,0.12mm s454,3EIL3EdL3，2.06，10，3.14，30，220 ——0.15mm之间。 0.12mm在0.1 2222f,f，f,0.047，0.12,0.129,0.2mm cs Fab(b,a)3179.45，166，54(166,54)，643r,,,,0.000591,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，30，220所以中间轴在一档工作时满足刚度要求。 中间轴常啮合齿处轴刚度校核: 各已知参数代入公式得到: 2222FabFab64，r2r2f,, c43EIL3E,dL L,220d,30a,10b,210F,1483.18N,mm,mm,mm,mm r2 221483.18，10，210，64f,,0.0036,[f],0.05,0.10mm cc543，2.06，10，3.14，30，220 各已知参数代入公式得到: 222222FabFab，643778.27，25，210，6422ttmm f,,,,0.0092s454,3EIL3EdL3，2.06，10，3.14，30，220 0.00674,[f],0.1,0.15mm s 2222f,f，f,0.0036，0.0092,0.00988,0.2mm cs 36 Fab(b,a)1483.18，10，202(210,10)，642rrad ,,,,0.000184,0.002543EIL3，2.06，10，3.14，30，220所以变速器在一档时中间轴符合刚度要求。 4.3.2 变速器在二档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析: N F,3994.75t1 N F,1568.16r1 N F,1613.98a1 中间轴轴上受力分析: N F,3778.27t2 N F,1483.18r2 N F,1526.52a2 ,T22，163.79，1000，cos223FN ,,,6074.543td2.5，203 ,,tantan20nN F,F,6074.54，,2384.5933rt,,coscos22 ,N F,Ftan,,6074.54，tan22,2454.27a3t3 第二轴轴上受力分析: 2，Tcos,2T2，233.50，1000，cos22:g44N F,,,,5773.26t4dmz2.5，30n4 F,Ftan,cos,,F,2266.32N r4t4nr3 F,Ftan,,F,2332.55N a4t4a3二轴轴刚度校核: 各已知参数代入公式得到: 2222FabFab64，r4r4f,, c43EIL3E,dL a,88b,72L,160d,30F,2266.32N, mm, mm, mm, mm r4 37 222266.32，88，72，64mm f,,0.023,[f],0.05,0.10cc543，2.06，10，3.14，30，160 各已知参数代入公式得到: 222222FabFab，645773.26，8872，6444ttmm f,,,,0.059s454,3EIL3EdL3，2.06，10，3.14，30，160 mm 0.059,[f],0.1,0.15s 2222f,f，f,0.023，0.059,0.063,0.2mm cs Fab(b,a)2266.32，88，72(88,72)，644rrad ,,,,0.000058,0.002543EIL3，2.06，10，3.14，30，160所以变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。 中间轴二档处轴刚度校核: 各已知参数代入公式得到: 2222FabFab64，r3r3f ,,c43EIL3E,dL L,220a,88b,72d,30N,mm,mm,mm,mm, F,2384.59r3 222384.59，148，72，64f,,0.050,[f],0.05,0.10mm cc543，2.06，10，3.14，30，220 各已知参数代入公式得到: 222222FabFab，646074.54，148，72，64t3t3mm f,,,,0.13s454,3EIL3EdL3，2.06，10，3.14，30，220 [f],0.1,0.150.13在mm s 在范围内所以符合要求。 2222f,f，f,0.05，0.13,0.139,0.2mm cs Fab(b,a)2384.59，148，72(148,72)，643r,,,,0.000357,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，30，220 所以变速器中间轴在二档工作时满足刚度要求 4.3.3 变速器在三档工作时二轴和中间轴的刚度 中间轴轴上受力分析: F,3778.27N t2 F,1483.18N r2 38 N F,1526.52a2 ,T22，163.79，1000，cos223N F,,,4859.633td2.5，253 ,tannN F,F,1907.6733rt,cos N F,Ftan,,1963.42a3t3 第二轴轴上受力分析: 3,T2，cos,T22，161.89，10，cos22g44FN ,,,,4618.52t4dmz2.5，26n4 N F,F,1813.02r4r3 N F,F,1866.00a4a3 二轴轴刚度校核 各已知参数代入公式得到: 2222FabFab64，r4r4f ,,c43EIL3E,dL L,160a,50d,28b,110N,mm,mm,mm,mm F,1813.02r4 221812.02，110，50，64f,,0.025,[f],0.05,0.10mm cc543，2.06，10，3.14，28，160各已知参数代入公式得到: 222222FabFab，644618.52，110，50，6444ttmm f,,,,0.063s454,3EIL3EdL3，2.06，10，3.14，28，160 0.063,[f],0.1,0.15mm s 2222f,f，f,0.025，0.063,0.0678,0.2mm cs Fab(b,a)3717.349，195.5，90.5(195.5,90.5)，644r,,,,0.0000635,0.002rad 543EIL3，2.1，10，3.14，28，286所以变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。 中间轴三档处刚度校核 各已知参数代入公式得到: 2222FabFab64，r3r3f,, c43EIL3E,dL 39 a,110b,110L,220d,26N,mm,mm,mm,mm, F,1907.67r3 221907.67，110，110，64mm f,,0.052,[f],0.05,0.10cc543，2.06，10，3.14，26，220各已知参数代入公式得到: 222222FabFab，644859.63，110，110，6433ttmm f,,,,0.13s454,3EIL3EdL3，2.06，10，3.14，26，220 0.13mm处于0.10和0.15mm之间 2222f,f，f,0.052，0.13,0.14,0.2mm cs Fab(b,a)1907.67，110，110(1910,110)，643r,,,,0,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，26，220所以变速器在三档时中间轴符合刚度要求。 4.3.4 变速器在四档工作时二轴和中间轴的刚度 中间轴轴上受力分析: N F,3778.27t2 N F,1483.18r2 F,1526.52N a2 3,T22，163.79，10，cos223FN ,,,4189.34t3d2.5，293 ,tannF,F,1644.54N 33rt,cos F,Ftan,,1692.60N a3t3 第二轴轴上受力分析: 32，Tcos,2T2，112.72，10，cos22g44F,,,,3981.42N t4dmz2.5，21n4 F,Ftan,cos,,F,1562.92N r4t4nr3 F,Ftan,,F,1608.60N a4t4a3 二轴轴刚度校核 各已知参数代入公式得到: 40 2222FabFab64，r4r4 f,,c43EIL3E,dL a,36b,124L,160d,26N,mm,mm,mm,mm, F,1562.92r4 221562.92，36，124，64mm, f,,0.019,[f],0.05,0.10cc543，2.06，10，3.14，26，160各已知参数代入公式得到: 222222FabFab，643981.42，36，124，6444ttmm f,,,,0.049s454,3EIL3EdL3，2.06，10，3.14，26，160