【正文】 范圍內(nèi)變化本次設(shè)計中取鎖止角β 30176。 3 摩擦面平均半徑 R R 設(shè)計的越大則摩擦力矩越大 R 往往受結(jié)構(gòu)限制包括變速器中心距級相關(guān)零件的尺寸和布置的限制以及 R 取大以后還會影響同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束故不能取大原則上是在條件允許的情況下 R 盡可能的大些此次設(shè)計中 R 取 25mm 左右 4 錐面工 作長度 b 縮短錐面工作長度 b可使變速器的軸向長度縮短但同時也減少了錐面的工作面積增加了單位壓力并使磨損加速設(shè)計時可按以下公式確定 b b 式中 P 為摩擦面的許用壓力對于黃銅與鋼的摩擦副 p≈ 1015MPaMm 為摩擦力矩 f 為摩擦因數(shù) R 為摩擦錐面的平均半徑 經(jīng)初步計算與成本的考慮初定 b 5mm 5 同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣同步環(huán)的徑向厚度要受結(jié)構(gòu)布置上的限制包括變速器中心距級相關(guān)零件特別是錐面平均半徑 R 和布置上的限制不易取得很厚但必須保證同步環(huán)有足夠的強度 乘用車的同步環(huán)比貨車的小些應(yīng)選用鍛件或精 密鍛造工藝加工制成這樣能提高材料的屈服強度和疲勞壽命鍛造是選用錳黃銅的材料有的變速器用高強度高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵的表面噴鍍一層鉬 0305mm使其摩擦因數(shù)在剛與銅合金的摩擦副范圍內(nèi)而耐磨性和強度明顯的提高也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基本的錐孔表面噴上厚 007012mm 的鉬制成噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的 23 倍以鋼質(zhì)為基本的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅還可以提高同步環(huán)的強度本次設(shè)計中同步環(huán)的厚度初定 10mm 3 鎖止角β 鎖止角β選取的正確可以保證只有在換擋的兩個部分之間的角速度差達到零值時才能換擋影響鎖止角β 選取的因數(shù)主要有摩擦因數(shù) f摩擦錐面平均半徑 R鎖止平面平均半徑和錐面半錐角α已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在 26176。時摩擦力矩較大但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時則有粘著和咬住的傾向在α 7176。 8176。 1682N 計算圓周力 F2 2155000715 4335N 計算軸向力 Fa 2155000tg20176。 a 245mmb 1905mmL 215mmE 210000MPaI πd464 14936mm4 計算徑向力 F1 21 55000tg20176。605 1864N 計算水平面撓度 fc 198812852865232100002419539215 004＜ [fc] 計算垂直面撓度 fs 512312852865232100002419553215 0103＜ [fs] 軸的全撓度 f 011＜ [f] 計算轉(zhuǎn)角δ 198812858651285 86532100002419553215 000027 rad＜ [δ ] 校核剛度 F 合 5495N M 總 F 合 abL 54951285865215 284085Nmm Ma 12Fad 051864605 56386Nm M 328494Nm ? 323284943142553 207MPa＜ [? ] 綜上計算內(nèi)容掛三檔時軸滿足強度和剛度的要求 5 校核四擋齒輪處軸的強度和剛度 已知 d 26 275 715mmTe 155Nm 壓力角α 20176。605cos2027176。螺旋角β 2027176。 2572N 計算圓周力 F2 21550004675 6631N 計算軸向力 Fa 2155000tg20176。傳動比 i 1823a 1265mmb 885mmL 215mmE 210000MPaI π d464 2419539mm4 計算徑向力 F1 2155000tg20176。 341911N 計算圓周力 F2 215500033 939394N 計算軸向力本次設(shè)計中由于倒擋齒輪是直齒故沒有軸向力 計算水平面撓度 fc 341911161254232100002805953215 0048mm＜ [fc] 計算垂直面撓度 fs 939394161254232100002805953215 0132＜ [fs] 軸的全撓度 f 014＜ [f] 計算轉(zhuǎn)角δ 34191116154161 5432100002805953215 000084rad＜ [δ ] 校核剛度 F 合 999682N M 總 F 合 abL 99968216154215 40 M 43 ? 32431176073142753 217MPa＜ [? ] 綜上計算內(nèi)容掛倒擋時軸滿足強度和剛度的要求 3 校核二擋齒輪處軸的強度和剛度 已知 d 23375 2 4675mmTe 155Nm 壓力角α 20176。傳動比 i 3182a 161mmb 54mmL 215mmE 210000MPaI πd464 2805953mm 4 計算徑向力 F1 2155000tg20176。 341911N 計算圓周力 F2 215500033 939394N 計算軸向力本次設(shè)計中由于一擋齒輪是直齒故沒有軸向力 計算水平面撓度 fc 341911191224232100002805953215 0019＜ [fc] 計算垂直面撓度 fs 939394191224232100002805953215 0052＜ [fs] 軸的全撓度 f 0055＜ [f] 計算轉(zhuǎn)角δ 34191119124191 2432100002805953215 000069rad＜ [δ ] 校核剛度 F 合 999682N M 總 F 合 abL 99968219124215 21 M 26354143 ? 