变速器课程设计说明书

-1-课程设计说明书题目：机械变速器传动机构设计学生姓名：潘东学号：20080711系部名称：汽车与交通工程学院专业班级：车辆工程B08-1班指导教师：李涵武王永梅职称：教授讲师二○一一年十二月二十六日-2-目录第一章基本数据选择………………………………………………011.1设计初始数据…………………………………………………………………011.1.1变速器各挡传动比的确定………………………………………………021.1.2中心距……………………………………………………………………031.2齿轮参数……………………………………………………………………041.3各挡齿轮齿数的分配………………………………………………………05第二章齿轮校核………………………………………………………172.1齿轮材料的选择原则……………………………………………………172.2计算各轴的转矩…………………………………………………………182.3齿轮强度计算……………………………………………………………182.3.1齿轮弯曲强度计算…………………………………………………182.3.2齿轮接触应力………………………………………………………222.4计算各挡齿轮的受力……………………………………………………23第三章轴及轴上支撑件的校核………………………………243.2轴的强度计算…………………………………………………………263.2.1初选轴的直径…………………………………………………293.2.2轴的强度校核………………………………………………………303.3轴承及轴承校核……………………………………………………323.3.1一轴轴承校核…………………………………………………………363.3.2中间轴轴承校核……………………………………………………38-3-第一章数据计算1.1设计初始数据：（方案二）学号：24最高车速：maxaU=94+2×(24-25)=92Km/h发动机功率：maxeP=124+(24-25)=123KW转矩：maxeT=560+5×(24-25)=555Nm总质量：ma=9410+50×(24-25)=9360Kg转矩转速：nT=1400+50×(24-20)=1200r/min车轮：9.00-20r≈R=(9×2+20)/2=19×25.4=482.6mm1.1.1变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则5gi=1maxaU=0.3770maxiirngp式中：maxaU—最高车速pn—发动机最大功率转速r—车轮半径maxgi—变速器最大传动比0i—主减速器传动比pn/Tn=1.4～2.0即pn=（1.4～2.0）×1200=1680～2400r/minmaxeT=9549×penPmax（式中=1.1～1.3，取=1.2）所以，pn=9549×(1.1~1.3)×123/555=2327.89~2751.14r/min取pn=2500r/min-4-主减速器传动比0i=0.377×maxmaxUairngp=0.377×9248.02500=5单极主减速器，取=95%，轻型商用车1gi在5.0~8.0范围，g=96%，T=×T=90%×96%=91%最大传动比1gi的选择：①满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式dtdumGiuACGfriiTaDTg20emax15.21（1.1）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为sincos0emaxGGfriiTTg（1.2）即，TtqgiTfGri01sincos式中：G—作用在汽车上的重力，mgG，m—汽车质量，g—重力加速度；maxeT—发动机最大转矩，maxeT=555N.m；0i—主减速器传动比，0i=5；T—传动系效率，T=91%；r—车轮半径，r=0.48m；f—滚动阻力系数，对于货车取f=0.02；—爬坡度，取=16.7°%9161.519841.07.16sin7.16cos02.08.940761）（gi=7.237-5-②满足附着条件。riiTTg01emaxz2F·φ在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75由①②得7.237≤1gi≤8.49；所以，取1gi=8其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：qiiiiiiiigggggggg54433221式中：q—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：41qig，32qig，23qig，qig41n1giq=48=1.682所以其他各挡传动比为：2gi=3q=4.759，3gi=2q=2.8294gi=q=1.6821.1.2中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式31maxgeAiTKA（1.3）式中：A—变速器中心距（mm）；AK—中心距系数，商用车：AK=8.6～9.6，取9.0；maxeT—发动机最大转矩（N.m）；1i—变速器一挡传动比，1gi=8.0；g—变速器传动效率，取96%；maxeT—发动机最大转矩，maxeT=555N.m。-6-则，31maxgeAiTKA=139.44~155.65（mm）初选中心距A=150mm。1.2齿轮参数1、模数齿轮的模数定为4.0mm。2、压力角国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。3、螺旋角货车变速器螺旋角：18°～26°初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为23°4、齿宽b直齿mkbc，ck为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0；斜齿ncmkb，ck取为6.0～8.5，取7.0。