中间轴式变速器课程设计
第一章 变速器传动机构布置方案
1.1变速器传动方案的选择与分析
机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点,故在不同形式的汽车上得到广泛应用。变速器传动方案分析与选择
机械式变速器传动机构布置方案主要有两种:两轴式变速器和中间轴式变速器。
其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比,它具有轴和轴承数少,结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外,各中间档因只经一对齿轮传递动,故传动效率高,同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档,所以在工作时齿轮和轴承均承载,工作噪声增大且易损坏,受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体,发动机纵置时直接输出动力。
而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是:变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上,经啮合套将它们连接后可得到直接档,使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载,此时噪声低,齿轮、轴承的磨损减少。
对不同类型的汽车,具有不同的传动系档位数,其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同[5]。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言,档位数多,增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会,提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言,档位数多,增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力,降低了油耗。从而能提高汽车生产率,降低运输成木。不过,增加档数会使变速器机构复杂和质量增加,轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。
综上所述,由于此次设计的汽车为:中间轴式五档(五档为直接档)商用车 1.2 倒档方案的确定
倒档布置选择方案适用于全部齿轮均为常啮合的齿轮,换挡轻便。如下图
1.3换挡操纵装置方案的确定 倒档设置在变速器左侧或右侧,在结构上均能实现,不同之处是挂到当时驾驶员移动变速杆的方向改变了,为防止无挂倒档,一般在挂倒档时设有一个挂到当时克服弹簧所产生的力,来提醒驾驶员本次设计选的变速器档杆换挡位置与顺序如下图:
1.4变速器总传动方案的确定
由以上的内容可以基本设计出档位布置,如下图:
1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-二轴四挡齿轮 4-中间轴四挡齿轮
5-二轴三挡齿轮 6-中间轴三挡齿轮 7-二周二挡齿轮 8-中间轴二挡齿轮 9-二轴一挡齿轮 10-中间轴一挡齿轮 11-二轴倒挡齿轮 12-中间轴倒挡齿轮
13-倒挡中间齿轮。
第二章 变速器的设计与计算
2.1汽车基本参数的确定 商用车(中间轴式) 最高车速(km/h) 95 总质量(kg) 4000 额定功率(kW) 62.5 最大功率转速(r/min) 3350 最大转矩(N•m) 196 最大转矩转速(r/min) 1850 轮胎 6.50R20 2.2主要参数的选择和计算 2.2.1挡数的确定
不同类型的汽车的档数也不是相同的,主要决定于汽车的类型 燃油经济性 总质量等等。轿车轿车变速器传动比变化范围较小,过去常采用三个或四个挡位。但近年来为了提高燃油经济性多采用五个挡。轻型货车变速器总质量在3.5t以下多用四档,为了降低油耗经常也会增加一个挡位总质量在3.5t~10t多用五档变速器;大于10t的汽车用六个或者个更多挡位的变速器。 本次设计汽车为商用车 总质量为4t 所以档数初选为五个挡位 2.2.2. 传动比范围
变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档,传动比为1.0;有的变速器最高档是超速档,传动比为0.7~0.8。影响最低档传动比选取的因素有:发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.0~4.5之间,总质量轻些的商用车在5.0~8.0之间,其它商用车则更大。 本设计最高档传动比为1。
2.2.3.变速器各档传动比的确定
1)确定主减速器传动比的
发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为[12]:
ua 0.377
(3.1)
rn
igi0
式中:
; ua——汽车行驶速度(km/h); n ——发动机转速(r/min); r ——车轮滚动半径(m)
ig ——变速器传动比; i0 ——主减速器传动比。
已知:最高车速uamax=vamax=95 km/h;最高档为超速档,传动比ig=0.78;车轮滚动半径由所选用的轮胎规格6.50R20得到r=420(mm);发动机转速;由公式(3.1)得到主减速器传动比计算公式: n=np=3350(r/min)
nr3350⨯42⨯10-2
i0=0.377=0.377⨯=5.58
igua1⨯95
2)最抵档传动比计算
按最大爬坡度设计,满足最大通过能力条件,即用一档通过要求的最大坡道角αmax坡道时,驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力(加速阻力为零,空气阻力忽略不计)
[13]
。用公式表示如下:
≥Gfcosαmax+Gsinαmax
(3.2)
式中:
Temaxi0igηt
r
G ——车辆总重量(N);
f ——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.02);
Temax——发动机最大扭矩(N·m); i0 ——主减速器传动比;
ig ——变速器传动比; ; ηt ——为传动效率(96%)
R ——车轮滚动半径;
αmax——最大爬坡度(商用车要求能爬上30%的坡,大约16.7 )
由公式(3.2)得: ig1≥(3.3)
已知:m=4000kg;f=0.015;αmax=16.7 ;r=0.42m;Temax=196 N·m;