32263541433142753 129MPa＜ [? ] 綜上計算內(nèi)容掛一擋時軸滿足強度和剛度的要求 2 校核倒擋齒輪處軸的強度和剛度 已知 d 165 2 33mmTe 155Nm 壓力角α 20176。傳動比 i 3545a 191mmb 24mmL 215mmE 210000MPaI π d464 2805953mm4 計算徑向力 F1 2155000 tg20176。 E為齒輪材料的彈性模量 MPab為齒輪接觸的實際寬度ρ Zρ b為主從動輪節(jié)點處的曲率半徑 mm 直齒輪ρ Z rzsinαρ b rbsinα斜齒輪ρ Z rzsinα cos2βρ b rbsinα cos2β rzrb 為主從動輪節(jié)圓半徑 mm 將作用在變速器第一軸上的載荷 Te2 作為計算載荷時變速器的許用接觸應(yīng)力見下表所示 表 41 變速器齒輪的接觸應(yīng)力 齒輪 ? jMPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 19002021 9501000 常嚙合齒輪和高檔 13001400 650700 F F1cosα cosβ F1 2Tgd 輸出軸上的齒輪其 Tg Te2 正常嚙合齒輪的節(jié)圓直徑 d 等于分度圓直徑所以 d mz 齒輪所選用的材料為20GrMnTi 表面滲碳處理彈性模量 E 210000 Mpa 將各參數(shù)帶入式 45 后計算得出 一擋齒輪的接觸應(yīng)力為 130152MPa 倒擋齒輪的接觸應(yīng)力為 140812MPa 二擋齒輪的接觸應(yīng)力為 119793MPa 三擋齒輪的接觸應(yīng)力為 101077Mpa 四擋齒輪的接觸應(yīng)力為 92977Mpa 參照上表計算所得出的數(shù)據(jù)滿足齒輪的許用接觸應(yīng)力 綜合齒輪的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力此次設(shè)計的齒輪均基本滿足強度要求 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼其表層的高硬度和心部的高韌性相結(jié)合能大大提高齒輪的耐磨性和抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力在選用剛才及熱處理時可對加工性及成本予以考慮 國內(nèi)汽車常用的變速器齒輪材料有 20GrMnTi20GrMn2TiB15MnCr520MnCr525 MnCr528 MnCr5 滲碳齒輪的表面硬度為 5863HRC 心部硬度為 3348HRC 本次設(shè)計中齒輪的材料選用 20GrMnTi 一般設(shè)計中軸與齒輪的材料選取應(yīng)相同所以此次設(shè)計中軸的材料也選用 20GrMnTi 43 軸的強度計算 變速器在工作時由于齒輪上有圓周力徑向力和軸向力作用變速器的軸承受轉(zhuǎn)矩和彎矩要求變速器的軸應(yīng)有足 夠的剛度和強度因為剛度不足軸會發(fā)生彎曲變形結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合對齒輪的強度耐磨性和工作噪聲的均有不利影響因此在設(shè)計變速器軸時器剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件來初選軸的直徑然后根據(jù)公式進行相關(guān)的剛度和強度方面的驗算 的直徑 此次設(shè)計的變速器為兩軸式四檔變速器重強度的方面考慮一擋齒輪處的輸入軸輸出軸部分器受力最大所以此次的軸的直徑應(yīng)該是最粗的地方直徑初選 30mm 輸入軸花鍵部分直徑 dmm 可按下式初選 d K 式中 K 為經(jīng)驗系數(shù) K 4046Te 為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 Nm 計算后得出 d 2148mm2470mm 先取 d 23mm 度驗算 1 軸的剛度驗算 對齒輪工作的影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和周在水平面內(nèi)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角前者是齒輪的中心距發(fā)生變化破壞了齒輪的正常嚙合后者是齒輪相互歪斜致使沿齒長方向的壓力分布不均勻 在計算時可以按照下式計算 fc fs δ F1 F2 Fa 式中 fc 為軸在垂直面上內(nèi)的撓度 fs 為軸在水平面的撓度δ為轉(zhuǎn)角 F1 為齒輪齒寬中間平面的徑向力 NF2為齒輪齒寬中間平面的圓周 力 NFa為軸向力 i為傳動比 d 為齒輪節(jié)圓直徑α為節(jié)點處壓力角β為螺旋角 E 為彈性模量 MPaE 21105MPaI 為慣性矩 mm4 對于實心軸 I π d464d 為軸的直徑 mm 花鍵處按平均直徑計算 ab 為齒輪上的作用力距支座 AB 的距離 mmL 為支座間的距離 mm 軸的全撓度 f ≤ 02mm 軸在垂直面和水平面撓度的允許值為 [fc] 005010mm[fs] 010015mm 齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不能超過 0002rad 2 軸的強度計算 作用在齒輪是上的徑向力和軸向力是軸在垂直面內(nèi)彎曲變形而圓周力是軸在水平面內(nèi)彎曲變形其盈利為 ? 式中 M Nmm d 為軸的直徑 mm 花鍵取內(nèi)徑 W 為抗彎截面系數(shù) mm3 在低檔工作時 [? ]≤ 400MPa 擋齒輪處軸的強度和剛度 在本次設(shè)計中由于是兩軸式變速箱正常工作時只有一對齒輪嚙合所以對其總彎矩的計算可用以下公式 對于直齒輪 M 總 F 合 abL 其中 F 合 M 對于斜齒輪由于多了一項軸向力且軸向力產(chǎn)生的彎矩為 Ma 12Fad M 此次設(shè)計中各檔齒輪在軸上的分布情況如下圖所示 圖 42 各擋齒輪在軸上的分布狀況及其分度圓半徑 各擋齒輪出軸的直徑如下所示 一 擋齒輪處軸的直徑 275mm 倒檔齒輪處軸的直徑 二檔齒輪處