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中間軸式五擋變速器設計【含CAD圖紙、說明書】中間軸式五擋變速器設計【含CAD圖紙、說明書】

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A1-中間軸式五擋變速器裝配圖.bak
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A3-一擋從動齒輪9零件圖.bak
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汽車設計課程設計變速器設計中間軸式變速器概 述變速器的功用是根據汽車在不同的行駛條件下提出的要求,改變發動機的扭矩和轉速,使汽車具有適合的牽引力和速度,并同時保持發動機在最有利的工況范圍內工作。為保證汽車倒車以及使發動機和傳動系能夠分離,變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時,還應有功率輸出裝置。對變速器的主要要求是1.應保證汽車具有高的動力性和經濟性指標。在汽車整體設計時,根據汽車載重量、發動機參數及汽車使用要求,選擇合理的變速器擋數及傳動比,來滿足這一要求。2.工作可靠,操縱輕便。汽車在行駛過程中,變速器內不應有自動跳擋、亂擋、換擋沖擊等現象的發生。為減輕駕駛員的疲勞強度,提高行駛安全性,操縱輕便的要求日益顯得重要,這可通過采用同步器和預選氣動換擋或自動、半自動換擋來實現。3.重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數是變速器的中心距。選用優質鋼材,采用合理的熱處理,設計合適的齒形,提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。4.傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失,應有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質量,采用適當的潤滑油都可以提高傳動效率。5.噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數,提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。中間軸式五檔變速器設計一、傳動方案和零部件方案的確定作為一輛前置后輪驅動的貨車,毫無疑問該選用中間軸式多擋機械式變速器。中間軸式變速器傳動方案的共同特點如下(1) 設有直接擋;(2) 1 擋有較大的傳動比;(3) 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動,擋位低的齒輪(1 擋)可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動;(4) 除 1 擋外,其他擋位采用同步器或嚙合套換擋;(5) 除直接擋外,其他擋位工作時的傳動效率略低。(一) 傳動方案初步確定(1)變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體,第 2 軸前端經滾針軸承支撐在第 1 軸后端的孔內,且保持兩軸軸線在同一條直線上,經嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動,1 擋采用滑動直齒齒輪傳動。(2)倒擋利用率不高,而且都是在停車后再掛入倒擋,因此可以采用支持滑動齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯體齒輪,避免中間齒輪在最不利的正負交替對稱變化的彎曲應力狀態下工作,提高壽命,并使倒擋傳動比有所增加,倒擋的輸出軸從動齒輪與 1 擋的輸出軸從動齒輪相同。圖 1 中間軸式五擋變速器傳動方案 根據以上要求,選擇圖 1-a 方案作為本設計的中間軸式五擋變速器的傳動方案。(二)零部件結構方案1.齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較,斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優點;缺點是制造工藝復雜,工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒擋。2.換擋機構形式此變速器換擋機構有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換擋,會在輪齒端面產生沖擊,齒輪端部磨損加劇并過早損壞,并伴有噪聲,不宜用于高擋位。為簡化機構,降低成本,此變速器 1 擋、倒擋采用此種方式。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多,嚙合套不會過早被損壞,但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。因此不適合用于本設計中的變速器,不采用嚙合套換擋。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲,得到廣泛應用。雖然結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大,但為了降低駕駛員工作強度,降低操作難度,2 擋以上都采用同步器換擋。3.變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。