(Gμcosαmax+Gsinαmax)r
Temaxi0ηt
i0=5.58;g=9.8m/s;ηt=0.88,把以上数据代入(3.3)式:
(4000⨯9.8⨯0.015⨯cos16.7 +4000⨯9.8⨯sin16.7 )⨯0.42ig1≥=4,73
196⨯5.58⨯0.96
2
满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时,驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下:
Temaxi0ig1ηt
r
≤Gϕ
ig1≤
式中:
Gϕr
(3.4)
Temaxi0ηt
; G——驱动轮的地面法向反力,G=0.7m1g(满载时轴荷分配75%)
ϕ ——驱动轮与地面间的附着系数;对干燥凝土或沥青路面ϕ可取0.5~0.6之间。
已知:前轮轴荷m1=1300kg;ϕ取0.6,把数据代入(3.4)式得:
ig1≤
4000⨯9.8⨯0.75⨯0.6⨯0.42
≈7.06
196⨯5.58⨯0.96
所以,一档转动比的选择范围是:
4.73≤ig1≤7.06
初选一档传动比为6。 3)变速器各档速比
按等比级数分配其它各档传动比,即:
i1i2i3i4i6
====q q=1==1.565
i51i2i3i4i5
i16.0==3.834q1.565i3.834i3=2==2.449
q1.565i2.449i4=3==1.564
q1.565i2=
2.2.4.中心距的选择
中间轴式变速器初选中心距可根据经验公式计算[14]:
A=KAemaix1ηg (3.5)
式中:
A ——变速器中心距(mm);
KA ——中心距系数,商用车KA=8.6~9.6; m); Temax——发动机最大输出转距为196(N·
i1 ——变速器一档传动比为6;
ηg ——变速器传动效率,取96%。
A=(8.6~9.6)⨯⨯6⨯0.96=(8.6-9.6)⨯10.41=89.548~99.936mm
轿车变速器的中心距在86~97mm范围内变化。 也可以由发动机最大转矩来确定
A=KAemax
式中:
A ——变速器中心距(mm);
KA ——中心距系数,商用车KA=16~19; m); Temax——发动机最大输出转距为196(N·
A=(16~19)⨯=(17-19)⨯5.838=98.749~110.927mm
综上所述 初取A=100mm。
2.2.5.变速器的外形尺寸
变速器的横向外形尺寸,可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。
乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用:
L=(2.7~3.0)A=(2.7~3.0)⨯100=270~300mm
初选长度为285mm。
2.2.6.齿轮参数的选择 1、模数
选取齿轮模数时一般要遵守的原则是:为了减少噪声应合理减小模数,同时增加齿宽;为使质量小些,应该增加模数,同时减少齿宽;从工艺方面考虑,各档齿轮应该选用一种模数;从强度方面考虑,各档齿轮应有不同的模数。对于轿车,减少工作噪声较为重要,因此模数应选得小些;对于货车,减小质量比减小噪声更重要,因此模数应选得大些。
。
2、压力角α
压力角较小时,重合度较大,传动平稳,噪声较低;压力角较大时,可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。
对于轿车,为了降低噪声,应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车,为提高齿轮强度,应选用22.5°或25°等大些的压力角[15]。
国家规定的标准压力角为20°,所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等,普遍采用30°压力角。
本变速器为了加工方便,故全部选用标准压力角20°。
3、螺旋角β
齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时,使齿轮啮合的重合度增加,因而工作平稳、噪声降低。
试验证明:随着螺旋角的增大,齿的强度相应提高,但当螺旋角大于30°时,其抗弯强度骤然下降,而接触强度仍继续上升。因此,从提高低档齿轮的抗弯强度出发,并不希望用过大的螺旋角;而从提高高档齿轮的接触强度着眼,应当选用较大的螺旋角。
本设计初选螺旋角全部为25°。 4、齿宽b
齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。
考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量,应该选用较小的齿宽。另一方面,齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱,此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿,但这时轴承承受的轴向力增大,使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽,工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜,使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载,导致承载能力降低,并在齿宽方向磨损不均匀。
通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽: 斜齿b=kcmn,kc取为6.0~8.5,取7.0
b=kcmn=7⨯4.0=28mm
直齿b=kcm,kc为齿宽系数,取为4.5~8.0,取7.0,
b=kcmn=7⨯4.0=28mm
采用啮合套或同步器换挡时,其接合齿的工作宽度初选时可取为2~4mm,取4mm。
5、齿顶高系数
齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小,则齿轮重合度小,工作噪声大;但因轮齿受到的弯矩减小,轮齿的弯曲应力也减少。因此,从前因齿轮加工精度不高,并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上,所以曾采用过齿顶高系数为0.75~0.80的短齿制齿轮。
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。为了
增加齿轮啮合的重合度,降低噪声和提高齿根强度,有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。
