【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 心距系數(shù)，轎車(chē)取 AK =～ ，貨車(chē)取 AK =～ Temax發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， N m 由于 本 設(shè)計(jì)所 參考的 最大 輸入 轉(zhuǎn) 矩 為 400 N m 左右，故初步 選用的發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)為EQD6105，其最大輸出轉(zhuǎn) 矩 為 420 N m， 故有： A=（ ～ ） 3420 =（ ～ ） =～ 同時(shí)，對(duì)于該非圓齒輪定軸輪系，須滿(mǎn)足以下條件： ? m z= A 其中，汽車(chē)變速箱齒輪的法向模數(shù)由下表給出的范圍按國(guó)標(biāo) GB1357— 87規(guī)定選取 圖 汽車(chē)變速箱齒輪的法向模數(shù) 車(chē)型 微型、普通級(jí)轎車(chē) 中級(jí)轎車(chē) 中型貨車(chē) 重型車(chē) m ～ ～ ～ ～ 從齒輪應(yīng)力的合理性及強(qiáng)度考慮，每對(duì)齒輪應(yīng)有各自的模數(shù)，但從工藝性考慮，一個(gè)變速裝置的 齒輪模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一，多采用這種方案。 現(xiàn)擬訂非圓齒輪的模數(shù) M= 則 ? z=（ ～ ） 湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 18 在 A=～ ）范圍中取整數(shù)值 z 即 z=（ ～ ） 于是初選 z=40 則 A= ???= 計(jì)算齒寬 B 選擇齒寬時(shí)既要考慮質(zhì)量小，軸向尺寸緊湊，又要保證強(qiáng)度及工作穩(wěn)定性的要求。通?？砂聪率酱_定： B=Kc? mn （ ） 式中： Kc— 齒寬系數(shù)，直齒輪取 Kc=～ 斜齒輪取 Kc=～ mn— 齒輪的法向模數(shù) 我們先取 Kc= 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命，則有 B=? =20mm r1(短徑 )=a/(1+i12 )=(1+)= r2 (長(zhǎng)徑 )=a r1== r1(長(zhǎng)徑 )= a/(1+i12 )=(1+)= mm r2 (短徑 )=a r1== mm 齒形、壓力角 ? 及螺旋角 ? 按下表選取，但有些輕、中型貨車(chē)的高檔齒輪也采用了小壓力角。 湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 19 表 齒形、壓力角 ? 及螺旋角 ? 車(chē)型 齒型 壓力角（176。） 螺 旋角（176。） 轎車(chē) 高齒并修形的齒形 ， 15， 16， 25～ 45 一般貨車(chē) GB1356 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20 20～ 30 重型車(chē) GB1356 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 ， 25低檔倒檔齒輪 小螺旋角 汽車(chē)變速器齒輪都采用漸開(kāi)線(xiàn)齒廓。加大齒根圓角半徑和采用齒根圓角過(guò)度等能顯著提高齒輪的承載能力及疲勞壽命。國(guó)家規(guī)定的齒輪標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20176。壓力角 ? 增大使齒根圓厚度及節(jié)圓處漸開(kāi)線(xiàn)曲率半徑都加大，從而使齒輪的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度都會(huì)提高。重型汽車(chē)可采用大 壓力角、小螺旋角，以提高齒輪的承載力、減小軸向力。嚙合套接合齒多選用 30176。壓力角，也有 20176。和 25176。的。 該設(shè)計(jì)中的非圓齒輪采用 GB1356 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形，壓力角 為 20176。，由于是直齒輪故螺旋角 ? 的值為零。 湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 20 第六章 變速裝置齒輪和軸的材料選用及強(qiáng)度校核 [5][6] 材料選用 我們選用汽車(chē)變速箱齒輪常用的材料，作為該傳動(dòng)裝置中非圓齒輪的材料，其中 表 汽車(chē)變速箱齒輪常用的材料 汽車(chē)變速箱、分動(dòng)箱、啟動(dòng)機(jī)及驅(qū)動(dòng)橋的各類(lèi)齒輪常用材 料 20Cr,20CrMnTi,20CrMnMo, 20MnTiB,20MnVB,20CrMo 我們?cè)?