【文章內(nèi)容簡介】 心距系數(shù)，轎車取 AK =～ ，貨車取 AK =～ Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， N m 由于 本 設(shè)計所 參考的 最大 輸入 轉(zhuǎn) 矩 為 400 N m 左右，故初步 選用的發(fā)動機型號為EQD6105，其最大輸出轉(zhuǎn) 矩 為 420 N m， 故有： A=（ ～ ） 3420 =（ ～ ） =～ 同時，對于該非圓齒輪定軸輪系，須滿足以下條件： ? m z= A 其中，汽車變速箱齒輪的法向模數(shù)由下表給出的范圍按國標 GB1357— 87規(guī)定選取 圖 汽車變速箱齒輪的法向模數(shù) 車型 微型、普通級轎車 中級轎車 中型貨車 重型車 m ～ ～ ～ ～ 從齒輪應(yīng)力的合理性及強度考慮，每對齒輪應(yīng)有各自的模數(shù)，但從工藝性考慮，一個變速裝置的 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=（ ～ ） 湖北汽車工業(yè)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 18 在 A=～ ）范圍中取整數(shù)值 z 即 z=（ ～ ） 于是初選 z=40 則 A= ???= 計算齒寬 B 選擇齒寬時既要考慮質(zhì)量小，軸向尺寸緊湊，又要保證強度及工作穩(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，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命，則有 B=? =20mm r1(短徑 )=a/(1+i12 )=(1+)= r2 (長徑 )=a r1== r1(長徑 )= 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、中型貨車的高檔齒輪也采用了小壓力角。 湖北汽車工業(yè)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 19 表 齒形、壓力角 ? 及螺旋角 ? 車型 齒型 壓力角（176。） 螺 旋角（176。） 轎車 高齒并修形的齒形 ， 15， 16， 25～ 45 一般貨車 GB1356 規(guī)定的標準齒形 20 20～ 30 重型車 GB1356 規(guī)定的標準齒形 ， 25低檔倒檔齒輪 小螺旋角 汽車變速器齒輪都采用漸開線齒廓。加大齒根圓角半徑和采用齒根圓角過度等能顯著提高齒輪的承載能力及疲勞壽命。國家規(guī)定的齒輪標準壓力角為 20176。壓力角 ? 增大使齒根圓厚度及節(jié)圓處漸開線曲率半徑都加大，從而使齒輪的彎曲強度和接觸強度都會提高。重型汽車可采用大 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)計中的非圓齒輪采用 GB1356 規(guī)定的標準齒形，壓力角 為 20176。，由于是直齒輪故螺旋角 ? 的值為零。 湖北汽車工業(yè)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 20 第六章 變速裝置齒輪和軸的材料選用及強度校核 [5][6] 材料選用 我們選用汽車變速箱齒輪常用的材料，作為該傳動裝置中非圓齒輪的材料，其中 表 汽車變速箱齒輪常用的材料 汽車變速箱、分動箱、啟動機及驅(qū)動橋的各類齒輪常用材 料 20Cr,20CrMnTi,20CrMnMo, 20MnTiB,20MnVB,20CrMo 我們在 本 設(shè)計中初步選定材料為 20CrMnTi 強度計算及校核 直齒輪的接觸應(yīng)力可按下式進行簡化計算 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計算載荷 ,N mm。 d— 節(jié)圓直徑 ,mm ? 節(jié)點處壓力角； ? 螺旋角； 湖北汽車工業(yè)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 21 E— 齒輪材料的彈性模量，鋼材取 ??E MPa。 b— 齒輪接觸的實際寬度； 1? 、 2? 主、從動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑（對直齒輪： 1? =r1 sin? , 2? =r2 sin? ） ,mm。 1r 、 2r 分別為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑， mm。 彎曲應(yīng)力可按下式進行簡化計算（對直齒輪） w? =ybPKKF t ft ? ?[ w? ]=400— 850 （ N/mm2 ） （ ） 式中： tF 圓周力， tF = dTj2 ,N。 T 計算載荷， 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)，主動齒輪取 ，從動齒輪取 ； b— 齒輪接觸的實際寬度， 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。 湖北汽車工業(yè)學院畢業(yè)設(shè)計（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)計滿足強度校合 變速器軸的設(shè)計計算 變速器軸在 工作中承受著轉(zhuǎn)矩及來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。剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。 軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應(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)動機最大轉(zhuǎn)矩 maxeT （ N mm）按下式初選 d=( ～ )3 EMAXT (mm) 計算： 一軸： 1d =(～ )3420 =～ (mm) 二軸： 2d =（ ～ ） =～ (mm） 三軸： 3d =（ ～ ） =～ (mm） 對各軸長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） 湖北汽車工業(yè)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 23 三軸： 500+150=650（ mm） 整個變速裝置的大小估計有 750 650 300 這樣一來，整個變速裝置的體積顯然過大，必須加以修正： 首先我們須知，要縮短整個變速裝置的長度，必須將其中傳動軸的長度縮短，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) 同時對各齒輪之間的間 距進行調(diào)整，于是有以下長度： 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、彈性擋圈的標準，以及軸的剛度與強度驗算結(jié)果進行修正。由于該無級變速裝置是一個升速裝置，工作時三個軸的轉(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，在該無級變速裝置中，一軸在理論上受的轉(zhuǎn)矩是最大的，其他各軸所受轉(zhuǎn)矩 均不超過一軸。故其余各軸的直徑應(yīng)一一軸直徑上下浮動。 計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至計算齒輪的傳動比 。 湖北汽車工業(yè)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 24 D計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm。 ? 節(jié)點處壓力角； ? 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。在求得各支點的鉛垂反力后，計算相應(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 在計算斷面處軸的垂向彎矩， N mm； sM 在計算斷面處軸的水平彎矩， N mm； ??? 許用應(yīng)力在抵擋工作時取 ??? =400 Mpa 對一軸的第三非圓齒輪進行受力分析： ?????????? ?? ????212 0150400VrVrV FFF FF ? ??VF ， ??VF ?????????? ?? ????212 0150400HtHtH FFF FF ? ??HF ， ??HF 湖北汽車工業(yè)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 25 ???? Vc FM （ N mm） ???? Hs FM （ N mm） ??? 332dMWMw ?? ?3 2224532 jsc TMM ?? =≤ 400 Mpa 易知一軸的強度校核符合要求 圖 是 一軸受力分析簡圖 ，圖中標注數(shù)值單位除尺寸為 mm 外 ,其余都為 N mm。 圖 湖北汽車工業(yè)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 26 普通圓柱蝸桿傳動設(shè)計結(jié)果報告 [7] 一、普通蝸桿設(shè)計輸入?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. 理論傳動比 i 7. 實際傳動比 i39。 8. 傳動比誤差 (％ ) 9. 預(yù)定壽命 H 20210(小時 ) 10. 原動機類別 電動機 11. 工作機載荷特性 平 穩(wěn) 12. 潤滑方式 浸油 13. 蝸桿類型 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 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. 蝸輪材料牌號及鑄造方法 ZCuZn38Mn2Pb2(砂模 ) 6. 蝸輪材料許用接觸應(yīng)力 [σ ]H39。 0