變速器第 1 軸、第 2 軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承,按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力,原則上由前或后軸承來承受都可以;但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候,必須由后端軸承承受軸向力,前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接,有相對轉動的地方,比如高擋區域同步器換擋的第 2 軸齒輪和第 2 軸的連接,由于滾針軸承滾動摩擦損失小,傳動效率高,徑向配合間隙小,定位及運轉精度高,有利于齒輪嚙合,在不影響齒輪結構的情況下,應盡量使用滾針軸承。二、主要參數的選擇和計算目前,貨車變速器采用 45 個擋或多擋,多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數大致在 45 個,需要通過計算傳動比范圍后最后確定。(一)先確定最小傳動比傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比 和主減速器傳動比 的乘積來表???? ??0示 3-1??????????????????????0通常變速器最小傳動比 取決于傳動系最小傳動比 和主減速器傳動比 ,?????????? ????0 ??0而根據汽車理論,汽車最高車速時變速器傳動比最小,則根據公式0.377 3-2????????????????????0式中 為汽車行駛速度,km/h; n 為發動機轉速,r/min; r 為車輪半徑,m; ????特指為最高擋傳動比。??????????可得0.377 3-3 ????????????????????????輕型車輪胎尺寸根據 GB/T2977-1977載重汽車輪胎系列可選用6.5R16LT,即輪胎的名義寬度為 6.5in,輪輞名義直徑 16in,貨車輪胎扁平率為90100,在此取 90,則輪胎滾動半徑可以計算為??6.5901625.41000 ≈0.352??汽車給定的最大車速為 80km/h,發動機轉速為 3403r/min,代入 3-3 式得5.08??????????另外,為了滿足足夠的動力性,還需要校核最高擋動力因數 。一般汽??0??????車直接擋或最高擋動力因數取值范圍如下表所示動力因數取值輕型貨車 微型貨車 轎車0.040.08 0.080.1 0.10.2本設計中取 0.06,最小傳動比與最高擋動力因數 有如下關系??0?????? ??0?????? 3-4??0????????????????????????????ηt???? ?????????????221.15??式中 為直接擋或最高擋時,發動機發出最大扭矩時的最大車速,km/h,此??????時可近似取 。????????????????其它參數見下表。參數說明ηt N.m????????????最大轉矩對應轉速(r/min)空氣阻力系數 ????迎風面積Am2km/h??????????0.9 235.58 1640 0.8 3.51 80根據 3-4 式可得 5.85.08,從滿足最高擋動力因數兼顧燃油經濟性,??????????取傳動系最小傳動比為 5.14。若按直接擋 1,則 5.14,該車采用?????????? ????????????0單級主減速器,主減速器傳動比 ,滿足要求。i0≤ 7(二)確定最大傳動比確定傳動系最大傳動比,要考慮三方面問題,最大爬坡度或 1 擋最大動力因數 、附著力和汽車最低穩定車速。傳動系的最大傳動比通常是變速器 1??0??????擋傳動比 與主減速器傳動比 的乘積,即????1 ??0 3-5??????????????1??0當汽車爬坡時車速很低,可以忽略空氣阻力,汽車的最大驅動力應為 3-6????????????????????????各表達式展開為3-7??????????????????????ηt?? ????cos??????????sin????????則≥ 3-8????1??( ??cos????????sin????????) ????????????????0ηt各參數見下表計算參數表η t f ??0 rm kg???? N.m????????????????????0.9 0.02 5.14 0.352 4500 235.58 16°7 30代入 3-8 式計算可得 ≥4.25 。????11 擋傳動比還應滿足附著條件 3-9??????????????????????????1??0ηt?? ≤ ????對于后輪驅動汽車,最大附著力有如下公式 3-10????????2????2????2????式中 為后軸質量, 65 ,取 0.8??2 ??2 ???? ??將式 3-10 代入式 3-9 求得7.41????1≤??2????????????????????0ηt取 6。因此,變速器傳動比范圍是 16,傳動系最大傳動比????130.84。??????????(三)擋位數確定增加變速器擋位數能夠改善汽車的動力性和經濟性。擋位數越多,變速器的結構越復雜,使輪廓尺寸和質量加大,而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的情況下,增加變速器的擋位數會使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動比比值減小,使換擋工作容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后,應該確定中間各擋的傳動比。