本 設(shè)計(jì)中初步選定材料為 20CrMnTi 強(qiáng)度計(jì)算及校核 直齒輪的接觸應(yīng)力可按下式進(jìn)行簡(jiǎn)化計(jì)算 j? = )11(21 ???bFE (MPa) （ ） 式中 F— 法面內(nèi)基圓周切向力 ,即齒面法向力 。 F=??coscos tF (N) （ ） tF 端面內(nèi)分度圓切向力 ,即圓周力 。 tF = dZTj （ ） Tj計(jì)算載荷 ,N mm。 d— 節(jié)圓直徑 ,mm ? 節(jié)點(diǎn)處壓力角； ? 螺旋角； 湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 21 E— 齒輪材料的彈性模量，鋼材取 ??E MPa。 b— 齒輪接觸的實(shí)際寬度； 1? 、 2? 主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑（對(duì)直齒輪： 1? =r1 sin? , 2? =r2 sin? ） ,mm。 1r 、 2r 分別為主、從動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑， mm。 彎曲應(yīng)力可按下式進(jìn)行簡(jiǎn)化計(jì)算（對(duì)直齒輪） w? =ybPKKF t ft ? ?[ w? ]=400— 850 （ N/mm2 ） （ ） 式中： tF 圓周力， tF = dTj2 ,N。 T 計(jì)算載荷， N mm。 ?K 應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取 ，斜齒輪取 ； fK 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 ，從動(dòng)齒輪取 ； b— 齒輪接觸的實(shí)際寬度， mm。 tP 端面周節(jié)， tP =? m。 mP 法面周節(jié)， mP =? nm ； ? 齒形系數(shù)，由圖 可查 圖 k? 重合度影響系數(shù)， k? =2。 湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 22 變速器齒輪及軸多用滲碳合金鋼（ 20Cr,20CrMnTi,20CrMnMo,20MnTiB,20MnVB, 20CrMo）制造。 則有： w? = yPrTtj?????201 =? 400850 （ N/ 2mm ） 易知，該設(shè)計(jì)滿(mǎn)足強(qiáng)度校合 變速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 變速器軸在 工作中承受著轉(zhuǎn)矩及來(lái)自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過(guò)大的噪聲，降低齒輪的強(qiáng)度、耐磨性及壽命。 軸的徑向及軸向尺寸對(duì)其剛度影響很大，且軸長(zhǎng)與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)。變速器軸的最大直徑 D 與支承間的距離 L可按下列關(guān)系式初選。 第一軸及中間軸 ld =～ 第二軸 ld =～ 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑 d可根據(jù)中心距 A 按下式初選 d? (～ )A (mm) 第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 maxeT （ N mm）按下式初選 d=( ～ )3 EMAXT (mm) 計(jì)算： 一軸： 1d =(～ )3420 =～ (mm) 二軸： 2d =（ ～ ） =～ (mm） 三軸： 3d =（ ～ ） =～ (mm） 對(duì)各軸長(zhǎng)度及變速裝置大小的初步估算： 一軸：（ 20 2+10） 6+10 5+150=300+50+150=500（ mm） 二軸：（ 20 2+10） 6+10 5+150=300+50+150=500（ mm） 湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 23 三軸： 500+150=650（ mm） 整個(gè)變速裝置的大小估計(jì)有 750 650 300 這樣一來(lái)，整個(gè)變速裝置的體積顯然過(guò)大，必須加以修正： 首先我們須知，要縮短整個(gè)變速裝置的長(zhǎng)度，必須將其中傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度縮短，這樣又取決與，非圓齒輪的齒寬，于是，我們將齒寬 B降低到最小限度： B=Kc? mn 直齒輪取 Kc=～ Kc值取最小值 ，則 B=? =(mm) 取整數(shù)值 B=(mm) 同時(shí)對(duì)各齒輪之間的間 距進(jìn)行調(diào)整，于是有以下長(zhǎng)度： 一軸、二軸：（ 2+7） 6+10 5+100=390(mm) 余量修正： 390+10=400(mm) 三軸： 400+150=550（ mm） 變速裝置整體尺寸估算： 650 650 300 單位： mm 初選的軸還須根據(jù)變速裝置的結(jié)構(gòu)布置，軸承與花鍵、彈性擋圈的標(biāo)準(zhǔn)，以及軸的剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正。