變速器的設(shè)計與仿真設(shè)計【三軸五檔】【說明書+CAD+三維+仿真】

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黑龍江工程學院 第一章 基本數(shù)據(jù)選擇 1.1設(shè)計初始數(shù)據(jù)：（方案二） 學號：26； 最高車速：=110-26=84Km/h； 發(fā)動機功率：=66-26/2=53KW； 轉(zhuǎn)矩：=210-26×3/2=171Nm； 總質(zhì)量：ma=4100-26×2=4048Kg； 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：nT=2100r/min； 車輪：R16（選205/55R16） ； r≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm。 1.1.1 變速器各擋傳動比的確定 初選傳動比： 設(shè)五擋為直接擋，則=1 = 0.377 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速 —車輪半徑 —變速器最小傳動比 —主減速器傳動比 / =1.4～2.0 即=（1.4～2.0）×2100=2940～4200r/min 取=3500r/min =9549× （式中=1.1～1.3，取=1.2） 所以，=9549×=3255.6～3847.5r/min =0.377×=0.377×=4.963 雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%，?6時，=85%。 輕型商用車在5.0~8.0范圍， =96%， =×=90%×96%=86.4% 最大傳動比的選擇： ①滿足最大爬坡度。 根據(jù)汽車行駛方程式 （1.1） 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 （1.2） 即， 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=4840×9.8=47432N； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=171N.m； —主減速器傳動比，=4.963； —傳動系效率，=86.4%； —車輪半徑，=0.316m； —滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.02； —爬坡度，取=16.7° =5.24 ②滿足附著條件。 ·φ 在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即≤=7.692 由①②得5.24≤≤7.692； 又因為輕型商用車=5.0~8.0； 所以，取=6.0 。 其他各擋傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系： 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，，， ==1.565 所以其他各擋傳動比為： ==3.833，==2.449，==1.565 1.1.2 中心距A 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 （1.3） 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，乘用車：=8.9～9.3，商用車：=8.6～9.6，取9.0 ； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）； —變速器一擋傳動比，=6.0 ； —變速器傳動效率，取96% ； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=171N.m 。 則， = =85.567～95.516（mm） 初選中心距=90mm。 1.2 齒輪參數(shù) 1、模數(shù) 對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 表1.2.1　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 表1.2.2　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 — 根據(jù)表1.2.1及1.2.2，齒輪的模數(shù)定為4.0mm。 2、壓力角 理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。3、螺旋角 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。 貨車變速器螺旋角：18°～26° 初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24°，其余擋斜齒輪螺旋角24°。 4、齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒，取為6.0～8.5，取7.0。 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，取4mm。 5、齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。 1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配 圖1.3.1變速器傳動示意圖 如圖1.3.1所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 1、 確定一擋齒輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12~17之間選用，最小為12~14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。 一擋傳動比為 （1.4） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （1.5） ==41.72取整為43 即=-=43-13=30 2、對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 ==92.75mm取整為A=94mm。 對一擋齒輪進行角度變位： 端面嚙合角 ： tan=tan/cos =21.437° 嚙合角 ： cos==0.919 =23.27° 變位系數(shù)之和 =1.59 計算精確值：A= 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =4×30/cos23.81°=131.15mm =4×13/cos23.81°=56.83mm 齒頂高 =2.152mm =1.952mm 式中：=（94-92.77）/4=0.308 =1.59-0.308=1.282 齒根高 =1.72mm =1.92mm 齒全高 =3.872mm 齒頂圓直徑 =135.45mm =60.73mm 齒根圓直徑 ==127.71mm =52.99mm 當量齒數(shù) =39.175 =16.976 3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由式（1.3）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （1.6） ==2.60 常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （1.7） = =42.94 由式（1.6）、（1.7）得=11.93，=31.01取整為=12，=31，則： ==5.96≈=6.0 對常嚙合齒輪進行角度變位： 理論中心距 ==94.092mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.724° 端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 = =－0.059 查變位系數(shù)線圖得： 計算精確值：A= 常嚙合齒輪數(shù)： 分度圓直徑 =52.46mm =135.52mm 齒頂高 =（1+0.31-）×4=6.472mm =（1-0.369-）×4=3.992mm 式中：=（94-92.77）/4=0.308 =-0.059-0.308= -0.367 齒根高 =（1+0.25-0.31）×4=3.76mm =（1+0.25+0.369）×4=6.476mm 齒全高 =10.468mm 齒頂圓直徑 =65.364mm =143.504mm 齒根圓直徑 =44.94mm =122.568mm 當量齒數(shù) =15.670 =40.480 4、確定其他各擋的齒數(shù) （1）二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=24° （1.8） ==1.484 （1.9） ==42.94 由式（1.8）、（1.9）得=25.65，=17.29取整為=26，=17 則，==3.951≈=3.833 對二擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 =94.09mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.71° 端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =0.13 =0.18 =－0.05 求的精確值： =23.81° 二擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =113.66mm =74.32mm 齒頂高 =3.19mm =4.11mm 式中：=-0.0225 =0.1525 齒根高 =5.2mm =4.28mm 齒全高 =8.39mm 齒頂圓直徑 =120.04mm =82.54mm 齒根圓直徑 =103.26mm =65.76mm 當量齒數(shù) =33.95 =22.20 （2）三擋齒輪為斜齒輪，初選=20° （1.10） = =0.948 （3.11） 由式（3.10）、（3.11）得=21.494，=22.672 取整=21，=23 = =2.359≈=2.449 對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋? 理論中心距 =93.65mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.387 =21.137° 端面嚙合角 ==0.929 變位系數(shù)之和 =0.478 =0.3 =0.478-0.3=0.178 求的精確值： =20.58° 三擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =89.744mm =98.291mm 齒頂高 =3.636mm =3.148mm 式中：=0.0875 =0.391 齒根高 =3.8mm =4.288mm 齒全高 =7.436mm 齒頂圓直徑 =97.016mm =104.587mm 齒根圓直徑 =82.144mm =89.715mm 當量齒數(shù) =25.579 =28.015 （3）四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=24° （1.12） = =0.606 （1.13） 由（1.12）、（1.13）得=16.20，=27.74， 取整=16，=27 則： = =1.531≈=1.565 對四擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 =94.09mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.398 =21.713° 端面嚙合角 ==0.930 變位系數(shù)之和 =-0.12 =0.2 =-0.12-0.2=-0.32 求螺旋角的精確值： =23.81° 四擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =69.945mm =118.033mm 齒頂高 =5.19mm =3.11mm 式中：=-0.0225 =-0.0975 齒根高 =4.2mm =6.28mm 齒全高 =9.39mm 齒頂圓直徑 =80.325mm =124.253mm 齒根圓直徑 =61.545mm =105.473mm 當量齒數(shù) =20.893 =35.257 5、確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=11，則： = =64mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為 =2×94－4×(11+2)－1 =135mm =－2 =31.75 為了保證齒輪10和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取=31 計算倒擋軸和第二軸的中心距 = =106mm 計算倒擋傳動比 = =7.28 倒擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =31×4=124 mm 11×4=44 mm 21×4=84 mm 齒頂高 4.92 mm = 4.92 mm =3.08 mm 齒根高 =4.08 mm =4.08 mm =5.92 mm 齒全高 =9 mm 齒頂圓直徑 =133.84mm =53.84mm =90.16mm 齒根圓直徑 =115.84 mm =35.84 mm =72.16 mm 1.4 本章小結(jié) 本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。 第2章 齒輪校核 2.1 齒輪材料的選擇原則 1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對 如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： 時滲碳層深度0.8～1.2 時滲碳層深度0.9～1.3 時滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒[13]。 2.2 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機最大扭矩為171N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。 Ι軸 ==171×98%×96%=160.88N.m 中間軸 ==160.88×96%×99%×31/12=394.99N.m Ⅱ軸 一擋=394.99×0.96×0.99×30/13=866.31N.m 二擋=394.99×0.96×0.99×26/17=574.14N.m 三擋=394.99×0.96×0.99×21/23=342.76N.m 四擋=394.99×0.96×0.99×16/27=222.46N.m 五擋=394.99×0.96×0.99=375.40N.m 倒擋=394.99××31/11=1005.47N.m 2.3 輪齒強度計算 2.3.1 輪齒彎曲強度計算 1、倒檔直齒輪彎曲應力 圖2.1 齒形系數(shù)圖 （2.1） 式中：—彎曲應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如圖2.1。