實際上,汽車傳動系各擋傳動比大體上是按照等比級數分配的。此貨車暫定擋位數為 5,則相鄰擋位傳動比的比值為Q 1.5651.84????146.0一般擋數選擇要求如下1) 為了減小換擋難度,相鄰擋位之間的傳動比比值在 1.8 以下。2) 高擋區相鄰擋位之間的傳動比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。滿足要求,確定擋位數為 5,則6, 3.83, 2.45, q1.565, 1。為了滿足要求 2)????1 ????2??3 ????3??2 ????4 ????5各擋取值修正如下 6, 3.7, 2.34, 1.51, 1????1 ????2 ????3 ????4 ????5四中心距 A對于中間軸式變速器,中間軸與第 2 軸之間的距離稱為變速器中心距 A。變速器中心距是一個基本參數,對變速器的外形尺寸、體積和質量大小、齒輪的接觸強度都有影響。中心距越小,齒輪的接觸應力越大,齒輪的壽命越短。因此,最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。初選中心距 A 時,可根據下面的經驗公式計算A 3-11????3??????????????1η ??式中 比????為 中心距系數, 貨車為 8.69.6;??????????為發動 機最大 轉 矩, ??.??; ????1為變 速器 1擋傳動傳動效率,取 96。; η ??為變 速器貨車的變速器中心距在 80170mm 范圍內變化。對于本輕型貨車,可取9.3,其余取值按照已有參數計算 3-11 式可得 A≈102.96mm。????(五)外形尺寸設計貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數有關,5 擋為(2.73)A。當變速器選用的常嚙合齒輪對數和同步器多時,應取給出范圍的上限。本車 5 擋變速器殼體的軸向尺寸取 3A,取整得 L309mm。(六)齒輪參數1.模數的選取齒輪模數選取的一般原則如下1)為了減少噪聲應合理減小模數,同時增加齒寬;2)為使質量小些,應該增加模數,同時減少齒寬;3)從工藝方面考慮,各擋齒輪應該選用同一種模數;4)從強度方面考慮,各擋齒輪應該選用不同模數;5)對于貨車,減少質量比減小噪聲更加重要,因此模數應該選得大一些;6)低擋齒輪選用大一些的模數,其他擋位選用另一種模數。微型貨車( )變速器齒輪法向模數范圍為 3.003.50,所選模數應該????6??符合國家標準的規定。優先選用第一系列的模數,盡量不選括號內的模數。遵照以上原則,1 擋直齒齒輪選用模數 m3.5mm,其余擋位斜齒齒輪選3.5mm。????同步器與嚙合套的結合齒多采用漸開線齒形,出于工藝性考慮,同一變速器中的結合齒模數相同,其選取范圍為乘用車和中型貨車取 23.5。選取較小的模數可是齒數增多,有利于換擋,在此取 2.0。2.壓力角 α壓力角較小時,重合度較大,傳動平穩,噪聲較低;壓力角較大時,可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。對貨車,為提高齒輪強度應選用 22.5°或 25°等大些的壓力角。國家規定的標準壓力角為 20°,所以普遍采用的壓力角為 20°。嚙合套或同步器的壓力角有 20°、25°、30 °等,普遍采用 30°壓力角。遵照國家規定取齒輪壓力角為 20°,嚙合套或同步器壓力角為 30°。3.螺旋角 β齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、齒輪強度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時,可使齒輪嚙合的重合度增加,因而平穩工作、噪聲降低。從提高低擋齒輪的抗彎強度出發,以 15°25°為宜,從提高高擋齒輪的接觸強度和重合度出發,應當選用大些的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是 18°26°。4.齒寬 b齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質量,但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩的優點削弱,齒輪工作應力增加;選用較大的齒寬,工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜,使齒輪沿齒寬方向受力不均勻,并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數的大小來確定齒寬 b。直齒為 b m, 為齒寬系數,???? ????取為 4.58.0。斜齒為 b , 取為 6.08.5。???????? ????嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可選為 24mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數 可取大些,使接觸線長度增加,接觸應????力降低,以提高傳動平穩性和齒輪壽命。因此,每擋主動輪齒寬系數 取 8,從動輪齒寬系數 取 7。???? ????5.齒輪變位系數的選擇原則采用變位齒輪的原因為配湊中心距;提高齒輪的強度和壽命;降低齒輪的嚙合噪聲。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度,使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標,故采用得較多。