汽车设计指导书变速器.docx

1、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A Ka3T emaxi 1 g式中，A为变速器中心距； KA为中心距系数，乘用车： KA = 8.99.3 ，商用车: Ka = 8.69.6 ； 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

2、各组齿轮的传递扭矩M = 9550 N/n ( N m )N = kW n =转/分=7024 N/n ( N m )N = Hp n =转/分Fy2 各轮的分力Fx丄上故计算得：A ”Fx -d F cos M，得 Fx、F2 2Fy Fx tg 得 Fy3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。

3、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、My4 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1ElM x dxdx1ElM x dx6 .轴的刚度规范传动轴:y=0.00030.0005 L齿轮:=0.0010.002 弧度:y: =0.010.03 Mn向心球轴承=0.0

4、05rad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=4470kgf cm，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/cm 2, - i=6500kgf/cm 2-i=6500kgf/cm 2;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 =8 6 34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:Fi2T 2 4470di23.1387 kgf径向力Fr1：3

5、87 tg20 cos8 6 34142 kgf轴向力Fa1：Fai= Fitg=387tg86 34=55 kgf小轮的受力:圆周力F2 :F2乎d22 44709.1982 kgf径向力Fr2：F2F2 COStg982tg20cos8 6 34360 kgf轴向力Fa2：Fa2= F2tg=982tg8 6 34=140 kgf2计算支反力和弯矩垂直平面中的支反力:F1 b c F2crb387 15 20 982 20lR F2 a bRc rFia47982 12 15 387 1247706 kgf663 kgf水平面中支反力:Fr1 b cRb Fa1 .5df1 Fr2 c F

6、a2 0.5%55 0.5 23.1 360 20 140 0.5 9.1 142 15 2047=74 kgfFr2 b c Fa 2 0.5df 2 Fr1 a Fa1 0.5df 1 Rc c l36015 20 140 0.5 9.1 142 12 55 0.5 23.147=144 kgf质点合力Rb、RcRb .Rb2 Rb? 7062 742 710 kgfRc .Rc2 Rc2 .6632 1442 678 kgf轴向力 Fa= Fa2 Fa1=140 55=85 kgf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 IM WI :M WIRba70612 8

7、472kgf cm截面II IIM wiiM wiiRc c663 20 13620 kgf cm水平弯矩：截面I IM WI、M WI2M wiRba 7412888kgfcmd123.1M WI2Rba Fa1741255 -253 kgf cm2 2截面 II II M wii、Mwii2 :M WaRcc 14420 28180kgfx cmd1M wiiaRba bFr1 bFa1223.13493 kgf cm7412 1514215552合成弯矩:截面I IM WI、MWIa :M WI.M WI2 2Mw84722 8882 8518 kgf x cmM WIaM WI2 2M

8、wia8472222532 8476 kgfx cm截面II IIM WII、M Wiia :M wii.M wii2 2Mwii.13260228802 13600kgf x cmM WIaI.M WII2 2M Wiia/ 2、13260234932 13700kgf x cm截面I IM di :M di.85182 0.58 4470 2 8903 kgf x cm截面II IIM wii :M dii.M wiia2 T2.137002 0.58 4470 2 13800 kgf x cm当量弯矩：（取 =0.58 ）截面I I处di： diMwi 20.7 wT23 10 8920

9、 6.14cm0.7 550截面II II处d2: d2M wIIa0.7 10 138003 0.7 550 7伽（弯曲许用应力:W 由表选取 -1 w =550kgf/cm 2)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=d o=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35mm。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18 11

10、mm 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 = d o +2 h 1=60+2 6=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=1.3 1.1 1.3=1.861 .校核截面I Id1=62mm，由表，对 b 6000kgf/cm 2 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 ,1.760.78

11、2.26 ,1.540.742.08。过盈配合联接的有效应力集中系数，由表取K=2.75 , K =2.05K 2.75 K 2.053.53, 2.77。0.78 0.74校核计算已有过盈配合的应力集中联合系数进行。应力幅： amaxM wi 8518408kgf/cm 2W 20.9由表，轴径为62mm的抗弯截面模数模数W=20.9cm 3T4470a max101 kgf/cm2Wk44.3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62mmWk =44.3 cm由式（），只考虑弯曲时的安全系数为:30002.750.93 0.781.94转轴的

12、弯曲应力对称循环， m =0由式（），只考虑扭转时的安全系数为:18002.050.93 0.74由表， =0截面I- I处的总安全系数为:1.94 5.98 1.84.1.942 5.9824085.98101由于d1=62mm ，截面I I处的安全系数n : n: =1.86n2 n2 . 2.252 6.942d 2=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。M WIIaaW应力幅:137000.1 8.43230 kgf/cm 2TWk44700.2 8.4337.8 kgf/cm只

13、考虑弯曲时的安全系数:30001.550.83 0.73230只考虑弯曲时的安全系数:18001.460.83 0.7237.8截面II II处的总安全系数为:3 .校核截面III III5.119.55.1 19.5 =4.93 : n =1.86.5.12 19.52d2=91mm , d1=65mm，由表，圆角处的有效应力集中系数：当2 5；6 0038时，取 K=2.23 , K =2.12 ,=0.78 ,=0.74 ,=0.93。应力幅：aM WIIIW10500 3 384 kgf/cm 2,（合成弯矩Mwiii值的计算从略）0.1 6.53Wk上乂 31.5 kgf/cm 20

14、.2 6.52只考虑弯曲时的安全系数:3000232.550.93 0.78只考虑弯曲时的安全系数:18002.120.93 0.7481.5截面II II处的总安全系数为:n nn -2 2n n2.55 7.16、2.552 7.1627.16=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MwiiiMwiv，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:7.66 cm名称12345d i

15、610.59.17.26li562484di0.5710.870.680.57i dd maxliil0.1060.1280.510.170.085斗查图i10.120.9510.452 计算许用当量直径d :支点总反力为： R= Rc + Rb =678+710=1388 kgf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

16、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。I 31kgf解：1.右工作面采煤时轴承负荷Fri=840 kgfFr2=3136 kgfKa =270 kgf径向力所引起的轴向力按表中的公式FrF计算，所以s1弘2YFr2S2空2 2Y8402 1.531362 1.5280 kgf，式中1045 kgfY由轴承尺寸 表中查得为1.52 .左工作面采煤时轴承负荷Fr1=2720 kgf Fq=1236 kgfKa =768 kgfFr同样由公式

17、S求得附加轴向力S得:2Yc Fr1 2720S 907 kgf2Y 2 1.5S2 皂進 412 kgf2 2Y 2 1.5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=10 kgfFa2= S2 =1045 kgf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 = - 356 kgfF

18、a2= S1 =907 kgf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Fa2Fr210453136 0.33 e2 0.39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=3136 kgf6 左工作面采煤时，右端轴承的当量动负荷Fa1Fr190727200.33 e?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 =2720 kgfP1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:fhCp fn fT2540031360.458 111.82.06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。 欢迎下载，谢谢观看！资料仅供参考学习