機機械械設設計計基基礎礎 課課程程設設計計說說明明書書 C Users wh Desktop 3 部裝圖 dwg C Users wh Desktop 3 齒輪 dwg C Users wh Desktop 3 裝配圖 dwg 總裝圖 齒輪圖 以及軸圖 上圖標打開上圖標打開 word 后 雙擊即后 雙擊即 可打開 前提是安裝過可打開 前提是安裝過 autocad 打開后另存為文件即打開后另存為文件即 可 可 課題名稱課題名稱 一級圓柱齒輪減速器一級圓柱齒輪減速器 專專 業業 機電一體化機電一體化 姓姓 名名 學學 號號 指導老師指導老師 東北大學繼續教育學院東北大學繼續教育學院 2012 年年 6 月月 05 日日 目錄目錄 中文摘要中文摘要 4 4 ABSTRACTABSTRACT 5 5 前言前言 6 6 1 1 減速器概述減速器概述 6 6 1 1 減速器功用和基本要求 6 1 1 1 減速器的功用 6 1 1 2 減速器的基本要求 7 1 2 減速器的一般結構及其基本類型 7 1 2 1 減速器的一般結構 7 1 2 2 基本類型 7 2 2 減速器總體方案的確定減速器總體方案的確定 7 7 2 1 減速器傳動機構布置方案選擇 8 2 1 1 固定軸式減速器的選擇 8 2 1 2 倒擋布置方案 8 2 2 零 部件結構方案選擇 9 2 2 1 齒輪形式 9 2 2 2 換擋機構形式 9 2 3 3 自動脫擋 9 2 2 4 減速器軸承 10 2 2 5 減速器操縱機構 10 3 3 減速器主要參數的選擇減速器主要參數的選擇 1111 3 1 擋數 11 3 2 傳動比范圍及傳動比的確定 11 3 3 中心距 A 12 3 4 外形尺寸 13 3 5 齒輪參數 13 3 5 1 模數 13 3 5 2 壓力角 齒輪螺旋角 13 3 5 3 齒寬 14 3 5 4 齒頂高系數 14 3 6 各檔齒輪齒數的分配 14 3 6 1 確定一檔齒輪的齒數 14 3 6 2 對中心距 A 進行修正 15 3 6 3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 15 3 6 4 確定其他各擋的齒數 15 3 6 5 確定倒檔齒輪齒數 15 3 6 7 齒輪變位系數的選擇原則 16 3 7 斜齒輪的幾何尺寸計算 17 4 4 齒輪的強度計算與校核齒輪的強度計算與校核 1717 4 1 齒輪的損壞形式 17 4 2 計算各軸的轉矩 17 4 3 齒輪強度計算 18 4 3 1 齒輪彎曲強度計算 18 4 3 2 輪齒接觸應力 j 22 4 4 計算各擋軸的受力 25 5 5 軸及軸上支承的校核軸及軸上支承的校核 2828 5 1 軸的強度計算 28 5 1 1 初選軸的直徑 28 5 1 2 軸的強度驗算 28 6 6 結論結論 3434 參考文獻參考文獻 3535 中文摘要中文摘要 減速器是汽車傳動系統中一個比較關鍵的部件 是用來改變發動機傳到驅動輪上的轉 矩和轉速 目的是在原地起步 爬坡 轉彎 加速等各種行駛工況下 使汽車獲得不同的 牽引力和速度 同時使發動機在最有利的工況范圍內工作 減速器設有空擋 可在起動發 動機 汽車滑行或是停車時使發動機的動力停止下能夠驅動輪傳輸 減速器設有倒擋 使 汽車獲得倒退行駛的能力 它設計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能 減速器的速比 設計雖然有許多理論可以參考 但大多數只是經驗公式 對于具體傳動比的分配還沒有一 種較為實用的計算方法 傳統理論一般是根據經驗或參照同類車型來確定減速器傳動比 這顯然有它的不足之處 主觀性因素較大 而且沒有一種有效的評價指標來確定性能的好壞 本文通過分析傳統等比級數分配速比的優缺點 創造性地提出了基于減速器各個檔位使用 率的不同 以發動機功率的實際使用率最大化作為目標函數進行優化設計的減速器速比分 配方法 并用實例計算的結果證明它是一種非常有效的設計方法 本文主要是根據指定的 部分技術指標來進行減速器結構中一些齒輪 軸 軸承等結構設計和計算選取和可靠性計 算 關鍵詞 減速器 結構設計 速比 計算關鍵詞 減速器 結構設計 速比 計算 ABSTRACT The transmission is a key Part in the driveline of the automobile and is applied to change the torque and speed transmitted from the engine to drive wheels At this the vehicle will gain various speed and traction under different running conditions such as starting climbing turning acceleranting ect At the same time the engine can be operating under the best state The gear case is set a neutral gear so the power transmission from engine may be stop in engine starting sliding motion and stopping to the vehicle The gear case is also set a reverse gear so as to gain back