變位系數的選擇原則如下。1)對于高擋齒輪,應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數。2)對于低擋齒輪,為提高小齒輪的齒根強度,應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇大小齒輪的變位系數。3)總變位系數越小,齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動,噪聲要小一些。為了降低噪聲,對于變速器中除去 1、2 擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下,隨著擋位的降低,總變位系數應該逐擋增大。1、2 擋和倒擋齒輪應該選用較大的值。6.齒頂高系數齒頂高系數取值為 1.0。7.各擋齒輪齒數的分配(1)確定一擋齒輪齒數1 擋傳動比 3-11????1??2??9??1??101 擋采用直齒滑動齒輪傳動 3-12z∑2??????9??10其中模數 m3.5,中心距 A102.96mm,代入 3-12 式得 58.83, 取整z∑ ??∑為 60,中間軸上 1 擋齒輪 的齒數應該盡量少些,以便使 的傳動比大些,貨??10??9??10車可在 1217 之間選取,因此取 13,則 - 47。??8 ??7??∑ ??8(2)修正中心距 AA′m /2105(mm)z∑通過選用正角度變位系數,可以湊出新的中心距為 A105mm。(3)確定常嚙合齒輪副的齒數由式 3-11 可知 3-13??2??1????1??10??9常嚙合傳動齒輪 、 中心距和 1 擋齒輪的中心距相等,即??1 ??2A 3-14??????1??22cos??2其中,常嚙合齒輪 、 采用斜齒圓柱齒輪,模數 3.5,初選螺旋角??1 ??2 ????26°,代入 3-13 和 3-14,解得 20.3,取整得 20,則 取整為 34。??2 ??1≈ ??1 ??2根據所確定的齒數,修正螺旋角 25.8°。??2本例 6.146 6,則齒數分配合適。????1??2??9??1??10(4)確定其他各擋齒輪的齒數1)2 擋齒輪齒數。2 擋采用直齒輪傳動 3-15??7??8????2??1??2A 3-16????7??82將 3.7 和 A105 代入 3-15 和 3-16 可求得 41.1, 18.9,分別取整為????2 ??7 ??841, 19。根據所確定的齒數,核算傳動比 3.668 3.7,滿足設計要求。??7 ??8 ????22)3 擋齒輪齒數的計算。3 擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計算如下 3-17??5??6????3??1??2A 3-18??????5??62cos??6 3-19tan??2tan??6??1????3??2??1??2其中 2.34,初選螺旋角 22°,計算式 3-19 左右兩端得????3 ??61.496 ??1????3??2??1??21.2<1.496tan??2tan??6相差較大,盡量縮小差距,取 18°,已是極限,代入計算,得??61.49,相差不大,滿足基本要求。tan??2tan??6將 18°代入 3-17 和 3-18 可求得 33, 24。根據所確定的齒數,核??6 ??5 ??6算傳動比 2.338 2.34,滿足設計要求。????3按式 3-18 算出精確的螺旋角 18.2°。??63)4 擋常嚙合齒輪為斜齒輪 3-20??3??4????4??1??2A 3-21??????3??42cos??4 3-22tan??2tan??4??1????4??2??1??2其中 1.51,初選螺旋角 22°,計算式 3-22 左右兩端得????4 ??41.185 1.2??1????4??2??1??2 tan??2tan??4相差不大,滿足基本要求。將 22°代入 3-20 和 3-21 可求得 26, 29。根據所確定的齒數,核??4 ??3 ??4算傳動比 1.524 1.51,滿足設計要求。????4 按式 3-21 算出精確的螺旋角 25.8°。??44)5 擋為直接擋。(5)確定倒擋齒輪齒數及中心距倒擋選用的模數與 1 擋齒輪相同,中間軸上倒擋齒輪 的齒數已經確定為??1114,倒擋軸上的倒擋齒輪 一般在 2133 之間選取。??12初選 23,m3.5 ,則中間軸與倒擋軸的中心距為??12A′ 64.75mm????11??122倒擋齒輪 與 1 擋齒輪 嚙合,初選 21,則可計算倒擋軸與第 2 軸的??13 ??9 ??13中心距為A″ 119mm????13??92??????2??12??9??1??11??136.25因此,變速器所有擋位的傳動比確定如下6.146 3.668????1 ????22.338 1.524????3 ????41 6.25????5 ????變速器的設計計算變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞剝落(點蝕) 、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時,齒輪受到較大的沖擊載荷作用;一對齒輪相互嚙合,齒面相互擠壓造成齒面點蝕;換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷。所以需要對齒輪進行計算和校核。