本设计取为1.00。
2.2.7.各挡齿轮齿数的分配及齿轮变位计算
在初选中心距,齿轮模数和螺旋角以后,可根据变速器的挡数,传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。一、二、三、四、五挡选用斜齿轮,倒挡选用直齿轮。
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Z10=14,一挡齿轮为斜齿轮。
一挡传动比为ig1=
Z2Z9
(1.4) Z1Z10
为了求Z9,Z10的齿数,先求其齿数和Zh,
斜齿Zh=
=
2Acosβ
(1.5) mn2⨯100 cos25︒
=45.3取整为
46
4
即Z9=Zh-Z10=46-14=32 2、对中心距A进行修正
因为计算齿数和Zh后,经过取整数使中心距有了变化,所以应根据取定的
Zh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作为各档齿轮齿数分配的依据。
A
Z=
n
h
2cosβ
=
4⨯(14+32)
=101.5mm取整为A=102mm。
2cos25︒
对一挡齿轮进行角度变位: 分度圆压力角
tanαt=tanαn/cosβ1
o
∴αt=22.01
端面啮合角αt,
101.5A,
cos22.01° cosαt= cosαt=
102A
,
U=
z932
==2.28 α,=22.19° z1014
查变位系数线图得: ξn∑=0.31 ξn10
=-0.09 ξn9=0.4
A-A0=102-101.5=0.125
中心变动系数 λn=
4mn
齿顶降低系数
σn=ξ∑-λn=0.31-0.125=0.185
计算β精确值:A=一挡齿轮参数:
分度圆直径 d9=z9mn/coβs1=32×4/cos25.5=141.9mm d10=z10mn/cosβ1=14×4/cos25.5=62.08mm
n
Zh
2cosβ10
βº=25.5º
齿顶高 ha9=(fo+ξ9-σn)mn=(1.0+0.4-0.185)⨯4=4.86mm
ha10=(fo+ξ10-σn)mn=(1.0-0.09-0.185)⨯4=3.62mm
齿根高 hf9=(fo+c-ξ9)mn=(1+0.25-0.4)⨯4=3.4mm hf10=(fo+c-ξ10)mn=(1.0+0.25+0.09)⨯4=5.36mm 齿全高 h=(2fo+c-σn)mn(2⨯1.0+0.25+0.18)5⨯4=9.74mm 齿顶圆直径 da9=d9+2ha9=141.9+2×4.86 =151.62mm da10=d10+2ha10=62.08+2×3.62=69.32mm 齿根圆直径 df9=d9-2hf9=141.9-2⨯3.4=135.1mm df10=d10-2hf10=62.08-2⨯5.36=51.36mm 当量齿数 Zn9=
Z932
==43.54
co3sβ1cos325.5Z1014
==19.05 33
cosβ1cos25.5
Zn10=
2、确定常啮合传动齿轮副的齿数
由式(1.4)求出常啮合传动齿轮的传动比
ZZ214
=i110=6⨯=2.625 (2.6)
32Z1Z9
mn(Z1+Z2) (2.7) 2cosβ0
2Acosβ02⨯102cos25.5
==52.61
3.5mn
常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等,即 A=
Z1+Z2=
由式(2.6)、(2.7)得Z1=14.51,Z2=38.1取整为Z1=15,Z2=38,则:
i1=
Z2Z938⨯32
==5.79 Z1Z1015⨯14
mn(Z1+Z2)3.5⨯(15+38)
==102.83mm
2cos25.52cosβ0
对常啮合齿轮进行角度变位: 理论中心距 Ao=
端面啮合角 tanαt=
tanα
=0.398 cosβ0
αt=21.98
啮合角 cosαt,=
Ao102.83
cos21.98=0.935 cosαt=
102A
αt,=20.8 变位系数之和 ξ∑=
(z1+z2)(invαt,-invαt)
2tanα
=-0.48
ξ1=0.255 ξ2=-0.73 中心距变动系数 λn=
A-A0102-102.83
=-0.237 =
3.5mn
齿顶降低系数 σn=ξ∑-λn=-0.243 分度圆直径 d1=
z1mn15⨯3.5==58.20mm cos25.5cosβ0
z2mn38⨯3.5==147.45mm cosβ0cos25.5
d2=
齿顶高 ha1=(fo+ξ1-σn)mn=(1.0+0.25+0.243)⨯3.5=5.23mm ha2=(fo+ξ2-σn)mn=(1.0-0.73+0.243)⨯3.5=1.79mm 齿根高 hf1=(fo+c-ξ1)mn=(1.0+0.25-0.25)⨯3.5=3.5mm hf2=(fo+c-ξ2)mn=(1.0+0.25+0.73)⨯3.5=6.93mm 齿全高 h=(2fo+c-σn)mn=(2⨯1.0+0.25+0.243)⨯3.5=8.73mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=58.20+2×5.23=68.66mm da2=d2+2ha2=147.45+2×1.79=151.03mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf1=58.20-2×3.5=51.20 mm df2=d2-2hf2=147.45-2×6.93=133.59mm
当量齿数 zn1=
z115
==20.41 33
cosβ0cos25.5z238
==51.7
cos3β0cos325.5
zn2=
3.确定二挡啮合传动齿轮副的齿数
齿轮的模数为3.5,螺旋角β2与常啮合齿轮的β0不同时,
i2=
Z2Z7
(3.8) Z1Z8
Z7Z15
=i21=3.834⨯=1.513
38Z8Z2A=
mn(Z7+Z8) (3.9)
2cosβ2
此外,从抵消或减少中间轴上的轴向力出发,还必须满足下列关系式
tanβ0ZZ2
=(1+7) (3.10) tanβ2Z1+Z2Z8
由式(3.8)、(3.9)、(3.10)得β2=15o,Zh=56,取Z7=34,Z8=22
i2=
对二挡齿轮进行角度变位:
Z2Z738⨯34
==3.91 Z1Z815⨯22
mn(Z7+Z8)3.5(34+22)
==101.45mm
2cos152cosβ2
tanα
=0.376 cosβ2
理论中心距 Ao=
端面啮合角 tanαt=
αt=20.72
啮合角 cosαt,=
