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两轴变速器及设计72中心距doc
作者:和记app    发布日期:2020-06-14 20:56


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  目录 第一章 数据计算 1.1设计初始数据……………………………………………2 1.2 齿轮参数…………………………………………………5 1.3 各档齿轮齿数的分配……………………………………6 第二章 齿轮校核 2.1齿轮材料的选择原则……………………………………14 2.2计算各轴的转矩…………………………………………15 2.3轮齿强度计算……………………………………………15 第三章 轴及轴上支承的校核 3.1轴的工艺要求……………………………………………17 3.2轴的强度计算……………………………………………17 第一章 数据计算 1.1设计初始数据:(方案一) 学号:17 最高车速:=169+17=186Km/h 发动机功率:=75+17=92KW 转矩:=170-17×1=153Nm 总质量:ma=1710+17×2=1744Kg 转矩转速:nT=3200r/min 车轮:185/60R14S r≈R=14×2.54×10/2+0.6×185=298.88mm 变速器各挡传动比的确定 初选传动比: 设五挡为直接挡,则=0.8(取值范围在0.7~0.8) = 0.377 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 / =1.4~2.0 即=(1.4~2.0)×3200=4480~6400r/min =9549× (式中=1.1~1.3,取=1.2) 乘用车最高车速高,值躲在4000r/min以上(汽车设计P29) 取=6000r/min 主减速器传动比=0.377×=0.377×6000×0.29/0.8×186=4.408 最大传动比的选择: ①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, 式中:G—作用在汽车上的重力,,—汽车质量,—重力加速度,=1744×9.8=17091N; —发动机最大转矩,=153N.m; —主减速器传动比,=4.408; —传动系效率,=86%(取值在85%~90%); —车轮半径,=0.29m; —滚动阻力系数,对于货车取=0.01; —爬坡度,取=16.7° i0≥1744×9.8×0.29×(0.001×0.958+0.287)/153×4.408×86% i0≥2.534 ②满足附着条件。 ·φ 在沥青混凝土干路面,φ=0.7~0.8,取φ=0.75 即≤0.29×1744×9.8×0.958×0.75/153×4.408×86%=6.14 由①②得2.53≤≤6.14; 又因为乘用车=3.0~4.5; 所以,取=3.6 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: 由ig1=q4×ig5得出:q=1.456 所以其他各挡传动比为: 一档 二档 三挡 四档 五档 3.6 2.469 1.696 1.165 0.8 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,(乘用车:=8.9~9.3) ; —发动机最大转矩(=153N.m); —变速器一挡传动比,=3.6 ; —变速器传动效率,取96% ; 则, = =71.97~75.20(mm) 初选中心距=72mm。 齿轮参数 1、模数 齿轮的模数定为3.0mm。 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:18°~26° 初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为23° 4、齿宽 直齿,为齿宽系数,取为4.5~8.0,取7.0; 斜齿,取为6.0~8.5,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2~4mm,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。 以下齿轮变位系数均查下表得出: 各挡齿轮齿数的分配 图1.3.1变速器传动示意图 确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比为 (1.4) 为了求,的齿数,先求其齿数和, 斜齿 (1.5) = =44.18 取整为45 Z1+Z2=Zh Z1=10 Z2=45-10=35 2、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。 =73.33mm取整为A=74mm。 对一挡齿轮进行角度变位: 端面啮合角 : tan=tan/cos =21.57° 啮合角 : cos==0.921 =22.96° 变位系数根据下图查出: 计算精确值:A= 一挡齿轮参数: 分度圆直径 =3×10/cos24.60°=32.00mm =3×37/cos24.60°=112.00mm 齿顶高 =3.34mm =2.25mm 式中:=(74-73.33)/3=0.22 =0.72-0.22=0.50 齿根高 =2.22mm =3.12mm 齿顶圆直径 =38.60mm =116.26mm 齿根圆直径 =27.56mm =105.76mm 3、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=21° (1.8) (1.9) =44.81 取整为45 由式(1.8)、(1.9)得=12.972,取整为=13,=45-13=32 则,=32/13=2.462 对二挡齿轮进行角度变位: 理论中心距 =72.302mm 端面压力角 tan=tan/cos =21.30° 端面啮合角 变位系数之和 2.49 =0.46 =0.25 求的精确值: =22.62° 二挡齿轮参数: 分度圆直径 =42.16mm =103.78mm 齿顶高 =3.24mm =2.61mm 式中:=0.23 =0.38 齿根高 =2.37mm =3.00mm 齿顶圆直径 =48.64mm =109.06mm 齿根圆直径 =37.42mm =97.78mm (2)三挡齿轮为斜齿轮,初选=23° (1.10) Z6=1.696Z5 =44.18 取整为 45 (3.11) 由式(3.10)、(3.11)得=16.69, 取整=17,=28 =28/17=1.627 对三挡齿轮进行角度变为: 理论中心距 =73.32mm 取整A=74 端面压力角 tan=tan/cos=0.395 =21.57° 端面啮合角 ==0.92 变位系数之和 0.72 =0.41 =0.72-0.41=0.31 求的精确值: =24.30° 三挡齿轮参数: 分度圆直径 =54.40mm =89.60mm 齿顶高 =2.76mm =2.46mm 式中:=0.23 =0.49 齿根高 =2.52mm =2.82mm 齿顶圆直径 =59.92mm =94.52mm 齿根圆直径 =49.36mm =83.96mm (3)四挡齿轮为斜齿轮,初选螺旋角=24° (1.12) Z8=1.165Z7 (1.13) Zh=44 由(1.12)、(1.13)得=20.32, 取整=21,=44-21=23 对四挡齿轮进行角度变位: 理论中心距 =72.25mm 取整A=73mm 端面压力角 tan=tan/cos=0.39 =21.72° 端面啮合角 ==0.919 变位系数之和 0.74 =0.38 =0.74-0.38=0.36 求螺旋角的精确值: =25.33° 四挡齿轮参数: 分度圆直径 =69.68mm =76.33mm 齿顶高 =2.76mm =2.70mm 式中:=0.25 =0.49 齿根高 =2.61mm =2.67mm 齿顶圆直径 =75.03mm =81.55mm 齿根圆直径 =64.47mm =70.99mm (4)五挡齿轮为斜齿轮,初选螺旋角=22° (1.12) Z10=0.8Z9 (1.13) Zh=45 由(1.12)、(1.13)得=25,=45-25=20 对四挡齿轮进行角度变位: 理论中心距 =72.80mm 取整A=73mm 端面压力角 tan=tan/cos=0.39 =21.43° 端面啮合角 ==0.92 变位系数之和 0.32 =0.24 =0.32-0.24=0.08 求螺旋角的精确值:=0.923 =22.61° 四挡齿轮参数: 分度圆直径 =81.08mm =64.86mm 齿顶高 =2.97mm =2.47mm 式中:=0.07 =0.25 齿根高 =2.03 =3.51mm 齿顶圆直径 =87.02 =69.80 齿根圆直径 =75.02 =57.84 4、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21~23之间,初选后,可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=23,=13,则: = =54mm 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 =2×77-3×(14+2)-1 =105mm =-2 =30 取=30 计算倒挡轴和第二轴的中心距 = =110mm 计算倒挡传动比 = =2.35 =0.24 =-0.24 =0.24 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30~50HBS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0.8~1.2 时渗碳层深度0.9~1.3 时渗碳层深度1.0~1.3 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,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%。 Ι轴 ==153×99%×96%=145.411 N.m Ⅱ轴 一挡=145.411×0.96×0.99×35/10=483.695 N.m 2.3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 一挡斜齿圆柱齿轮: 当计算载荷取到作用到变速器第一轴时的最大扭矩时,许用应力在180~350MPa,所以弯曲强度满足要求。 1轮齿接触应力 式中: N/; —为齿面上的法向力,N ; —为节点处压力角,; —为齿轮材料的弹性模量,N/; —为齿轮接触的实际宽度, mm ; —为主、从动齿轮节点处的曲率半径,mm 。 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]。 3.2轴的强度计算 3.2.1初选轴的直径 初选轴的直径 变速器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大满足刚度要求,轴的长度须和直径保持一定的协调关系。 第轴花键部分直径的初选:。 1、轴的刚度验算 根据传动方案的布置,倒挡齿轮处于轴径最小处,且倒挡时轴所承受的载荷最大,所以选择倒挡进行轴的强度验算。 (1)一挡轴处轴的刚度验算 轴在垂直面内的挠度为: 轴在水平面内的挠度为: 转角为: 式中:—为轴在垂直面内的挠度,mm; —为轴在水平面内的挠度,mm; —为齿轮齿宽中间平面上的圆周力,N; —为齿轮齿宽中间平面上的径向力,N; —为轴的直径,mm; —为弹性模量,MPa; —为惯性矩,; 、-为齿轮上作用力距支座A、B的距离,mm; -为支座间距离,mm 全挠度 所以刚度满足要求 二挡轴齿轮 三挡齿轮 四档齿轮 轴的强度计算 轴在水平方向的弯矩图 73 轴在竖直方向的弯矩图 所以强度满足要求。 3、花键的挤压强度验算 根据传动方案的布置,五挡主动齿轮与输入轴之间采用花键连接,根据轴径尺寸为25mm,可选出花键的齿数Z=8,d=21mm,b=5mm,c=0.2 D=25 当齿面未经热处理时,花键静连接的许用挤压应力最小为35~55MPa,当齿面经热处理时,花键静连接的许用挤压应力最小为40~70MPa,所以n挤压强度满足要求。 六、滚动轴承的选择和计算 1、滚动轴承的型号选择和寿命验算 (1)、初选轴承型号 根据输入轴径尺寸为20mm,输出轴径为20mm以及其他已知条件,初选其输入轴轴承型号为7205AC,,由手册查得, (2)、计算当量动载荷: 根据查表得 , 因为 ,所以 、轴承的寿命计算 由表查得 根据寿命计算公式: 得 根据经验,可判断出轴承的寿命满足设计要求。 - 19 -

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