1、輪齒設計計算與其它機械設備用變速器比較,不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外,汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作,采用剃齒或磨齒精加工,齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝,齒輪精度不低于 7 級。因此,比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪,同樣可以獲得較為準確的結果。1.1 齒輪彎曲強度計算 (1)一擋直齒輪彎曲應力 w?3-23btyKFf?1?式中 彎曲應力(MPa) ;w?圓周力(N) , ; 為計算載荷(N·mm) ; 為節圓直tFdTFg21?d徑(mm) ;應力集中系數, 取 1.65;?K?K摩擦力影響系數,主動齒輪 1.1,從動齒輪 0.9;f f fK齒寬mm;b端面齒距, ;t mt???齒形系數, 0.2??因為齒輪節圓直徑 ,式中 為齒數,所以將上述有關參數帶入式 3-zd?23 后得3-24????cfgwzKmT32??當計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉距 時,一、倒擋直齒gT maxeT輪許用彎曲應力在 400850MPa。對于本設計, 取作用到變速器第一軸上的最大轉距 根據傳動比換算g maxe到 1 擋的值,前面已經得出 235580N·mm,代入下式maxeT12axzeg?得 400486 N·mmgT由公式 3-24 得????cfgwKzmT1032??24004861.651.1??3.53138.50.2488.37MPa[ ]w?滿足設計要求。(2)三擋斜齒輪彎曲應力 w?3-25???KbtF1?彎曲應力(MPa) ;w?圓周力(N) , ; 為計算載荷(N·mm) ; 為節圓直tFdTFg21?d徑(mm) ;;?coszmdn??斜齒輪螺旋角 °, 18.2°;?應力集中系數, 1.50;?K?K齒寬mm;b法向齒距, ;t nmt???齒形系數, 0.165??重合度影響系數, 2.0。?K?K將上述有關參數帶入公式 3-25,整理后得到斜齒輪彎曲應力為3-26??????KmzTngw3cos2??當計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉距 時,斜齒輪許用彎gT maxeT曲應力在 100250MPa。由公式 3-26 得 ??????KmzTcngw36os2??2235580cos18.21.5??243.530.16582 72.5MPa[ ]w?滿足設計要求。1.2 輪齒接觸應力3-27????????bzjFE??1418.0式中輪齒的接觸應力(MPa) ;j?齒面上的法向力(N) , ; 為圓周力;F????cos1F?1F斜齒輪螺旋角 °;?齒輪材料的彈性模量(MPa), E MPaE510.2??齒輪接觸的實際寬度mm;b主動齒輪節點處的曲率半徑mm ,直齒輪 ,z? ??sinzr?斜齒輪 ;????2cosinzr?從動齒輪節點處的曲率半徑mm ,直齒輪 ,b? ??sinbr?斜齒輪 ;????2cosinbr?將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷時,變速器齒輪2maxeT的許用接觸應力 見表 4.1j?表 4.1 變速器齒輪的許用接觸應力 MPaj?①計算第一軸常嚙合齒輪接觸應力 j?NzmTdFneg3581coscos2cos1ax1 ??????b 24.5mm????????73.5??8.14cosin2?????zrm.5i2b齒 輪 液體碳氮共滲齒輪9501000常嚙合齒輪和高擋齒輪一擋和倒擋齒輪 19002000滲 碳 齒 輪13001400 650700由公式 3-27 得 ????????bzjFE??1418.0????????1.258.45.203.759MPa ][j?滿足設計要求。②計算第二軸一擋直齒輪接觸應力 j?NmzTdFeg 5102cos135.8coscs2o10ax1 ???????b 24.5mm??????73.5 mzrz 78.2sinsi10????b 3.ii9由公式 3-27 得 ????????bzjFE??1418.0????????13.287.5.240.1163.6MPa[ ] 滿足設計要求。本設計變速器齒輪材料采用 20CrMnTi,并進行滲碳處理,大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。滲碳齒輪表面硬度為 5863HRC,芯部硬度為 3348HRC2、軸的設計計算2.1、軸的結構第一軸通常和齒輪做成一體,前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上,其軸徑根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力,軸的軸向定位一般由后軸承用卡環和軸承蓋實現。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定,而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內花鍵統一考慮。 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計的中間軸采用的是旋轉軸式傳動方案。