running performance The quality of design will directly affect the actual function of use Although there are many theories can consult about the degine of transmission but plenty of them are just experiential formula There is not a good kind of calculation method for the distribution of concrete gear ratio Traditional theories are generally according to experience or the same kind car type to decide the gear ratios of the transmission Obviously there are its shortages the subjectivity factor compares greatly there is no a kind of valid evaluation index to confirm the quality of the design By analyzing the merit and the shortage of the traditional method of the design of the gear ratios In this passage we put out a new transmission s gear ratios allotting method according to the different using rate to each gear of the transmission We optimize the design by using it the maximizes of the actual utilization rate of engines power as the target function Then we use an example s calculating reuslt to prove that it is a kind of valid design method The purpose of this paper is applying for collection of some gears and bears calculation of reliability and check of parts strength according to the assigned technical index The Keyword Gear case Calculation of reliability Gear ratios Compute 前言前言 減速器在汽車傳動系中扮演著至關重要的角色 現在的汽車上廣泛采用活 塞式內燃機 其轉矩和變速范圍較小 而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力 和車速能在相當大的范圍內變化 為了解決這一矛盾 在傳動系中設置了減速 器 以滿足復雜條件的使用要求 隨著科技的高速發展 人們對汽車的性能要 求越來越來高 使用壽命 能源消耗 振動噪聲等在很大程度上取決于減速器 的性能 1894 年減速器由法國人路易斯 雷納 本哈特和埃米爾 拉瓦索推廣在汽 車上使用 從此減速器在汽車上就得到廣泛的運用 經過 100 多年的發展 汽 車減速器的技術達到了一個空前的高度 尤其在近幾十年 汽車工業在各個國 家的高速發展 更加帶動了減速器的進步 隨著各個領域的科學技術的發展 在未來減速器主要發展方向 1 節能與環境保護 研究高效率的傳動副 來節約能源 采用零污染的工 作介質或潤滑油來避免環境污染 根據發動機的特性和行駛工況來設計減速器 使發動機工作在最佳狀態 以保證汽車在最高傳動效率和最低污染物排放區運 行 2 應用新型材料 各種新材料的使用推動汽車技術的發展和性能的提高 3 高性能 低成本 微型化 對減速器進行機構創新的研究 探索減速器 的新類型 對傳動副的材料和機理進行研究 提高壽命 減小質量 進行減速 器的動力學特性和振動研究 以求提高特性 降低噪聲 采用先進的制造技術 提高減速器的性能和降低成本 4 智能化 集成化 根據發動機的特性和汽車的行駛工況 通過計算機智 能控制 實現對減速器傳動比的實時控制 使發動機工作在最佳狀態 齒輪變速箱 機械式減速器 在現代汽車中使用中并不理想 會隨著社會的進 步和汽車技術的發展 必將被社會所淘汰 這是一個必然的趨勢 也才能滿足 汽車消費者對汽車動力性和經濟性的高標準要求 就目前而言 機械式減速器 仍然會以結構簡單 效率高 功率大三大顯著優點依然占領著汽車變速箱的主 流地位 1 1 減速器概述減速器概述 1 11 1 減速器功用和基本要求減速器功用和基本要求 機械式變速箱主要應用了齒輪傳動的降速原理 簡單的說 變速箱內有多 組傳動比不同的齒輪副 而汽車行駛時的換檔行為 也就是通過操縱機構使變 速箱內不同的齒輪副工作 如在低速時 讓傳動比大的齒輪副工作 而在高速 時 讓傳動比小的齒輪副工作 1 1 11 1 1 減速器的功用減速器的功用 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 