变速器的设计计算
更新时间:2023-10-13 02:28:01 阅读量: 综合文库 文档下载
变速器的设计计算
一 确定变速器的主要参数
一、各挡传动比的确定
不同类型的变速器,其挡位数也不尽相同,本设计为五挡变速器。传动比为已知:i1=6.02,i2=3.57, i3=2.14,i4=1.35,i5=1.00, iR=5.49. 二、中心距A的选取
初选中心距A时,可根据下述经验公式初选:
A=KA3Temaxi1ηg 式中,A为变速器中心距(mm);KA为中心距系数,货车:KA=8.6-9.6;Temax为发动机最大转矩(Temax=165 N·m);i1为变速器一挡传动比(i=6.02);ηg为变速
1
器传动效率,取96%。本设计中,取KA=9.0。
将数值代入公式,算得A=88.5849mm,故初取A=89mm。 三、变速器的轴向尺寸
影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。设计时可根据中心距A的尺寸参照下列经验关系初选:
五挡货车变速器壳体轴向尺寸:(2.7~3.0) A=239.18mm~265.75mm。 选用壳体轴向尺寸为260mm。 四、齿轮参数 (1)齿轮模数
变速器齿轮模数:货车最大总质量在1.8~14.0t的货车为2.0~3.5mm。齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。当增大尺宽而减小模数时将降低变速器的噪声,增大模数并减小尺宽和中心距将减小变速器的质量。 对于斜齿轮
mn=Km3Temax 式中 mn——齿轮模数 mm
1
Km——为模数系数,一般Km=0.28~0.37。本设计中取Km=0.35。 将数值代入计算得 mn=1.919 mm,取mn=2。 对于直齿轮
m=Km1?3T1
式中 m——一挡齿轮模数 mm
Km1——一挡齿轮模数系数,一般Km1=0.28~0.37。本设计中取 Km1=0.30 T1——一挡输出转矩,T1=Temax*i1
i1——一挡传动比
当数值代入计算得m=2.993 mm,取m=3 参考国标(GB1357-87)规定的第一系列模数: 一档和倒挡的模数: m=3mm; 二,三,四,五挡的模数:mn=2mm; (2)压力角?
齿轮压力角较小时,重合度较大并降低了轮齿刚度,为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷,使传动平稳,有利于降低噪声;压力角增大时,可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。本设计中采用标准压力角?=20°。
(3)螺旋角?
选取斜齿轮的螺旋角,应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时,会使齿轮啮合的重合度增加,因而工作平稳,噪声降低,齿轮的强度也相应提高。因此从提高低挡齿轮的抗弯强度出发,?不宜过大,以15°~25°为宜;而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼,应选用较大的螺旋角。
螺旋方向的选择:斜齿轮传递转矩时,要产生轴向力并作用在轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消,以减少轴荷,提高寿命。为此,中间轴上的全部齿轮一律采用右旋,而一、二轴上的斜齿轮取左旋,其轴向力经轴承盖由壳体承受。
为使工艺简便,中间轴轴向力不大时,可将螺旋角仅取为三种。
2
二、三、四挡齿轮螺旋角22°; 常啮合齿轮螺旋角25.28°。 (4)齿宽
考虑到缩短变速器的轴向尺寸和减小质量,应选用较小的尺宽。另一方面,尺宽的减小将使斜齿轮传动平稳的优点被削弱,齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加。选用宽的尺宽,工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜,使齿轮沿尺宽方向受力不均并在尺宽方向上产生磨损不均匀。
通常通过齿轮的模数确定尺宽:
直齿:b=Kcm Kc为尺宽系数,一般Kc=4.5~8.0 斜齿:b=Kcmn 一般Kc=6.5~8.5
本设计中,一档,倒档: b=7?3=21 mm
二档,三档没,四档,五档: b=7?2=14mm
(5)齿轮变位系数的选择原则
为了降低噪声,对于变速器中除去一,二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的数值,以便获得低噪声运动。一般情况下,最高档和一轴齿轮副的x可以选为-0.2~0.2。随着档位的降低,x值逐渐增大。一,二档和倒档齿轮,应该选用较大的x值,以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的x值可以选用1.0以上的。
五、各挡齿轮齿数的分配
1.确定一挡齿轮齿数
已知 A=89mm ,m=3mm
Z+Z1112=2A/m Zh=60
对于货车,中间轴一挡齿轮可在12-17之间,选取Z12=16,由于一挡选用直齿轮。故有Z11=2A/m-16=44
2.修正中心距
A=
Zhm=90mm 23.确定常啮合传动齿轮副的齿数 已知 i1=6.02 mn=2mm ?=25.28°
3
Z1+Z2=
ZZ2Acos?=81.381 2=i1 12=2.19 mnZ1Z11Z2Ah=
m?81 Z1=26, Z2=55
4.确定其它挡位齿轮齿数 (1)确定二挡齿轮齿数
已知 i2=3.57 mn=2mm ?=22°
i72=Z2ZZZ 1.687636 18Z2Acosβ7+Z8=m ○2 n联立○
1○2求解 取Z7=52,Z8=32 (2)确定三挡齿轮齿数 已知i3=2.14 mn=2mm ?=22° iZ2Z53=Z ○
1 1Z6 Z2Acosβ5+Z6=m ○2 n联立○
1○2求解Z5=41,Z6=43 (3)确定四挡齿轮齿数
已知 i4=1.35, mn=2mm ,?=22°
iZ2Z34=Z 1Z4Z2Acosβ3+Z4=m n联立○
1○2求解 取Z3=32, Z4=52 (5)确定倒挡齿轮齿数
4
○
1 ○
1 ○
2
倒挡采用直齿轮,m=3mm。 已知选Z11=44,Z12=16,
Z2=2.19,Z1=5.49
由
得Z9=41 ,Z10=44
A1=m (Z11+Z12)/2=3*(44+16)/2=90mm A2=m (Z9+Z10)/2=3*(41+44)/2=127.5mm 经验算,不会产生运动干涉。 六、变速器齿轮几何参数设计计算
1.一挡齿轮几何参数
m=3mm,Z11=44,Z12=16,,?n=20 °,?=0°,A'=90mm,
(1) ?1=0.37,?2=-0.37
Acosαt=21.68° A'm(Z13?Z12)(3) 理论中心距 A==89mm
2A'?A(4) 中心距变动系数 ?==0.33
m(2) 啮合角 α'=arccos(Z13?Z12)(inv?'?inv?)(5) 变位系数之和 ??==0.90
2tag?(6) 齿顶降低系数 ??????=0.90-0.33=0.57 (7) 分度圆直径 d1=Z1m=132mm,d2=mZ2=48mm
* (8) 齿顶高 ha1=(h*a+?1??)m=3.33mm,ha2=(ha+?2??)m=2.58mm
***(9) 齿根高 hf1=(h*a+c??1)m=4.86mm,hf2=(ha+c??2)m=2.64mm
(10)齿全高 h1=h2=ha+hf=5.22mm
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