倒擋軸采用固定軸式,倒擋軸上的齒輪采用聯體齒輪,而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上,以便齒輪磨損后更換2.2、確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸,主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時,由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定,也可由下列經驗公式初步選定第二軸和中間軸中部直徑 mAd47105.50.4. ????第一軸花鍵部分 TKde 285.36.43max????式中 ----發動機的最大扭矩, N·mmaxeTK----經驗系數,K4.0 4.6為保證設計的合理性,軸的強度與剛度應有一定的協調關系。因此,軸的直徑 d 與軸的長度 L 的關系可按下式選取第一軸和中間軸 d/L0.16 0.18;第二軸 d/L0.18 0.21。前面算過,5 擋變速器殼體的軸向尺寸取 3A,則 L315mm,中間軸兩支撐間距離略小于變速器殼體的軸向尺寸 L,可近似取 L310mm 進行計算。中間軸 d/L47/3100.150.16,過小了,將 d 取大一點,取 d50mm,則d/L0.16,滿足設計要求。第二軸支撐間的距離通常由經驗公式確定?????????2??2315?224.5266第二軸 d/L0.19,滿足設計要求。2.3、軸的強度驗算(1)軸的剛度驗算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發生變化,破壞了齒輪的正確嚙合;后者使齒輪相互歪斜。初步確定軸的尺寸以后,可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力,必須先求第二軸的支反力。擋位不同,不僅圓周力、徑向力和軸向力不同,而且力到支點的距離也有變化,所以應當對每個擋位都進行驗算。驗算時將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉矩應取 。??????????軸的撓度和轉角可按材料力學有關公式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副,因距離支承點近、負荷又小,通常撓度不大,故可不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖 2 所示時,若軸在垂直面內撓度為 ,在水平面內撓度為 和轉角為 δ,則可分別用下式計算???? ??????mfEILbaFfcc 10.5.321???fIfss 2radEILabF02.][31??????全撓度 ??.2????ffsc式中齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N) ;1F齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N;)2彈性模量(MPa),EMPa;10.25??E慣性矩mm ,對于實心軸, ;I4 64/dI?軸的直徑,花鍵處按平均直徑計算;d、 為齒輪上的作用力距支座 、 的距離(mm) ;abAB支座間的距離(mm) 。L①對于中間軸常嚙合齒輪變速器軸向尺寸 L315mm,取 a29mm,則bL-a286mm NmzTdTFneer 2450.320tan58ta2costa21xmx1 ????? ???zneet 65.coscs1axax2 ?NmzTdTFneea 29.3208sinsi2t1axmax ????? ??44.679/dI?代入上式得 ??mfEILbaFf cc 10.5.028.321???fIf ss 6.2 radradEILbaF02.][08.31 ????????.74.2????fffsc滿足設計要求。②一擋齒輪副中間軸上的齒輪L315mm,取 a3 (mm) ,??2324.5≈74bL-a241(mm ) NmzTdFegr 64075.3120tan48tan2costan10x1 ?????? ???zegt 7.102ax2NmzTdFega 8510.31202tan458tan2tn10x ????? ???44m.6793/dI?代入上式得 ??fEILbaFfcc 10.5.03.21???mfIf ss 92.32 radradEILbaF02.][031.1 ????????.97.2????fffsc滿足設計要求。(2)軸的強度驗算作用在齒輪上的徑向力和軸向力,使軸在垂直面內彎曲變形,而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力 Fc 和 Fs 之后,計算相應的彎矩 Mc,Ms。軸在轉矩 Tn 和彎矩的共同作用下,其應力為 ??MPa32?????dWw式中 22jcsTM??計算轉矩,N·mm; jT軸在計算斷面處的直徑,花鍵處取內徑,mm;d彎曲截面系數,mm ;wW3在計算斷面處軸的水平彎矩,N·mm;sM在計算斷面處軸的垂向彎矩,N·mm;c許用應力 。?????MPa40??變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。對于本例支點 A 的水平面內和垂直面內支反力為 NLbFs 134685217602???c 941maFMc75.362?Ns.9Ten58.23max?mMncs 7.122????????PadWw38.9強度滿足設計要求。
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