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力 ，， =31，=11，=21，=0.134，=0.137，=0.136，=1005.47N.m，=394.99N.m =495.07MPa<400～850MPa = =572.30MPa<400～850MPa = =557.45MPa<400～850MPa 2、斜齒輪彎曲應力 （2.2） 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（°）； —應力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=7.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 （1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ， =30，=13，=0.186，=0.187，=866.31N.m，=394.99N.m，=23.81°，，，=7.0 = =151.46MPa<100～250MPa = =158.51MPa<100～250MPa （2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應力 =26，=17，=0.142，=0.145，=574.14N.m，=394.99N.m，=22°，，，=7.0 = =151.71MPa<100～250MPa = =156.34MPa<100～250MPa （3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力 =21，=23，=0.126，=0.148，=342.76N.m，=394.99N.m，=20.58°，=7.0 = =129.31MPa<100～250MPa = =115.84MPa<100～250MPa （4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應力 =16，=27，=0.11，=0.126，=222.46N.m，=394.99N.m，=23.81°，=7.0 = =123.31MPa<100～250MPa = =113.27MPa<100～250MPa （5）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應力 =12，=31，=0.148，=0.128，=168.88N.m，=394.99N.m，=23.81°，=6.0 = =108.23MPa<100～250MPa = =113.30MPa<100～250MPa 2.3.2 輪齒接觸應力σj （4.3） 式中：—輪齒的接觸應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）； —齒輪材料的彈性模量（MPa）； —齒輪接觸的實際寬度(mm)； 、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、； 、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表2.1。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×4=28mm 表2.1　變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 （1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力 =866.31N.m，=394.99N.m =2×94/（2.31+1）=56.80mm， =2.31×56.80=131.21mm =11.60mm =26.81mm = =1104.38MPa<1900～2000MPa = =1133.40MPa<1900～2000MPa （2）計算二擋齒輪7，8的接觸應力 =574.14N.m，=394.99N.m =2×94/（1.53+1）=74.31mm， =1.53×74.31=113.70mm =15.18mm =23.23mm = =907.00MPa<1900～2000MPa = =930.57MPa<1300～1400MPa （3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力 =342.76N.m，=394.99N.m =2×94/（1.095+1）=89.74mm， =98.27mm =17.51mm =19.17mm = =806.12MPa<1300～1400MPa = =905.66MPa<1300～1400MPa （4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力 =222.46N.m，=394.99N.m =2×94/（1.69+1）=69.89mm， =1.69×69.89=118.11mm =24.13mm =14.28mm = =786.63MPa<1300～1400MPa = =800.97MPa<1300～1400MPa （5）常嚙合齒輪1，2的接觸應力 =168.88N.m，=394.99N.m =2×94/（2.58+1）=52.51mm， =135.49mm =10.73mm =27.68mm = =851.68MPa<1300～1400MPa = =809.85MPa<1300～1400MPa （6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力 =1005.47N.m，=394.99N.m ， =8.88mm =14.38mm =21.87mm = =1113.50MPa<1900～2000MPa = =1377.18MPa<1900～2000MPa = =860.54MPa<1900～2000MPa 2.4 計算各擋齒輪的受力 （1）一擋齒輪9，10的受力 =131.15mm，=56.83mm =866.31N·m, =394.99N·m N （2）二擋齒輪7，8的圓周力、 mm，mm =574.14N·m, =394.99N·m （3）三擋齒輪5，6的圓周力、 mm，mm =42.76N.m, =394.99N.m =20.58° （4）四擋齒輪3，4的圓周力、 mm，mm =222.46N.m,=394.99N.m （5）五擋齒輪1，2的圓周力、 mm，mm ==160.88N.m,=394.99N.m =23.81° （6）倒擋齒輪11，12的受力 mm，mm =878.23N.m,=394.99N.m 2.5 本章小結(jié) 本章首先簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計算輪齒的彎曲應力和接觸應力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進行校核做準備。 第3章 軸及軸上支承件的校核 3.1 軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說，設(shè)計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。 3.2 軸的強度計算 3.2.1 初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器中心距時，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值： 對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）： （3.1） 式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑=22.20～25.53mm取26mm；第二軸最大直徑=42.3~56.4mm取60mm；中間軸最大直徑=42.3～56.4mm取40mm 第二軸支撐間長度：；中間軸支撐間長度：；第一軸支撐間長度：。 