汽车设计指导书变速器.docx
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汽车设计指导书变速器
三、变速器主要参数的计算
1.中心距A
初选中心距A时，可根据下述经验公式计算
AKa3Temaxi1g
式中，A为变速器中心距；KA为中心距系数，乘用车：
KA=8.9~9.3，商用车:
Ka=8.6~9.6；Temax为发动机最大转矩；i1为变速器一档传动比；g为变速器传动
效率，取96%
2.齿轮参数
齿轮参数需要选取模数、压力角a、螺旋角3、齿宽
3.各档齿轮齿数的分配
在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后，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。
具体方法可参考教材汽车设计（第4版）P94-96页。
四、齿轮强度、刚度、可靠性计算
1•计算各组齿轮的传递扭矩
M=9550N/n（Nm）
N=kWn=转/分
=7024N/n（Nm）
N=Hpn=转/分
Fy
2•各轮的分力
Fx
丄上
故计算得：
A”
Fx-dFcos—M，得Fx、F
22
FyFxtg得Fy
3•力学简图
我们可以绘制出齿轮上的力学模型。
4•齿轮计算公式：
在机械原理和机械设计中我们已经系统地学习了渐开线齿轮的计算。
因为齿轮的计算考虑的因素很多，我国各行业间尚未统一，因此我们一般按照机械工业部门的标准来设计，提请注意，使用不同的资料时一定要认真阅读，确定在使用资料，切忌不假思索地套用。
设计时：
可根据教科书或到图书馆查找相关资料。
五、轴类计算
轴类零件的设计计算是设计的最重要的计算内容，设计到零件的强度、刚度，几乎动用了整个大学里所学的力学知识，考虑弯扭组合及轴承的支承方式,一般情况下，非主轴情况和较小轴向力的作用。
我们大部分采用滚子向心推力轴承，便于简化力学结构，同时也降低加工难度。
1.绘制轴的结构图
计算支承反力
2•绘制扭矩图
3.绘制弯矩图Mx、My
4•轴的强度计算、刚度计算见参
考资料或查阅有关资料或教科书
5.轴的刚度计算
1
El
Mxdxdx
1
El
Mxdx
6.轴的刚度规范
传动轴:
y]=0.0003~0.0005L
齿轮:
:
:
=0.001~0.002弧度
:
y:
=0.01~0.03Mn
向心球轴承
[]=0.005rad
轴的计算实例
按照下列已知数据计算两级斜齿圆柱齿轮减速器中间轴的强度（如图1）。
轴的传递扭矩T=4470kgfcm，大轮分度圆直径di=231mm，小轮分度圆直径
d2=91mm，小轮齿根圆直径df2=84mm，轴和小轮制成一体，材料为45钢;
b=6500kgf/cm2,-i=6500kgf/cm2
-i=6500kgf/cm2;为了减小中间轴上
图1
轴承的轴向载荷，第一级大轮和第二级小轮的螺旋
线方向相同；分度圆上螺旋角=8634
解：
轴强度的近似计算
1•计算作用在轴上的力
大轮的受力：
圆周力F1:
Fi
2T24470
di
23.1
387kgf
径向力Fr1：
387tg20cos8634
142kgf
轴向力Fa1：
Fai=Fitg
=387
tg8
634
=55kgf
小轮的受力:
圆周力F2:
F2乎
d2
24470
9.1
982kgf
径向力Fr2：
F2
F「2COS
tg
982
tg20
cos8634
360kgf
轴向力Fa2：
Fa2=F2tg
=982
tg8634
=140kgf
2•计算支反力和弯矩
垂直平面中的支反力:
F1bcF2c
rb
387152098220
l
RF2ab
Rcr
Fia
47
982121538712
47
706kgf
663kgf
水平面中支反力:
Fr1bc
RbFa1°.5df1Fr2cFa20.5%
550.523.1360201400.59.11421520
47
=74kgf
Fr2bcFa20.5df2Fr1aFa10.5df1Rc——————
cl
36015201400.59.114212550.523.1
47
=144kgf
质点合力Rb、Rc
Rb.Rb2Rb?