汽車具有合適的牽引力和速度 并同時保持發動機在最有利的工況范圍內工作 為保證汽車倒車亦即是發動機和傳動系統能夠分離 減速器具有倒檔和空擋 在有動力輸出需要時 還應有功率輸出裝置 1 1 2 減速器的基本要求減速器的基本要求 l 保證汽車有必要的動力性和經濟性 2 設置空擋 用來切斷發動機動力向驅動輪的動力傳輸 3 設置倒擋 使汽車能倒退行駛 4 設置動力輸出裝置 需要時能進行功率輸出 5 換擋迅速 省力 方便 6 工作可靠 汽車行駛過程中 減速器不得有跳擋 亂擋及換擋沖擊等現象生 7 減速器應有高的工作效率 8 減速器的工作噪聲低 9 自身重量要盡量小 10 拆裝容易 維修方便 除此之外 減速器還應當滿足輪廓尺寸小 制造成本低等要求 1 21 2 減速器的一般結構及其基本類型減速器的一般結構及其基本類型 1 2 11 2 1 減速器的一般結構減速器的一般結構 1 殼體 殼體是基礎件 用以安裝支承減速器全部零件及存放潤滑油 其 上有安裝軸承的精確鏜孔 減速器承受變載荷 所以殼體應有足夠的剛度 內 壁有加強 形狀復雜 多為鑄件 材料為灰鑄鐵 常用 HT200 為便于安裝 傳動部分和操縱部分常做成剖分式 箱蓋與殼體用螺栓聯接并可靠定位 殼體 上有加油 放油口 油面檢查尺口 還應考慮散熱 2 傳動部分 是指齒輪 軸 軸承等傳動件 軸的幾何尺寸通過強度 剛 度計算確定 因主要決定于剛度 而碳鋼與合金鋼彈性模量近乎相等 所以一 般用碳鋼 常用 45 鋼 只有齒輪與軸制成一體或軸載荷嚴重才用合金鋼 軸與 齒輪多為花鍵聯接 對中性好 能可靠傳遞動力 擠壓應力小等 軸的花鍵部 分和放軸承處經表面淬火處理 軸多用滾動軸承支承 潤滑簡單 效率高 徑 向間隙小 軸向定位應可靠 潤滑方式多用飛濺 25m s 只要粘度適宜可 甩到壁上 3 操縱部分 主要零件位于減速器蓋內 1 2 21 2 2 基本類型基本類型 1 按傳動比變化方式的不同 減速器可分為有級式 無級式和綜合式三種 2 按操縱方式劃分 減速器可以分為強制操縱式 自動操縱式和半自動操縱 式三種 2 2 減速器總體方案的確定減速器總體方案的確定 減速器由傳動機構及操縱機構組成 2 12 1 減速器傳動機構布置方案選擇減速器傳動機構布置方案選擇 減速器傳動機構有兩種分類方法 根據前進擋數 三擋減速器 四擋減速器 五擋減速器 多擋減速器 根據軸的形式 固定軸 旋轉軸 而固定軸可分 兩軸式減速器 中間軸式減速器 雙中間軸式減速器 多中 間軸式減速器 固定軸式應用廣泛 其中兩軸式減速器多用于發動機前置前輪驅動的汽車 上 中間軸式減速器多用于發動機前置后輪驅動的汽車上 旋轉軸式主要用于 液力機械式減速器 2 1 12 1 1 固定軸式減速器的選擇固定軸式減速器的選擇 固定軸式又分為兩軸式減速器 中間軸式減速器 雙中間軸式減速器 多 中間軸式減速器 中間軸式減速器傳動效率高 噪聲低齒輪和軸承磨損減少 減速器的使用壽命得到提高 本課題設計的是前置后輪驅動的汽車減速器 故 選擇多用于發動機前置后輪驅動的汽車上的中間軸式五檔減速器 2 1 22 1 2 倒擋布置方案倒擋布置方案 圖 1 倒擋布置方案 如圖 1 為常見的倒擋布置方案 圖 b 所示方案的優點是換倒擋時利用了中間軸 上的一擋齒輪 因而縮短了中間軸的長度 但換擋時要求有兩對齒輪同時進入嚙 合 使換擋困難 圖 c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動比 缺點是換擋程序不 合理 圖 d 所示方案針對前者的缺點作了修改 因而取代了圖 c 所示方案 圖 e 所示方案是將中間軸上的一 倒擋齒輪做成一體 將其齒寬加長 圖 f 所示 方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪 換擋更為輕便 為了充分利用空間 縮短減速器軸向長度 有的貨車倒擋傳動采用圖 g 所示方案 其缺點是倒擋須各 用使減速器上蓋中的操縱機構復雜一些 本設計采用圖 f 所示傳動方案 減速 器的一擋或倒擋因傳動比大 工作時在齒輪上作用的力增大 并導致減速器軸 產生較大的撓度和轉角 使工作齒輪嚙合態變壞 最終表現出輪齒磨損加快和 工作噪聲增加 為此 無論兩軸式減速器還是中間軸式減速器的一擋與倒擋 都應當布置在近軸的支承處 以便改善上述不良狀況 然后按照從抵擋到高擋 順序布置各擋齒輪 這樣做既能使軸有足夠大的剛性 又能保證易裝配 倒擋 的傳動比雖然與一擋傳動比接近 但因為使用倒擋時間非常短 從這點出發有 些方案將一擋布置在靠近軸的支承處 2 22 2 零 部件結構方案選擇零 部件結構方案選擇 2 2 12 2 1 齒輪形式齒輪形式 減速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 直齒圓柱齒輪運轉時 平穩性稍差 工作噪聲較高 但是比較容易制造 而且倒擋時汽車一般要處于 速度為零的狀態 因此直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋 與直齒圓柱齒輪比較 斜齒圓柱齒輪有使用壽命長 運轉平穩 工作噪聲低等優點 缺點是制造時稍復 雜 工作時有軸向力 這對軸承不利 減速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱 齒輪 盡管這樣會使常嚙合齒輪齒數增加 并導致減速器的質量和轉動慣量增 大 一般用于高速擋 因此本設計除倒擋和一擋采用標準直齒輪外均采用斜齒 輪傳動 2 2 22 2 2 換擋機構形式換擋機構形式 