Ao101.45
cos20.72=0.93 cosαt=
102A
αt,=21.98 变位系数之和 ξ∑=
(z7+z8)(invαt,-invαt)
2tanα
=0.37
ξ7=0.31 ξ8=-0.06 中心距变动系数 λn=
A-A0102-101.45
=0.16 =
3.5mn
齿顶降低系数 σn=ξ∑-λn=0.21
分度圆直径 d7=z7mn/cosβ2=34⨯3.5/cos15=123.188mm d8=z8mn/cosβ2=22⨯3.5/cos15=79.71mm 齿顶高 ha7=(fo+ξ7-σn)mn=(1.0+0.31-0.21)⨯3.5=3.85mm ha8=(fo+ξ8-σn)mn=(1.0+0.06-0.21)⨯3.5=2.975mm 齿根高 hf7=(fo+c-ξ7)mn=(1.0+0.25-0.31)⨯3.5=3.29mm hf8=(fo+c-ξ8)mn=(1.0+0.25-0.06)⨯3.5=4.16mm 齿全高 h=(2fo+c-σn)mn=(2⨯1.0+0.25-0.01)⨯3.5=7.84mm 齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=123.188+2×3.85=130.89mm da8=d8+2ha8=79.71+2×2.975=85.66mm 齿根圆直径 df7=d7-2hf7=123.188-2×3.29=116.6mm df8=d8-2hf8=79.71-2×4.16=71.39mm 当量齿数 zn7=
z734
==37.73
cos3β2cos315z822
==24.42 33
cosβ2cos15
zn8=
4.确定三挡啮合传动齿轮副的齿数
三挡齿轮为斜齿轮,齿轮的模数为3.5,螺旋角β3与常啮合齿轮的β0不同时,
Z5Z
=i31 =0.967 (3.11) Z6Z2
A=
mn(Z5+Z6) (3.12) 2cosβ3
此外,从抵消或减少中间轴上的轴向力出发,还必须满足下列关系式
tanβ0z2
=
tanβ3z1+z2
⎛z5⎫ 1+z⎪⎪ =1.41 (3.13)
6⎭⎝
由式(3.11)、(3.12)、(3.13)得β3=18.8o,Z5=27,Z6=28
i3=
对三挡齿轮进行角度变为:
Z2Z538⨯27
==2.443 Z1Z615⨯28
mn(Z5+Z6)3.5(27+28)
==101.74mm 2cos18.82cosβ3
tanα
=0.38 cosβ3
理论中心距 Ao=
端面啮合角 tanαt=
αt=21.05
啮合角 cosαt,=
Ao101.74
cos21.05=0.937 cosαt=
102A
αt,=20.42 变位系数之和 ξ∑=
(z5+z6)(invαt,-invαt)
2tanα
=0
ξ5=-0.11 ξ6=0.11 中心距变动系数 λn=
A-A0102-1.1.74
=0.07 =
3.5mn
齿顶降低系数 σn=ξ∑-λn=-0.07
分度圆直径 d5=z5mn/cosβ3=27⨯3.5/cos18.8=99.89mm d6=z6mn/cosβ3=28⨯3.5/cos18.8=103.59mm 齿顶高 ha5=(fo+ξ5-σn)mn=(1.0-0.11+0.07)⨯3.5=3.36mm ha6=(fo+ξ6-σn)mn=(1.0+0.11+0.07)⨯3.5=4.13mm
齿根高 hf5=(fo+c-ξ5)mn=(1.0+0.25+0.11)⨯3.5=4.76mm hf6=(fo+c-ξ6)mn=(1.0+0.25-0.11)⨯3.5=3.99mm 齿全高 h=(2fo+c-σn)mn=(2⨯1.0+0.25+0.07)⨯3.5=8.12mm 齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=99.89+2×3.36=104.61mm da6=d6+2ha6=103.59+2×4.13=111.85mm 齿根圆直径 df5=d5-2hf5=99.89-2×4.76=90.37mm df6=d6-2hf6=103.59-2×3.99=95.61mm 当量齿数 zn5=
z527
==31.84 33
cosβ3cos18.8z628
==33.02
cos3β3cos318.8
zn6=
(3)四挡齿轮为斜齿轮,螺旋角β4与常啮合齿轮的β0不同时,
Z3Z
=i41=0.617 (3.14) Z4Z2mn(Z3+Z4) (3.15) A=
2cosβ4
tanβ0z2
=
tanβ4z1+z2
⎛z3⎫ 1+z⎪⎪=1.16 (3.16)
4⎭⎝
由(3.14)、(3.15)、(3.16)得β4=22.4o,Z3=21,Z4=33,则:
i4=
对四挡齿轮进行角度变位: 理论中心距 Ao=
Z2Z338⨯21==1.612 Z1Z415⨯33
mn(Z3+Z4)3.5(21+33)
==102.27mm 2cos22.42cosβ4
tanα
=0.39 cosβ4
端面啮合角 tanαt=
αt=21.30
啮合角 cosαt,=
Ao102.27
cos21.30=0.94 cosαt=
102A
αt,=20.1 变位系数之和 ξ∑=
(z3+z4)(invαt,-invαt)
2tanα
=0.08
中心距变动系数齿顶降低系数 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 当量齿数 ξ3=-0.22 ξ4=0.30 λA-A0102-n=
m=
102.24
n
3.5=-0.07 σn=ξ∑-λn=0.15
d3=z3mn/cosβ4=21⨯3.5/cos22.4=79.55mm d4=z4mn/cosβ4=33⨯3.5/cos22.4=125mm ha3=(fo+ξ3-σn)mn=(1.0-0.22-0.15)⨯3.5=2.205mm ha4=(fo+ξ4-σn)mn=(1.0+0.3-0.15)⨯3.5=4.025mm hf3=(fo+c-ξ3)mn=(1.0+0.25+0.22)⨯3.5=5.145mm hf4=(fo+c-ξ4)mn=(1.0+0.25-0.30)⨯3.5=3.325mm h=(2fo+c-σn)mn=(2⨯1.0+0.25-0.15)⨯3.5=7.35mm da3=d3+2ha3=79.55+2×2.205=83.96mm da4=d4+2ha4=125+2×4.025=133.05mm df3=d3-2hf3=79.55-2×5.145=69.26mm df4=d4-2hf4=125-2×3.325=118.35mm zz321n3=
cos3β=cos322.4=26.58
4zz4n4=
cos3
β=33
3=41.77 4cos22.4