■7062742710kgf
Rc.Rc2Rc2.66321442678kgf
轴向力Fa=Fa2—Fa1=140—55=85kgf
在具体设计轴承时，Fa应由轴向固定的轴承来承受。
垂直弯矩：
截面I—I
MWI:
MWI
Rb
a
706
128472
kgfcm
截面II—II
Mwii
Mwii
Rcc
6632013620kgfcm
水平弯矩：
截面I—I
MWI、
MWI2
Mwi
Rb
a74
12
888
kgf
cm
d1
23.1
MWI2
Rb
aFa1
74
12
55-
253kgfcm
22
截面II—IIMwii、Mwii2:
MWa
Rc
c144
2028
180
kgf
xcm
d1
Mwiia
Rb
ab
Fr1b
F
a1
2
23.1
3493kgfcm
74
1215
142
15
55
2
合成弯矩:
截面
I—I
MWI、M
WIa:
MWI
.MWI
22
Mw
8472288828518kgfxcm
MWIa
MWI
22
Mwia
84722
2
25328476kgf
xcm
截面
II—II
MWII、
MWiia:
Mwii
.Mwii
22
Mwii
.132602
2880213600
kgfxcm
MWIa
I
.MWII
22
MWiia
/2
、132602
3493213700
kgfxcm
截面I—I
Mdi:
Mdi
.851820.58447028903kgfxcm
截面II—II
Mwii:
Mdii
..Mwiia
2T2
.1370020.584470213800kgfxcm
当量弯矩：
（取=0.58）
截面I—I处di：
di
Mwi2
0.7w
T2
31089206.14cm
0.7550
截面II—II处d2:
d
2
MwIIa
0.7
°1013800
30.75507•伽
（弯曲许用应力］
:
W由表选取]-1]w=550kgf/cm2）
图2
由上述计算结果和图2知，轴的危险截面在I—I、II—II处。
初步取最小轴径（安装滚动轴承处）do=do=60mm。
根据计算，齿轮配合处直
径取di=62mm。
取ri=2.5mm，r2=2.5mm，齿轮1和左端滚动轴承间采用套筒定位，其内径
do=60mm。
为保证齿轮1和套筒紧密相靠，齿轮轮毂应长出di处长度3~5mm。
选
择轮毂的配合为D/jf，以保证零件装配的对中性。
根据轴的直径选用1811mm平键。
小轮齿根圆直径df2=84mm和62mm相差不大，可采用齿轮轴结构。
取d4=do+2h1=60+26=72mm，取r3=5mm。
轴的结构尺寸见图2e。
按疲劳强度的精确校核计算
根据初定的结构尺寸，校核图2所示各截面的疲劳强度安全系数。
最小许用安全系数，按式（4-1-22）确定：
[n]=n1、n2、n3=1.31.11.3=1.86
1.校核截面I—I
d1=62mm，由表，对b>6000kgf/cm2的碳钢，取=0.78,r=0.74。
键槽的有效应力集中系数（用端面铳刀铳削）
由表键槽，Ko=1.76,K
=1.54,
1.76
0.78
2.26,
1.54
0.74
2.08。
过盈配合联接的有效应力集中系数，由表取K°=2.75,K=2.05
K2.75K2.05
3.53,2.77。
0.780.74
校核计算已有过盈配合的应力集中联合系数进行。
应力幅：
a
max
Mwi8518
408
kgf/cm2
W20.9
由表，轴径为
62mm
的抗弯截面模数模数
W=20.9cm3
T
4470
amax
—
101kgf/cm
2
Wk
44.3
表面质量系数，由表，轴的光洁度6以上，则取=0.93。
的抗扭截面模数
3
由表，轴径为62mm
Wk=44.3cm
由式（），只考虑弯曲时的安全系数为:
3000
2.75
0.930.78
1.94
转轴的弯曲应力对称循环，m=0
由式（），只考虑扭转时的安全系数为:
1800
2.05
0.930.74
由表，=0
截面I-I处的总安全系数为:
1.945.981.84
..1.9425.982
408
5.98
101
由于d1=62mm，截面I—I处的安全系数n<[n]=1.86，因此，增大直径d1为
65mm，并作相似的校核。
应力幅:
MWI
8518
W24.3
351
kgf/cm
K2.75K
0.930.783.79，
2.05
0.930.74
2.98
由表，
得轴径
65mm
的W=24.3cm3,
T
4470
87kgf/cm
WK
51.2
由表，
得轴径
65mm
的WK=51.2cm3
只考虑弯曲时的安全系数:
3000
3.79351
2.25
只考虑弯曲时的安全系数:
1800
2.9887
6.94
总的安全系数为:
nn2.256.94
n=2.14>:
n:
=1.86
n2n2.2.2526.942
d2=84mm，由表,
=0.73，
=0.72，由表取有效应力集中系数
K=1.55，
K=1.46，表面质量系数由
表，