減速器換擋機構有直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換擋等三種形式 直齒滑動齒輪換擋的特點是結構簡單 緊湊 但由于換擋不輕便 換擋時 齒端面受到很大沖擊 導致齒輪早期損壞 滑動花鍵磨損后易造成脫擋 噪聲 大等原因 初一擋 倒擋外很少使用 嚙合套換擋形式一般是配合斜齒輪傳動使用的 由于齒輪常嚙合 因而減 少了噪聲和動載荷 提高了齒輪的強度和壽命 嚙合套分為內嚙合套和外嚙合 套 視結構布置而選定 嚙合套換擋結構簡單 但還不能完全消除換擋沖擊 目前在要求不高的擋位上常被使用 采用同步器能保證換擋迅速 無沖擊 無噪聲 與操作技術無關 同時能 提高汽車的加速性能 燃油經濟性和行使安全性 故選擇同步器作為換檔機構 但其缺點是結構復雜 制造精度要求高 軸向尺寸有所增加 銅質同步環的使 用壽命較短 本設計采用的是鎖環式同步器 2 3 32 3 3 自動脫擋自動脫擋 自動脫擋是減速器的主要故障之一 由于接合齒磨損 減速器軸的剛度不 足以及振動等原因 都會導致自動脫擋 為解決這個問題 除了在制造這些結 構零件的工藝上采取措施以外 目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以 下幾種 l 將兩接合齒的嚙合位置錯開 這樣在嚙合時 使接合齒端部超過被接合齒約 1 3rnrn 使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損 并在接合齒端部形成凸肩 可用來阻止接合齒自動脫擋 2 將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄 切下 0 3 0 6mm 這樣 換擋后嚙合套 的后面被后齒圈的前端面頂住 從而阻止自動脫擋 3 將接合齒的工作面設計并加工成斜面 形成倒錐角 一般傾斜 2o一 3o 使 接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力 這種方案比較有效 應用較多 將接合 齒的齒側設計并加工成臺階形狀 也具有相同的阻止自動脫擋的效果 2 2 42 2 4 減速器軸承減速器軸承 作旋轉運動的減速器軸支承在殼體或其他部位的地方以及齒輪與軸不做固 定連接處應安置軸承 減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 至于何處應當采用何種類型的軸承 是受結構限 制并隨所承受的載荷特點不同而不同 汽車減速器有機構緊湊 尺寸小的特點 作旋轉運動的減速器軸支承在殼 體或其他部分的地方以及齒輪與軸不做固體連接處應安置軸承 減速器軸承常 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 本設計 采用圓錐滾子軸承 2 2 52 2 5 減速器操縱機構減速器操縱機構 1 減速器操縱機構的功用及基本要求 減速器操縱機構的功用是進行擋位變換 根據汽車行駛條件的需要改變減 速器傳動機構的傳動比 變換傳動方向或中斷發動機的動力傳遞 設計減速器 操縱機構時 應滿足以下基本要求 掛擋后應保證結合套于與結合齒圈的全部套合 或滑動齒輪換擋時 全 齒長都進入嚙合 在振動等條件影響下 操縱機構應保證減速器不自行掛擋或 自行脫擋 為此在操縱機構中設有自鎖裝置 為了防止同時掛上兩個擋而使減速器卡死或損壞 在操縱機構中設有互 鎖裝置 為了防止汽車在前進時誤掛倒擋 導致零件按損壞 在操縱機構中設有 倒擋鎖裝置 2 換檔位置圖 設計操縱機構首先要確定換檔位置圖 換檔位置圖的確定主要從換檔方便 考慮 因此有下列三點要求 按換檔次序來排列 將常用檔放在中間位置 其它檔放在兩邊 為了避免誤掛倒檔 往往將倒檔安排在最靠邊的位置 有時與一檔組成 一排 根據上述三點要求 并結合本減速器及其換檔機構的特點 現確定本減速 器換檔布置圖如圖 2 圖 2 換擋位置圖 3 操縱方案的選擇 減速器操縱機構常見的由變速桿 撥塊 撥叉 變速叉軸及互鎖 自鎖和 倒檔鎖裝置等主要零件組成 可分為 直接操縱手動換檔減速器 遠距離操縱 手動換檔減速器 電控自動換檔減速器 一般前置發動機后輪驅動汽車的減速 器距離駕駛員座位較近 換檔桿等外操縱機構多集中安裝在減速器箱蓋上 結 構簡單 操縱容易并且準確 根據設計要求我們選擇的是直接操縱手動換檔減 速器 3 3 減速器主要參數的選擇減速器主要參數的選擇 本設計是根據東方之子 1 8L 手動豪華車型開展的 設計中所采用的相關參 數均來源于此種車型 主減速比 4 782 最高時速 190km h 輪胎型號 205 65R15 發動機型號 SQR481FC 最大扭矩 170Nm 4500 最大功率 95kw 5750 最高轉速 6000r min 3 13 1 擋數擋數 減速器的擋數可在 3 20 個擋位范圍內變化 通常減速器的擋數在 6 擋以下 當擋數超過 6 擋以后 可在 6 擋以下的主減速器基礎上 在進行配置副減速器 通過兩者的相互作用就可以按照要求獲得多個擋位 近年來為了降低油耗 減速器的擋位有增加的趨勢 目前 轎車一般用 4 5 個擋位的減速器 級別高的轎車減速器多用 5 個擋 貨車減速器采用 4 5 個擋或多擋 裝載質量在 2 3 5t 的貨車采用 5 擋減速器 裝載質量在 4 8t 的 貨車采用 6 擋減速器 多檔減速器多用于重型貨車和越野汽車 因此根據設計 要求我選擇的是五檔手動機械式減速器 3 23 2 傳動比范圍及傳動比的確定傳動比范圍及傳動比的確定 