d35 d34 d33 d32 d24 d25 d23 d22 d21 d31 d31 圖3.1 軸的尺寸圖 3.2.2 軸的強度驗算 1、軸的剛度驗算 軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（3.2）、（3.3）、（3.4）計算 （5.2） （5.3） （5.4） 式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； —彈性模量（MPa），=2.06×105MPa； —慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002rad。 a b L δ Fr （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大， 可以不必計算 （2）二軸的剛度 一檔時 N，N 50mm，，mm mm =0.031mm =0.079 =-0.00019rad0.002rad 二檔時 N，N mm，，mm mm =0.033mm =0.089 =-0.000019rad0.002rad 三檔時 N，N mm，，mm mm =0.046mm =0.120 =0.00028rad0.002rad 四檔時 N，N mm，，mm mm =0.029mm =0.073 =0.0004rad0.002rad 倒檔時 N，N mm，，mm mm =0.015mm =0.042 =-0.00039rad0.002rad （3）中間軸剛度 a b L δ Fr 一檔時 N，N mm，，mm mm =0.029mm =0.073 =0.00019rad0.002rad 四檔時 N，N mm，，mm mm =0.012mm =0.031 =0.0002rad0.002rad 五檔時 N，N mm，，mm mm =0.0029mm =0.0082 =0.00029rad0.002rad 倒檔時 N，N mm，，mm mm =0.016mm =0.043 =-0.0006rad0.002rad 2、軸的強度計算 （1）二軸的強度校核 RVA RHB RHA RVB Fa9 Fr9 Ft9 RHA Ft9 RHB L2 L1=202 L RVA RVB Fr9 M MHc=821727.92Nmm Mvc左=54138.02Nmm Mvc右=448270.44Nmm T31=8663001Nmm M=1151728.69Nmm 一檔時撓度最大，最危險，因此校核。 ；；； ；；；； 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=4067.96N，=9143.02N，=821727.92N.mm 2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=268.01N，=4987.71N，=54138.02N.mm，=448270.44N.mm 按第三強度理論得： N.mm （2）中間軸強度校核 ；；； ；；； ； ；； ；；； Fr2 Fr12 RHA Ft2 RHB L2 L1 L Fr2 RVB RVA RHB Fa2 Ft2 Ft12 RHA Ft12 C D M Fr12 RVB RVA L3 348496.92Nmm 397560.24Nmm 132314.49Nmm 68008.99Nmm 142135.77Nmm 394990Nmm 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、 ++= + 由以上兩式可得=-13768.32N，=13468.48N，=-397560.24N.mm，=348496.92N.mm 2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、 +=+ 由以上兩式可得=2355.29N，=5493.17N，=68008.99N.mm，=132314.49N.mm，=142135.77N.mm 按第三強度理論得： N.mm N.mm 3.3 軸承及軸承校核 3.3.1 一軸軸承校核 ；；； ；；；。 RV2 RH2 RH1 RV1 Fa9 Fr9 Ft9 RH2 Ft9 RH1 L2 L1 L RV2 RV1 Fr9 M FS2 FS1 854641.53Nmm 56305.80Nmm 450437.61Nmm 866310Nmm 1、軸及軸承的校核 ①由于工作轉(zhuǎn)速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號為30208，正裝。 ②一檔時傳遞的軸向力最大， N.mm ③求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=9509.23N，=3701.75N，=854641.53N.mm ④求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、 += 由以上兩式可得=5011.84N，=243.88N，=56305.80N.mm，=450437.61N.mm 按第三強度理論得： N.mm 因此軸的強度足夠。 ⑤校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=9509.23N，=3701.75N，=854641.53N.mm Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機械設(shè)計手冊查得Y=1.6 Ⅲ）、軸向力和 由于 所以軸承2被放松，軸承1被壓緊 Ⅳ）、求當量動載荷 查機械設(shè)計課程設(shè)計得 徑向當量動載荷 ： Ⅴ）、校核軸承壽命 預期壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。 =112623.46h＞=24000h合格 3.3.2.中間軸及軸承的校核 ；；； ；；；； ； ；； ；；；； L2 L L3 Fr10 Fr2 Ft10 Fa2 RH4 Fa10 RH3 Ft2 Fs4 Fs3 RV4 RV3 Ft10 C D RH3 RH4 Ft2 L1 Fr12 M Fr2 844380.69Nmm 47585.54Nmm RVA RVB 277416.46Nmm 545562.95Nmm 371637.35Nmm 103122.86Nmm 394990Nmm ①由于工作轉(zhuǎn)速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號為30207，正裝。 ②一檔時傳遞的軸向力最大， N.mm ③求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、 ++= 由以上兩式可得=1647.98N，=-9719.49N，=47585.54N.mm ，=-844380.69N.mm ④求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、、、 += 由以上兩式可得=3571.35N，=4277.84N，=103122.86N.mm，=277416.49N.mm ，=545562.95N.mm，=371637.35N.mm 按第三強度理論得： N.mm N.mm 因此軸的強度足夠。 ⑤校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、 ++= 由以上兩式可得=1647.98N，=-9719.49N， Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機械設(shè)計手冊查得Y=1.6 Ⅲ）、軸向力和 由于 所以軸承4被放松，軸承3被壓緊 Ⅳ）、求當量動載荷 查機械設(shè)計課程設(shè)計得 徑向當量動載荷 Ⅴ）、校核軸承壽命 預期壽命 =138040.97h＞=24000h合格 第 - 36 - 頁 共 36 頁