齿面光洁度
5时，取=0.83。
MWIIa
a
W
应力幅:
13700
0.18.43
230kgf/cm2
T
Wk
4470
0.28.43
37.8kgf/cm
只考虑弯曲时的安全系数:
3000
1.55
0.830.73
230
只考虑弯曲时的安全系数:
1800
1.46
0.830.72
37.8
截面II—II处的总安全系数为:
3.校核截面III—III
5.1
19.5
5.119.5
=4.93>:
n]=1.86
..5.1219.52
d2=91mm,d1=65mm，由表，圆角处的有效应力集中系数：
当
25
；6^0038时，取K
=2.23,K=2.12,
=0.78,
=0.74,
=0.93。
应力幅：
a
MWIII
W
10500„
3384kgf/cm2,（合成弯矩Mwiii值的计算从略）
0.16.53
Wk
上乂31.5kgf/cm2
0.26.52
只考虑弯曲时的安全系数:
3000
2^3
2.55
0.930.78
只考虑弯曲时的安全系数:
1800
2.12
0.930.74
81.5
截面II—II处的总安全系数为:
nn
n
-22
nn
2.557.16
、2.5527.162
7.16
=2.14>
:
n:
=1.86
由于截面IV—IV轴径d4=72mm，倒圆半径
r3=5mm，均大于截面
III—III，并且
V—V随倒圆半径和轴径较小，但
弯矩Mwiii>Mwiv，因此是安全的，不避校核。
截面
弯矩较小，也不必校核。
刚度的校核计算
由图2，滚动轴承采用向心球轴承，并有轴向力作用。
1•计算轴的当量直径
由式（）得:
7.66cm
名称
1
2
3
4
5
di
6
10.5
9.1
7.2
6
li
5
6
24
8
4
di
0.57
1
0.87
0.68
0.57
id
dmax
li
i
l
0.106
0.128
0.51
0.17
0.085
斗查图
i
1
0.12
0.95
1
0.45
2•计算许用当量直径［d:
支点总反力为：
R=Rc+Rb=678+710=1388kgf
由图查得：
［d:
=53mm,d=76.6mm>:
d］刚度满足要求。
六、轴承设计
1.轴承分类及用途：
a.球轴承：
一般传动轴，较小轴向力；
b.锥轴承：
一般传动轴或主轴，较大轴向力情况下使用；
c.柱轴承：
主轴类，主要是保持回转精度，无轴向承载力，常和推力轴承配对。
2.轴承承载能力及使用：
寿命计算：
见参考资料或有关资料教科书。
3.选型依据：
根据齿轮传动特点选用同心推力球轴承。
例：
选取轴承7522型，n=477rpm，产生的轴向力大小如图A,轴承受力的最大轴向
力和径向力如图
B。
计算轴承寿命。
I31^kgf
解：
1.右工作面采煤时轴承负荷
Fri=840kgf
Fr2=3136kgf
Ka=270kgf
径向力所引起的轴向力按
表中的公式
Fr
F计算，所以
s1弘
2Y
Fr2
S2空
22Y
840
21.5
3136
21.5
280kgf，式中
1045kgf
Y由轴承尺寸表中查得为1.5
2.左工作面采煤时轴承负荷
Fr1=2720kgfFq=1236kgf
Ka=768kgf
Fr
同样由公式S——求得附加轴向力S得:
2Y
cFr12720
S[—907kgf
2Y21.5
S2皂進412kgf
22Y21.5
根据上述受力情况，当右工作面采煤时，左端轴承的受力较大，当左工作面采煤时,右端轴承的受力较大，故按这两种工况来计算。
3.右工作面采煤时，左端轴承的轴向负荷
轴承轴向负荷应为下列两值中较大者
Fai=Si-Ka=280-270=10kgf
Fa2=S2=1045kgf
所以用1045kgf作为轴向力来计算。
4.左工作面采煤时，右端轴承的轴向负荷轴承轴向负荷应为下列两值中较大者
Fai=S2-Ka=412-768=-356kgf
Fa2=S1=907kgf
所以用907kgf作为此轴承轴向力来计算。
5•右工作面采煤时，左端轴承的当量动负荷
Fa2
Fr2
1045
31360.33e20.39
式中7522轴承的e值为0.39，系根据轴承尺寸表查出。
所以此轴承的当量动负荷P2=Fr2=3136kgf
6•左工作面采煤时，右端轴承的当量动负荷
Fa1
Fr1
907
2720
0.33e?
0.39
式中7522轴承的e值为0.39。
所以此轴承的当量动负荷P1=2720kgf
P1和P2相比较，P2大于P1，故按右工作面采煤时的左端轴承来计算寿命。
7.轴承寿命
n2=447rpm;7522轴承的额定动负荷C=25400;
根据表取fF=1.8，根据表得fn=0.458。
由于在常温下工作，fT=1；
由公式（）得:
fh
C
pfnfT
25400
3136
0.4581
1
1.8
2.06
从表查得7522轴承的额定寿命Lh，当fh为2.06时，其值为5600小时。
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