減速器的傳動比范圍是指減速器最低檔傳動比與最高擋傳動比的比值 傳 動比范圍的確定與選定的發動機參數 汽車的最高車速和使用條件 如要求的 汽車爬坡能力 等因素有關 目前轎車的傳動比范圍在 3 4 之間 輕型貨車在 倒2 13 4 5 5 6 之間 其它貨車則更大 選用最低檔傳動比時 應根據汽車最大爬坡速度 驅動輪與路面的附著力 汽車的最低穩定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮 確定 汽車爬陡坡時車速不高 空氣阻力可忽略 則最大驅動力用于克服輪胎與路面 間的滾動阻力及爬坡阻力 故有 3 max0e r Ti i r 11 m axm axm ax m g f cossi n m g 1 則由最大坡度要求的減速器 擋傳動比為 3 maxeo mg i Ti m axr 1 r 2 根據驅動車輪與路面的附著條件 3 max 2 eTi G 11 rr 3 求得減速器 擋傳動比為 3 2 max0 r e Gr i Ti 1 1 4 式中 max 道路最大阻力系數 rr 驅動輪的滾動半徑 Temax 發動機最大轉矩 i0 主減速比 汽車傳動系的傳動效率 G2 汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷 路面的附著系數 可取 0 5 0 6 本設計取為 0 5 則由已知條件 滿載時 m 1800kg Temax 170N m i0 4 782 0 95 max 0 3745 rr 337 25mm 可知 1800 9 8 0 3745 0 33725 2 8848 170 4 782 0 95 i 1 1800 9 8 0 5 0 33725 3 85 170 4 782 0 95 i 1 又因為轎車的傳動比為 3 4 3 85i1 超速擋的傳動比一般為 0 7 0 8 本設計取五擋為超速擋傳動比為 i5 0 75 根 據公式 可知 max 1 min n i q i 1 3 85 1 51 0 75 n q 又因為 q iiii iiii 1234 2345 故 2 55 i2 1 69i3 1 1 12i4修正為 3 33 3 中心距中心距 A A 中心距對減速器的尺寸及質量有直接的影響 而且對齒輪的接觸強度有影 響 中心距越小 齒輪的接觸強度越大 齒輪的壽命越短 因此最小允許中心 距應由保證輪齒有必要的接觸強度來確定 此外 由于一檔小齒輪的齒數不能 太少 中心距過小時往往不易滿足一檔傳動比的要求 減速器軸經軸承安裝在 殼體上 從布置軸承的可能和不影響殼體的強度考慮 要求中心距大一些 而 中心距過大將使減速器的質量和尺寸增加很多 很顯然這也不是很理想 初選 中心距 A 時 可根據己有的經驗公式初選 3 Ae maxg 3 A KTi 1 5 式中 A 為減速器中心距 mm KA為中心距系數 轎車 KA 8 9 9 3 本設計取 KA 9 貨車 KA 8 6 9 6 多擋減速器 KA 9 5 11 0 Temax為發動機最大轉矩 N m 1為減速器一擋傳動比 為 g 減速器傳動效率 取 96 則得初始中心距 A3A K170 3 85 0 96 77 08mm 3 43 4 外形尺寸外形尺寸 減速器的橫向外形尺寸 可根據齒輪直徑以及倒擋中間 過渡 齒輪和換 擋機構的布置初步確定 影響減速器殼體軸向尺寸的因素有擋數 換擋機構形式以及齒輪形式 五 擋減速器的軸線尺寸 b 2 7 3 0 A 本設計取 b 3 0A 77 083 231 24mm 3 53 5 齒輪參數齒輪參數 3 5 1 3 5 1 模數模數 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數 mn 3 3 ne maxm 0 47mmT 6 其中 170Nm 可得出 mn 2 5e maxT 一擋直齒輪的模數 m m 3 3 e max0 33mmT 7 通過計算 m 3 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形 由于制造工藝上的原因 同一減 速器中的嚙合套模數都取相同 轎車和輕型貨車取 2 3 5 本設計取 m 3 3 5 23 5 2 壓力角 齒輪螺旋角壓力角 齒輪螺旋角 齒輪最普遍采用國家規定的 20 齒輪標準壓力角 嚙合套或同步器的接合 齒壓力角普遍采用 30 壓角 這樣能使齒輪的抗彎強度和表面接觸強度得到一 定的增強 并能在一定程度上使輪齒剛度降低 減少進入嚙合和退出嚙合時的 動載荷 使傳動平穩 降低噪聲 螺旋角太小時發揮不出斜齒輪的優越性 太 大又會使軸向力過大 增大螺旋角時 會使齒輪嚙合的重合度增加 因而工作 平穩 噪聲降低 齒輪的強度相應提高 但當 30 時 雖接觸強度會繼續提 高 而彎曲強度會驟然下降 因此從提高低檔齒輪的彎曲強度角度考慮 刀不 宜過大 中間軸式減速器為 22 34 初選 30 中間軸上的全部齒輪一律采 用右旋 而一 二軸上的斜齒輪取左旋 其軸向力經軸承蓋由殼體承受 3 5 33 5 3 齒寬齒寬 齒寬應滿足既能減輕減速器質量 同時又能保證齒輪工作平穩的要求 通 常根據模數來確定齒寬 b b kc m 3 6 式中 kc 齒寬系數 直齒輪取 kc 4 4 7 0 斜齒輪取 kc 6 0 8 5 采 用嚙合套或同步器換擋時 其接合齒的工作寬度初選時可取為 2 4mm 本設計 取 4mm 3 5 43 5 4 齒頂高系數齒頂高系數 在齒輪加工精度提高以后 包括我國在內 規定齒頂高系數取為 1 00 3 63 6 各檔齒輪齒數的分配各檔齒輪齒數的分配 