5、确定倒挡齿轮齿数
倒挡齿轮选用的模数与一挡相同,倒挡齿轮Z13的齿数一般在21~23之间,初选Z12后,可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A,。初选Z13=22,Z12=15,则:
11
m(Z13+Z12)=⨯4⨯(15+22)=74mm 22
为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉,齿轮12和11的齿顶圆之间应保
A,=
持有0.5mm以上的间隙,则齿轮11的齿顶圆直径De11应为
De12D
+2+e11=A 22
De11=2A-De12-1
=2×102-4×(15+2)-4 =132mm
De11=m(Z11+2)
Z11=
De11135
-2=-2=31.75mm
4m
Z11取31
为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙,取Z11为31
计算倒挡轴和第二轴的中心距A''
A,,=
m(z13+z11)4⨯(22+31)
==106mm
22
计算倒挡传动比
i倒=
对齿轮进行变为:
U=
z2z13z1138⨯22⨯32==5.4 ⨯⨯
z1z12z1315⨯15⨯22
z1322==1.466 Uz1215
·
=
z1131==1.454 z1322
α,=20°
查变位系数线图得: ξn∑=0
ξn13
中心变动系数
=0.1 ξn12=-0.1 ξn11=0.1
λn=
A-A0
=0 mn
齿顶降低系数
σn=ξ∑-λn=0
一挡齿轮参数:
分度圆直径
齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 当量齿数 d11=z11mn=124mm d12=z12mn=60mm d13=z13mn=88 mm ha11=(fo+ξ11-σn)mn=4.1mm ha12=(fo+ξ12-σn)mn=3.6mm ha13=(fo+ξ13-σn)mn=4.4mm hf11=(fo+c-ξ11)mn=4.1mm hf12=(fo+c-ξ12)mn=4.1mm hf13=(fo+c-ξ13)mn=4.1 h=(2fo+c-σn)mn=9.74mm da11=d11+2ha11=132mm da12=d12+2ha12=68mm da13=d13+2ha13=96mm df11=d11-2h11=104.73mm df12=d12-2hf12=41.02mm df13=d13-2hf13=78.8 Zn11=31
Zn12=15 Zn13=22
本节首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比,然后计算出变速器的各挡传动比;接着确定齿轮的参数,如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数;介绍了齿轮变位系数的选择原则,并根据各挡传动比计算各+.挡齿轮的齿数,根据齿数重新计算各挡传动比,同时对各挡齿轮进行变位。
2.3变速器齿轮的校核 2.3.1.齿轮材料的选择
速器齿轮的损坏形式主要有:轮齿这段、齿面疲劳剥落、移动换挡轮齿端部破坏以及齿面胶合。所以变速器齿轮必须进行校核:
1、满足工作条件的要求 不同的工作条件,对齿轮传动有不同的要求,故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮,要求其材料具有足够的强度和耐磨性,而且齿面硬,齿芯软。
2、合理选择材料配对
如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮,为使两轮寿命接近,小齿轮材料硬度应略高于大齿轮,且使两轮硬度差在30~50HBS左右。为提高抗胶合性能,大、小轮应采用不同钢号材料。
3、考虑加工工艺及热处理工艺
变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值:
m法≤3.5时渗碳层深度0.8~1.2 m法≥3.5时渗碳层深度0.9~1.3 m法≥5时渗碳层深度1.0~1.3
表面硬度HRC58~63;心部硬度HRC33~48
对于氰化齿轮,氰化层深度不应小于0.2;表面硬度HRC48~53[12]。
对于大模数的重型汽车变速器齿轮,可采用25CrMnMO,20CrNiMO,12Cr3A等钢材,这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理,以提高表面硬度,细化材料晶面粒[13]。
2.3.2.各轴的转矩计算
发动机最大扭矩为196N.m,齿轮传动效率99%,离合器传动效率99%,轴承传动效率98%。
Ι轴 T1=Temaxη离η承=196×99%×98%=190.16N.m
中间轴 T2=T1η承η齿i2-1=176.576×0.98×0.99×38/15=467.38N.m Ⅱ轴 一挡T31=T2η承η齿i9-10=467.38×0.98×0.99×32/14=1036.45N.m
二挡T32=T2η承η齿i7-8=467.38×0.98×0.99×34/22=700.78Nm
三挡T33=T2η承η齿i5-6=467.38×0.98×0.99×27/28=437.25.m 四挡T34=T2η承η齿i3-4=467.38×0.98×0.99×21/33=288.55N.m
倒档轴 T倒档轴=T2η齿i13-12=467.38×0.99×22/15=678.64 N.m 倒挡 T倒=T倒档轴η承η齿i11-13=678.64×0.98×0.99×32/22=957.69N.m 2.3.3轮齿弯曲强度校核 1、斜齿轮弯曲应力σ
w
.
图4.1 齿形系数图
σw=
2TgcosβKσ
πzmyKcKε3n
(4.1)
式中:Tg—计算载荷(N·mm);
; mn—法向模数(mm)
z—齿数;
β—斜齿轮螺旋角(°); Kσ—应力集中系数,Kσ=1.50;
y—齿形系数,可按当量齿数zn=zcos3β在图4.1中查得;
Kc—齿宽系数Kc=7.0
Kε—重合度影响系数,Kε=2.0。
当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时,对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮,许用应力在180~350MPa范围,对货车为100~250MPa。
(1)计算一挡齿轮9,10的弯曲应力σw9,σw10
z9=32,z10=14,y9=0.154,y10=0.162,T31=1036.45Nm,T2=467.38Nm
..