5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。1.3各挡齿轮齿数的分配图1.3.1变速器传动示意图1、确定一挡齿轮的齿数中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12~17之间选用，最小为12~14，取10Z=13，-7-一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为101921gZZZZi（1.4）为了求9Z，10Z的齿数，先求其齿数和hZ，斜齿nhmAZcos2（1.5）=423cos1502　=69.03取整为70即9Z=hZ-10Z=70-13=572、对中心距A进行修正因为计算齿数和hZ后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。109n0cos2mAhZ=152.09mm取整为A=154mm。计算精确值：A=10ncos2mhZ26.24109对一档齿轮进行变位：端面压力角t：tant=tann/cos10t=21.82°啮合角,t：cos,t=toAAcos=0.939,t=23.53°变位系数之和nt,t109ntan2invinvzz=0.488385.41357109zzU55.010062.0-55.0488.09-8-一挡齿轮参数：式子：n0n/mAAy）（=0.478nnnyy=0.488-0.478=0.01分度圆直径1099n9cos/mzd=251mm10910n10cos/mzd=57mm齿顶高nn9an9yhmha=4.0mmnn10an10yhmha=6.0mm齿根高n9an9hmchf=5.0mmn10an10hmchf=3.0mm齿全高9fa9hhh=9mm齿顶圆直径99a92ahdd=259mm10a10102hdda=69mm齿根圆直径9992ffhdd=241mm1010102ffhdd=51mm当量齿数109399vcos/zz=75.910931010vcos/zz=17.31节圆直径mmzzzAd8.25021099'9mmdr4.12521'9'9mmzzzAd2.57210910'10mmdr6.2821'10'10-9-3、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（1.3）求出常啮合传动齿轮的传动比9101g12ZZiZZ（1.6）=57138=1.825常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，初选21=20，即2121cos2ZZmAn（1.7）nmAZZ2121cos2=420cos1542=72由式（1.6）、（1.7）得1Z=25.48，2Z=46.52取整为1Z=25，2Z=47，则：101921gZZZZi=25134757=8.24≈1gi=8对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距2121cos2ZZmAno=153.24mm取整A=154mm计算精确值：A=2ncos2mhZ76.2021端面压力角tant=tann/cos21t=21.27°端面啮合角totAAcoscos,98.21,t-10-变位系数之和nttinvinvzztan2,21n=0.195查变位系数线图得：88.1254712zzU28.01085.028.0195.02式中：n0n/mAAy）（=0.19nnnyy=0.195-0.19=0.005常啮合齿轮参数：分度圆直径2111cosnmzd=107mm2122cosnmzd=201mm齿顶高nn1an1yhmha=5.1mmnn2an10yhmha==3.6mm齿根高n1nan1hmchf=3.9mmn2nan2hmchf=5.4mm齿全高1fa1hhh=9.0mm齿顶圆直径11a12ahdd=117.2mm2a222hdda=208.2mm齿根圆直径1112ffhdd=99.2mm2222ffhdd=190.2mm当量齿数：21311vcos/zz=30.5821322vcos/zz=57.5节圆直径mmzzzAd9.1062211'1-11-mmdr45.5321'1'1mmzzzAd06.2012212'2mmdr53.10021'2'24、确定其他各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选87=20°81722ZZZZi（1.8）21287ZZiZZ=4725759.4=2.53887ncos2ZZmA（1.9）n887cos2mAZZ=72由式（1.8）、（1.9）得7Z=51.6，8Z=20.4取整为7Z=53，8Z=19则，81722ZZZZi=19255347=5.24≈2gi=4.259对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距8787cos2ZZmAno=153.24mm取整A=154mm求8的精确值：887cos2ZZmAn8=20.76°端面压力角tant=tann/cos8t=20.76°-12-端面啮合角totAAcoscos,98.21,t变位系数之和nt,t87ntan2invinvzz=0.1957.2195387zzU8=0.367=0.195-0.36=-0.165二挡齿轮参数：式中：n0n/mAAy）（=0.19nnnyy=0.05分度圆直径8777cosnmzd=226.7mm8788cosnmzd=81.3mm齿顶高nn7an7yhmha=3.3mmnn8an8yhmha=5.4mm齿根高n7nan7hmchf=5.7mmn8nan2hmchf=3.6mm齿全高7fa7hhh=9mm齿顶圆直径77a