確定減速器各檔齒輪齒數時 應考慮下列因數 1 盡量符合動力性 經濟性等對各檔傳動比的要求 2 最少齒數不產生根切 3 互相嚙合的齒輪 齒數間不應有公因數 速度高的齒輪更需要注意這點 4 齒數多 可以降低齒輪的傳動噪聲 結合是上述要求 在初選中心距 齒輪模數和螺旋角以后 可以根據預先確定 的減速器檔數 傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數 3 6 13 6 1 確定一檔齒輪的齒數確定一檔齒輪的齒數 一檔的傳動比為 3 29 1 110 ZZ i ZZ 7 為了求 的齒數 先求其齒數和 斜齒 9 Z 10 Z h Z 3 2 2 77 08 3 51 4 h A Z m 8 當轎車三軸式的減速器 i1 3 5 3 9 時 則 z10 15 17 此處取 z10 16 則 z9 51 4 16 35 3 6 23 6 2 對中心距對中心距 A A 進行修正進行修正 上面根據初選的 A 及 m 計算出的 Zh可能不是整數 將其調整為整數后 從式 3 8 看出中心距有了變化 這時應從 Zh及齒輪變位系數反過來計算中 心距 A 在以這個修正后的中心距做為以后計算的依據 這里 Zh修正為 51 則可反推出 A 76 5mm 3 6 33 6 3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 常嚙合的傳動齒輪的中心距和一檔齒輪的中心距相等 即 3 12 2 cos n mZZ A 9 常嚙合齒輪傳動比 3 102 1 19 ZZ i ZZ 10 把數據代入 3 10 和 3 11 聯解可以求得 Z1 19 Z2 34 和原傳動比相差不大 則 1 2 33 29 1 110 3 9 ZZ i ZZ 3 6 43 6 4 確定其他各擋的齒數確定其他各擋的齒數 二擋齒輪為斜齒輪 模數與一擋齒輪相同 3 27 2 18 ZZ i ZZ 11 而 i2 2 55 故有 1 425 7 8 Z Z 對于斜齒輪 3 n 2cos h A Z m 12 代入數據可得 Z7 34 Z8 24 7 8 22 3 同理可以求出其它檔位的變位斜齒輪數 三檔 Z5 27 Z6 29 5 6 27 四擋 Z3 19 Z4 34 3 4 33 3 6 53 6 5 確定倒檔齒輪齒數確定倒檔齒輪齒數 倒檔的傳動比和一檔傳動比較為接近 本設計中倒擋傳動比 iR取 3 7 中間 軸上倒擋傳動齒輪的齒數比一擋主動齒輪齒數略小 取 Z12 13 而通常情況下 倒擋齒輪 Z13取 21 23 本設計取 Z13 23 由 3 21113 11312 R ZZZ i ZZZ 13 可算出 Z11 27 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 A 3 14 1213 1 2 54mm Am ZZ 而倒擋軸與第二軸的中心距 3 15 1113 1 2 75mm Am ZZ 3 6 73 6 7 齒輪變位系數的選擇原則齒輪變位系數的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環節 采用變位齒輪 除了避免 齒輪產生根切和配中心距以外 它還影響齒輪使用平穩性 耐磨損 抗膠合能 力及齒輪的嚙合噪聲 變位齒輪主要有兩類 高度變位和角度變位 高度變位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根強度 使它達到和大齒輪強度接近 的程度 高度變位齒缺點是不能同時增加一對齒輪的強度 也很難降低噪聲 角 齒輪副的變位系數之和不等于零 角度變位既具有高度變點 又避免了其缺點 總變位系數 c 1 2越小 一對齒輪齒根總的厚度越薄 齒根越弱 抗 彎強度越低 但是由于齒輪的剛度減小 易于吸收沖擊振動 故噪聲要小一些 另外 c值越小 齒輪的齒形重合度越大 這不但對降噪聲有利 而且由 于齒形重合度增大 單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近 彎曲力矩減小 相當于齒根強度提高 對由于齒根減薄而產生的削弱強度的因素有所抵消 根據上訴理由 為了降低噪聲 對于減速器中除去一 二擋和倒擋以外的 其他各擋齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值 以便獲得低噪聲傳動 一 般情況下 最高擋和一軸齒輪副的 c可以選為 0 2 0 2 隨著擋位的降低 c值應該逐擋增大 一 二擋和倒擋齒輪 應該選用較大的 c值 以便獲得 高強度齒輪副 一擋齒輪的 c值可以選用 1 0 以上 在這里一 四擋主動齒 輪的齒數小于 17 因此一 四擋齒輪需要變位 變為系數 1717 16 0 059 1717 Z 式中 Z 為要變位的齒輪齒數 3 73 7 斜齒輪的幾何尺寸計算斜齒輪的幾何尺寸計算 根據 分度圓直徑 齒頂高 ha ha mn ha 1 齒頂圓直徑 da cos nm Z d d 2ha 可推出 一擋齒輪 d9 105 0mm ha9 3 0mm da9 111 0mm d10 48 0mm ha10 3 0mm da10 54 0mm 二擋齒輪 d7 90mm ha7 2 5mm da7 95 0mm d8 63 8mm ha8 2 5mm da8 68 8mm 三擋齒輪 d5 74 2mm ha5 2 5mm da5 79 2mm d6 79 7mm ha6 2 5mm da6 84 7mm 四擋齒輪 d3 54 