β1=25.5°
σw9=
=
2T31Kσcosβ1
πmnz9Kcy9Kε
3
2⨯1036.45⨯1.5⨯cos25.5
⨯103 3
π4⨯32⨯7.0⨯0.157⨯2
=202,.287MPa
σw10=
=
2T2Kσcosβ1
πmnz10Kcy10Kε
3
2⨯467.38⨯1.5⨯cos25.5
⨯103 3
π4⨯14⨯7.0⨯0.152⨯2.
=198.2MPa
z1=15,z2=38,y1=0.12,y2=0.115,T1=190.16Nm,T2=467.38Nm,β0=25.5
..
σw1=
2T1cosβ0Kσ
3
πz1mny1KcKε2T2cosβ0Kσ
3
πz2mny2KcKε
=151.67MPa
σw2=
=153.55MPa
(3)计算二挡齿轮7,8的弯曲应力σw7,σw8
T2=467.38Nm,β2=15° y7=0.167,T32=700.78Nm,z7=34,z8=22,y8=0.135,
..
σw7=
2T32Kσcosβ2
πmnz7Kcy7Kε
3
=189.76MPa
σw8=
2T2Kσcosβ2
πmnz8Kcy8Kε
3
=241.96MPa
(4)计算三挡齿轮5,6的弯曲应力
T2=467.38Nm,β3=18.8 z5=27,z6=28,y5=0.135,y6=0.149,T33=437.25Nm,
..
σw5=
2T33cosβ3Kσ
3
πz5mny5KcKε2T2cosβ3Kσ
3
πz6mny6KcKε
=180.74MPa
σw6=
=168.79MPa
(2)计算四挡齿轮3,4的弯曲应力
T2=467.38Nm,β4=22.4 z4=33,z3=21,y3=0.123,y4=0.131,T34=288.55Nm,
..
σw3=
2T34cosβ4Kσ
3
πz3mny3KcKε2T2cosβ4Kσ
3
πz4mny4KcKε
=164.38Pa
σw4=
=159.09MPa
2、直齿轮弯曲应力σw
σw=
式中:σw—弯曲应力(MPa);
; Tg—计算载荷(Nmm)
.
2TgKσKf
πmzKcy
3
(4.2)
Kσ—应力集中系数,可近似取Kσ=1.65;
Kf—摩擦力影响系数,主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同,
对弯曲应力的影响也不同;主动齿轮Kf=1.1,从动齿轮Kf=0.9;
b—齿宽(mm);
m—模数;
y—齿形系数,如图4.1。
当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时,一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400~850MPa,货车可取下限,承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。
(1)计算倒挡齿轮13,14,15的弯曲应力
z11=32,z12=15,z13=22,y11=0.148,y12=0.118,y13=0.137,T倒=957.69Nm,T2=467.38Nm,T倒轴=678.64 Nm
.
.
.
σw11=
2T倒KσKf
πmz11Kcy11
2T2KσKf
3
=426.935MPa
σw12=
πmz12Kcy12
2T倒轴KσKf
3
=681.39MPa
σw13=
πmz13Kcy13
3
= 475.384MPa
2.3.4.齿轮接触应力校核 轮齿接触应力σj
σj=0.式中:σj—轮齿的接触应力(MPa);
FE⎛11⎫
⎪+ (4.3) ⎪b⎝ρzρb⎭
F—齿面上的法向力(F/cosαcosβ)
F1—计算载荷(2Tg/d;
d—节圆直径(mm);
,β—齿轮螺旋角(°); α—节点处压力角(°)
E—齿轮材料的弹性模量(MPa);
b—齿轮接触的实际宽度(mm);
ρz、ρb—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮ρz=rzsinα、
ρb=rbsinα,斜齿轮ρz=(rzsinαcos2β、ρb=(rbsinα2β;
rz、rb—主、从动齿轮节圆半径(mm)。
将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时,变速器齿轮的许
用接触应力σj见表4.1。
弹性模量E=20.6×104 N·mm-2,齿宽b=Kcm=Kcmn
.
.
T31=1036.45Nm,T2=467.38Nm,b=Kcmn=4×7=28
ρz10=
ρb9=
rz10
sinα=11.769mm 2
cosβ1
rz9
sinα=26.90mm 2
cosβ1
σj9=0.FE⎛11⎫ ⎪+⎪ b ρρb9⎭⎝z10FE⎛11⎫ ⎪+ ⎪b⎝ρz10ρb9⎭
=1732.59MPa
σj10=0.=1759.014MPa
(2)常啮合齿轮1,2的接触应力
T1=190.16Nm,T2=487.58Nm,b=Kcmn=24.5
ρz1=rz1sinα/cos2β0=11.034
..
ρb2=rb2sinα/cos2β0=27.95
σj1
FE⎛11 =0.+b ⎝ρz1ρb2
⎫
⎪⎪ ⎭
=1260.262MPa
σj2=0.FE⎛11⎫ ⎪+⎪ b ρρb2⎭⎝z1
=1241.338MPa
(3)计算二挡齿轮7,8的接触应力
T32=700.78Nm,T2=467.38Nm,b=Kcmn=24.5
..
ρz8=ρb7=
rz8
sinα=14.11
cos2β2
rz7
sinα=21.80 2
cosβ2
FE⎛11⎫ ⎪+ ⎪b⎝ρz8ρb7⎭
σj7=0.=1392.197MPa
σj8
FE⎛11⎫ ⎪=0.+ b⎝ρz8ρb7⎪⎭
=1514.951MPa
(4)计算三挡齿轮5,6的接触应力
T33=437.25Nm,T2=467.38Nm,b=Kcmn=24.5
=18.70 ρz6=rz6sinα/cos2β3
..