由于該無(wú)級(jí)變速裝置是一個(gè)升速裝置，工作時(shí)三個(gè)軸的轉(zhuǎn)速是依次是上升的，根據(jù)降速增扭，增速降扭的基本原理，在該無(wú)級(jí)變速裝置中，一軸在理論上受的轉(zhuǎn)矩是最大的，其他各軸所受轉(zhuǎn)矩 均不超過(guò)一軸。故其余各軸的直徑應(yīng)一一軸直徑上下浮動(dòng)。 計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力 tF ，徑向力 rF 和軸向力 aF 可按下式求得： tF = d iTemax2 rF = ? ?costan2 maxd iTe aF = diTe ?tan2 max 式中： I至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比 。 湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 24 D計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑， mm。 ? 節(jié)點(diǎn)處壓力角； ? 螺旋角。 tF = 112 448 5 ??? = 410 （ N） rF = ?? ????? 0c os11 20tan44 5 = 410 （ N） aF =0（直齒輪不存在軸向力） 作用在齒輪上的 rF 和和 aF 使軸在鉛垂面內(nèi)彎曲變形，并產(chǎn)生垂直撓度 fc，而 tF 使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度 fs。在求得各支點(diǎn)的鉛垂反力后，計(jì)算相應(yīng)的垂向彎矩 cM 和水平彎矩 sM 。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸的應(yīng)力為： ? ???? ??? 332dMWMw （ Mpa） （ ） 式中： M = 222 jsc TMM ?? jT 計(jì)算轉(zhuǎn)矩， N mm； d— 軸在斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑， mm； wW 彎曲截面 系數(shù)， 3mm ； cM 在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩， N mm； sM 在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩， N mm； ??? 許用應(yīng)力在抵擋工作時(shí)取 ??? =400 Mpa 對(duì)一軸的第三非圓齒輪進(jìn)行受力分析： ?????????? ?? ????212 0150400VrVrV FFF FF ? ??VF ， ??VF ?????????? ?? ????212 0150400HtHtH FFF FF ? ??HF ， ??HF 湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 25 ???? Vc FM （ N mm） ???? Hs FM （ N mm） ??? 332dMWMw ?? ?3 2224532 jsc TMM ?? =≤ 400 Mpa 易知一軸的強(qiáng)度校核符合要求 圖 是 一軸受力分析簡(jiǎn)圖 ，圖中標(biāo)注數(shù)值單位除尺寸為 mm 外 ,其余都為 N mm。 圖 湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 26 普通圓柱蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告 [7] 一、普通蝸桿設(shè)計(jì)輸入?yún)?shù) 1. 傳遞功率 P (kW) 2. 蝸桿轉(zhuǎn)矩 T1 () 3. 蝸輪轉(zhuǎn)矩 T2 () 4. 蝸桿轉(zhuǎn)速 n1 (r/min) 5. 蝸輪轉(zhuǎn)速 n2 (r/min) 6. 理論傳動(dòng)比 i 7. 實(shí)際傳動(dòng)比 i39。 8. 傳動(dòng)比誤差 (％ ) 9. 預(yù)定壽命 H 20210(小時(shí) ) 10. 原動(dòng)機(jī)類(lèi)別 電動(dòng)機(jī) 11. 工作機(jī)載荷特性 平 穩(wěn) 12. 潤(rùn)滑方式 浸油 13. 蝸桿類(lèi)型 阿基米德蝸桿 14. 受載側(cè)面 一側(cè) 二、材料及熱處 理 1. 蝸桿材料牌號(hào) 45(表面淬火 ) 2. 蝸桿熱處理 表面淬火 3. 蝸桿材料硬度 HRC45～ 55 4. 蝸桿材料齒面粗糙度 ～ (μ m) 5. 蝸輪材料牌號(hào)及鑄造方法 ZCuZn38Mn2Pb2(砂模 ) 6. 蝸輪材料許用接觸應(yīng)力 [σ ]H39。 0