6mm ha3 2 5mm da3 59 6mm d4 97 7mm ha4 2 5mm da4 102 7mm 常嚙合齒輪 d1 54 6mm ha1 2 5mm da1 59 6mm d2 97 7mm ha2 2 5mm da2 102 7mm 倒擋齒輪 d11 81mm ha11 3 0mm da11 86 0mm d12 39 0mm ha12 3 0mm da12 45 0mm d13 69 0mm ha13 3 0mm da13 75 0mm 4 4 齒輪的強度計算與校核齒輪的強度計算與校核 4 14 1 齒輪的損壞形式齒輪的損壞形式 減速器齒輪的損壞形式主要有兩種 齒輪折斷 齒面疲勞剝落 點蝕 移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合 4 24 2 計算各軸的轉矩計算各軸的轉矩 發動機最大扭矩為 171N m 齒輪傳動效率 99 離合器傳動效率 99 軸 承傳動效率 96 軸 170 99 96 161 57N m 1 T 承離 maxe T 中間軸 161 57 96 99 34 19 274 8N m 2 T 121 iT 齒承 軸 一擋 274 8 0 96 0 99 35 16 571 3N m 109231 iTT 齒承 二擋 274 8 0 96 0 99 34 24 370 0N m 87232 iTT 齒承 三擋 274 8 0 96 0 99 27 29 243 2N m 65233 iTT 齒承 四擋 274 8 0 96 0 99 19 34 145 9N m 43234 iTT 齒承 五擋 274 8 0 96 0 99 261 1N m 齒承 235 TT 倒擋 274 8 27 13 515 5N m 1211 2 2 iTT 齒承倒 2 99 0 96 0 4 34 3 齒輪強度計算齒輪強度計算 與其它機械設備用減速器比較 不同用途汽車的減速器齒輪使用條件仍是 相似的 此外 汽車減速器齒輪用的材料 熱處理方法 加工方法 精度級別 支撐方式也基本一致 如汽車減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 在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr 4 3 14 3 1 齒輪彎曲強度計算齒輪彎曲強度計算 1 直齒輪彎曲應力 w 4 1 tf w bty FK K 圖 4 1 齒形系數 式中 w 彎曲應力 Mpa Ft 圓周力 N F1 2Tg d 其中 Tg為計算載荷 N mm d 為 節圓直徑 mm K 為應力集中系數 可近似取 K 1 65 Kf 摩擦力影響系數 主動齒輪取 1 1 從動齒輪取 0 9 Kc 齒寬系數 Kc 7 0 b 齒寬 mm 取 20mm t 端面齒距 mm t m m 為模數 y 齒形系數 如圖 4 1 計算一擋齒輪 Z9 35 Z10 16 y9 0 145 y10 0 13 T31 571 3Nm T2 274 8Nm 31f w9 3 c 3 3 a 2 my 2 571 3 1 65 0 9 10 3 14 35 30 145 7 563 4 T K K ZK MP 2f w10 3 c 3 3 a 2 my 2 274 8 1 65 1 1 10 3 14 16 30 13 7 808MP T K K ZK 計算倒擋齒輪 Z11 27 Z12 13 Z13 23 y11 0 139 y12 0 155 y13 0 13 T31 531 3Nm T2 274 8Nm T倒擋 515 5Nm f w11 3 c 3 a 2 my 2 515 5 1 65 0 9 3 14 327 7 0 139 687 4MP TK K ZK 倒擋 2f w12 3 c 3 a 2 my 2 274 8 1 65 1 1 3 14 313 7 0 155 831 2MP T K K ZK 1313 3 12132 13 2 yKzm KKZZT c f w 3 a 2 274 8 23 13 1 65 0 9 3 14 323 7 0 13 813 7MP 當計算載荷取作用到減速器第一軸上的最大轉矩時 一 倒擋直齒 g T maxe T 輪許用彎曲應力在 400 850MPa 故符合要求 2 斜齒輪彎曲應力 4 2 KyKzm KT cn g w 3 cos2 式中 計算載荷 N mm g T 法向模數 mm n m 齒數 z 斜齒輪螺旋角 應力集中系數 1 50 K K 齒形系數 可按當量齒數在圖中查得 y 3 coszzn 齒寬系數 7 0 c K c K 重合度影響系數 2 0 K K 計算二擋齒輪 KKymz KT cn w 7 3 7 8732 7 cos2 3 a 2 370 0 cos22 31 5 3 14 34 2 50 145 7 2 307 9MP KKymz KT cn w 8 3 8 872 8 cos2 3 a 2 274 8 cos22 31 5 3 14 24 2 50 138 7 2 340 4MP 計算三擋齒輪 KKymz KT cn w 5 3 5 6533 5 cos2 3 a 2 243 2 cos271 5 3 14 27 2 50 139 7 2 257 9MP KKymz KT cn w 6 3 6 652 6 cos2 3 a 2 274 8 cos271 5 3 14 29 2 50 14 7 2 269 4MP 計算四擋齒輪 KKymz KT cn