ρb5=rb5sinα/cos2β3=18.03
σj5=0.FE⎛11⎫
⎪+⎪ b ρρb5⎭⎝z6FE⎛11⎫ ⎪+ ⎪b⎝ρz6ρb5⎭
=1290.713MPa
σj6=0.=1310.396MPa
(5)计算四挡齿轮3,4的接触应力
T34=288.55Nm,T2=467.38Nm,b=Kcmn=24.5
..
ρz4=rz4sinα/cos2β4=23.11
ρb3=rb3sinα/cos2β4=14.70
σj3=0.FE⎛11⎫ ⎪+ b⎝ρz4ρb3⎪⎭
=1215.983MPa
σj4
FE⎛11⎫ ⎪=0.+ b⎝ρz4ρb3⎪⎭
=1234.839MPa
(6)计算倒挡齿轮11,12,13的接触应力
T倒=957.69Nm,T倒轴=687.64Nm,T2=467.38Nm,b=Kcm=28
...
d11=mz11=4⨯32=128mm,d12=mz12=4⨯15=60mm
d13=mz13=4×22=88mm
ρb11=rb11sinα=
d11
sinα=21.88 2
d12
sinα=10.26 2
d13
sinα=15.05 2
ρz12=rz12sinα=
ρz13=ρb13=rz13sinα=
T倒E
σj11=0.⎛11⎫ ⎪+ ⎪bd11cosα⎝ρz13ρb11⎭T2E⎛11⎫ ⎪+⎪ bd12cosα ρρb13⎭⎝z12
=1205.87MPa
σj12=0. =1514.96MPa
σj13=0.⎛11⎫ ⎪+ ⎪bd13cosα⎝ρz12ρb13⎭
T倒轴E
=1461.65MPa
第三章 轴的设计和尺寸设计
3.1轴的结构和尺寸设计 3.1.1轴的工艺要求
倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同,可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理,但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理[14]。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道,要求有相当高的硬度和表面光洁度,硬度应在HRC58~63,表面光洁度不低于▽8[15]。
对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面,光洁度不应低于▽7,并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度[16]。
对于采用高频或渗碳钢的轴,螺纹部分不应淬硬,以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说,设计上应尽量保证工艺简单,阶梯应尽可能少[17]。
3.1.2.初选轴的直径
在已知中间轴式变速器中心距A时,第二轴和中间轴中部直径
d≈(0.45~0.60)A,轴的最大直径d和支承距离L的比值:
对中间轴,d/L=0.16~0.18;对第二轴,d/L≈0.18~0.21。
第一轴花键部分直径d(mm)可按式(5.1)初选
d=Kemax (5.1)
式中:K—经验系数,K=4.0~4.6;
。 Temax—发动机最大转矩(N.m)
第一轴花键部分直径d1=(4.0~4.6=23.2~26.68mm取25mm;第二轴最大直径d2max≈(0.45~0.60)⨯102=45.9~61.2mm取55mm;中间轴最大直径
dmax≈(0.45~0.60)⨯102=45.9~61.2mm取55mm
第二轴:
dd2max
~0.18 =0.18~0.21;第一轴及中间轴:1max=0.16
LL2
第二轴支承之间的长度L2=261.9~305.56mm取265mm; 中间轴支承之间的长度L= 305.56~343.75mm取305mm, 第一轴支承之间的长度L1=138.8~156.25mm取140mm
3.2.轴的强度验算
变速器在工作时,由于齿轮上有圆周力,径向力和轴向力作用,变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度,因为刚度不足轴会产生弯曲变形,结果破坏了齿轮的正确啮合,对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此,在设计变速器时,其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和一直条件初选轴的直径,然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。
3.2.1各挡齿轮的受力计算 作用于齿面上的法向力Fn =Ft/cosαcosβ可分解为互相垂直的三个力 圆 周力 径向力 轴向力
(1)一挡齿轮9,10的圆周力F9、F10
圆周力Ft9=
2T31
=16194.53N d9
Ft10=
2T2
=16692.14N d10
Ft9tanα
=6533.46N
cosβ1
径向力:Fr9=
Fr10=
Ft10tanα
= 6074.687N
cosβ1
轴向力Fa9=Ft9tanβ1=7723.17N
Fa10=Ft10tanβ1=7960.483N
(2)常啮合齿轮1,2的圆周力F1、F2
Ft1=
2T1
=7244.19N d1
2T2
=7028.271N d2
Ft2=
Fr1=
Ft1tanα
=2922.573N
cosβ0
Ft2tanα
= 2835.463N
cosβ0
Fr2=
Fa1=Ft1tanβ0=3454.754N Fa2=Ft2tanβ0=3351。782N
(3)二挡齿轮7,8的圆周力F7、F8
Ft7=
2T32
=11777.82N d7
2T2
=12139.74N d8
Ft8=
Fr7=
Ft7tanα
= 4436.798N
cosβ2
Fr8=
Ft8tanα
= 4573.138N
cosβ2
Fa7=Ft7tanβ2=3155.277N Fa8=Ft8tanβ2=3252.236N
(4)三挡齿轮5,6的圆周力F5、F6
Ft5=
2T33
=9253.968N d5
2T2
=9638.367N d6
Ft6=
Fr5=
Ft5tanα
= 3557.489N
cosβ3
Ft6tanα
= 3999.82N
cosβ3
Fr6=
Fa5=Ft5tanβ3=3146.349N Fa6=Ft6tanβ6=3243.045N
(5)四挡齿轮3,4的圆周力F3、F4
Ft3=
2T34
=7851.701N d3
2T2
=8093.16N d4