w 3 3 3 4334 3 cos2 3 a 2 145 9 cos331 5 3 14 19 2 50 128 7 2 227 6MP KKymz KT cn w 4 3 4 42 4 cos2 3 a 2 274 8 cos331 5 3 14 34 2 50 145 7 2 211 5MP 計算常嚙合齒輪 KKymz KT cn w 1 3 1 211 1 cos2 3 a 2 161 57 cos331 5 3 14 19 2 50 128 7 2 252 0MP KKymz KT cn w 2 3 2 22 2 cos2 3 a 2 274 8 cos331 5 3 14 34 2 50 145 7 2 211 5MP 當計算載荷取作用到減速器第一軸上的最大轉矩時 對乘用車常嚙 g T maxe T 合齒輪和高擋齒輪 許用應力在 180 350 MPa 對貨車為 100 250MPa 故滿 足要求 4 3 24 3 2 輪齒接觸應力輪齒接觸應力 j j 4 j zb 11 0 418 b FE 3 其中 F F1 cos cos F1 2Tg g 取作用在減速器第一軸上的載荷 g T 作為計算載荷 將其帶入 4 3 得公式2 maxe T 4 g j zb 11 0 418 bdcos cos T E 4 式中 輪齒的接觸應力 MPa j 計算載荷 N mm g T d 節圓直徑 mm 節點處壓力角 齒輪螺旋角 齒輪材料的彈性模量 MPa E 齒輪接觸的實際寬度 mm b z b 主 從動齒輪節點處的曲率半徑 mm 直齒輪 z rzsin b rbsin 斜齒輪 z rzsin cos2 b rbsin cos2 rz rb 主 從動齒輪節圓半徑 mm 將作用在減速器第一軸上的載荷作為計算載荷時 減速器齒輪的許2 maxe T 用接觸應力見表 4 1 j 彈性模量 20 6 104 N mm 2 齒寬 7 2 5 17 5mmE ncc mKmKb 表 2 12 1 減速器齒輪的許用接觸應力 MPa j 齒輪 滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋1900 2000950 1000 常嚙合齒輪和高擋1300 1400650 700 計算一擋齒輪 10 z10 d48 sin sin20 mm 22 9 b9 d105 sin sin20 16 2mm 22 31 j9 9 z10b9 11 0 418 bd cos T E 4 3 531 3 20 6 1011 0 418 10 17 5 105 cos207 416 2 1522 8 MPa 1900 2000 MPa 2 j10 10 z10b9 11 0 148 bd cos T E 4 274 8 20 6 1011 0 148 17 5 48 cos207 416 2 1562 1MPa 1900 2000 MPa 計算二擋齒輪 8 22 z8 d63 8 sin cos sin20cos mm 22 7 22 b7 d90 sin cos sin20cos 15 8mm 22 32 j7 7 z8b7 11 0 418 bd coscos T E 4 3 370 0 20 6 1011 0 418 17 5 90 cos20 cos 11 215 8 10 1075 2 MPa 1900 2000 MPa 2 j8 8 z8b7 11 0 418 bd coscos T E 4 3 274 8 20 6 1011 0 418 17 5 63 8 cos20 cos 11 215 8 10 1232 8 MPa 1900 2000 MPa 計算三擋齒輪 6 22 z6 d79 7 sin cos sin20cos 14 0mm 22 5 22 b5 d74 2 sin cos sin20cos mm 22 33 j5 5 z6b5 11 0 418 bd coscos T E 4 3 243 2 20 6 1011 0 418 17 5 74 2 cos20 cos2714 013 0 10 1074 7 MPa 1900 2000 MPa 2 j6 6 z6b5 11 0 418 bd coscos T E 4 3 274 8 20 6 1011 0 418 17 5 79 7 cos20 cos2714 013 0 10 1102 3 MPa 1900 2000 MPa 計算四擋齒輪 4 22 z4 d97 7 sin cos sin20cos 33 20 0mm 22 3 22 b3 d54 6 sin cos sin20cos 33 11 2mm 22 34 j3 3 z4b3 11 0 418 bd coscos T E 4 3 145 9 20 6 1011 0 418 17 5 54 6 cos20 cos3320 011 2 10 963 2 MPa 1900 2000 MPa 2 j4 4 z4b3 11 0 418 bd coscos T E 4 3 274 8 20 6 1011 0 418 17 5 97 7 cos20 cos3320 011 2 10 988 2 MPa 1900 2000 MPa 計算常嚙合齒輪 1 22 z1 d54 6 sin cossin20cos 3311 2 22 mm 2 22 b2 d97 7 sin cossin20cos 3320 0 22 mm 1 j1 1 z1b2 11 0 418 bd coscos T E 4 3 161 57 20 6 101