Ft4=
Fr3=
Ft3tanα
=3090.572N
cosβ4
Ft4tanα
= 31385.615N
cosβ4
Fr4=
Fa3=Ft3tanβ4=3234.901N Fa4=Ft4tanβ4=3334.382N
(6)倒档齿轮11,12,13的圆周力F11、F12、F13
Ft11=
2T倒d11
=14963.91N
Ft12=
2T2
=15579.33N d12
Ft13=
3.2.2.轴的刚度计算
2T倒档轴d13
=15423.64N
若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为δ,可分别用式(5.2)、(5.3)、(5.4)计算
F1a2b2
fc= (5.2)
3EILF2a2b2
fs= (5.3)
3EIL
δ=
F1ab(b-a)
(5.4)
3EIL
式中:F1—齿轮齿宽中间平面上的径向力(N);
; F2—齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)
E—弹性模量(MPa),E=2.1×105MPa;
I—惯性矩(mm4),对于实心轴,I=πd4;d—轴的直径(mm),
花键处按平均直径计算;
; a、b—齿轮上的作用力距支座A、B的距离(mm)
L—支座间的距离(mm)。
轴的全挠度为f=
fc2+fs2≤0.2mm。
轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为[fc]=0.05~0.10mm,[fs]=0.10~0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。
(1)第一轴常啮合齿轮副,因距离支撑点近,负荷又小,通常挠度不大,
可以不必计算
(2)二轴的刚度,选择轴最细的地方进行计算
Ft3=7851.701N,Fr3=3090.572
d21=25mm,a+b=89mm,L2=280mm
fc3
Fr3(a+b)2(L2-a-b)64Fr3(a+b)2(L2-a-b)==4 3EIL23πd21EL2
2
2
=0.08mm≤0.05~0.10mmfc3
Ft3(a+b)2(L2-a-b)64Ft3(a+b)2(L2-a-b)==4 3EIL23πd21EL2
2
2
222fc2+f=0.08+0.13=0.1526mm≤0.2mm 3s3
=0.13mm≤0.10~0.15mm
f∑=
δ9=
Fr3(a+b)(L-a-b)(L-2a-2b)
3EIL
64Fr3(a+b)(L-a-b)(L-2a-2b)= 4
π3d21EL=0.001rad≤0.002rad
(3)中间轴刚度
Ft10=16692.14N,Fr10=6734.225N
d11=25mm,a+b=53.47+37.14=91.5mm,L=325mm
fc10
Fr10(a+b)2(L-a-b)==0.06mm≤0.05~0.10mm
3EIL
2
fs10f10=
Ftr10(a+b)2(L-a-b)==0.08mm≤0.10~0.15mm
3EIL
2
fc10+fs10=0.052+0.082=0.094mm≤0.2mm
22
δ10=
Fr10(a+b)(L-a-b)(L-2a-2b)
3EIL
=0.001rad≤0.002rad
3.2.3.轴的强度计算
(1)二轴的强度校核
一档时挠度最大,最危险,因此校核。
T31=1036450Nmm;Fa9=7723.53125N; .17N;Ft9=16194Fr9=6533.469N;d31=25mm;L1=210mm;L2=70mm;L=280mm
1)求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHC
RHA+RHB=Ft9 RHAL1=RHBL2
由以上两式可得RHA=5398.177N,RHB=10796.353N,MHC=1133617.17N.mm 2)求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVC
RVA+RVB=Fr9
Fr2L1+
1
Fa9d9=RVBL 2
由以上两式可得RVA=268.01N,RVB=4987.71N,MVC左=54138.02N.mm,
MVC右=448270.44Nmm 按第三强度理论得:
222222
M=MH+MV+αT=.17+448270.44+0.6⨯8663100=1351728.6931右
.
N.mm
σ=
32M
==103.90MPa≤[σ]=400MPa 3
πd31
(2)中间轴强度校核
T2=467380Nmm;Fa2=3351.782N;Ft2=7028.271N; Fr2=2835.463N;Ft12=15579.41N; .33N;Fr12=5529L1=29mm;L2=271mm;L3=25mm;L=325mm
1)求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHC、MHD
RHA+RHB+Ft2=Ft12
Ft2L1+RHBL=Ft12(L1+L2)
由以上两式可得RHA=-13768.32N,RHB=13468.48N,MHC=-397560.24N.mm,
MHD=348496.92Nmm
2)求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVC、MVD
.
RVA+RVB=Fr2+Fr12
Fr2L1+
1
Fa2d2+Fr12(L1+L2)=RVBL 2
由以上两式可得RVA=2355.29N,RVB=5493.17N,MVC左=68008.99N.mm,
MVC右=132314.49Nmm,MVD=142135.77Nmm 按第三强度理论得:
222222
MC=Mvc=518817.43右+MHC+αT2=.49+397560.24+0.6⨯394990
..
N.mm
2
MD=MVD+MHD+αT22=.772+348496.922+0.6⨯3949902=485039.11
N.mm
第4章 .轴承的选择与寿命计算
4.1.一轴轴承的选择与寿命计算
1、初选轴承型号
由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号30208,转速n=1850r/min,查《机械设计实践》该轴承的Co=42800N,Cr=59800N,e=0.37,预期寿命L,h=30000h
2、计算轴承当量动载荷P
,Fa1Fr1=3454.754/2922.573=1.12>e=0.37。查《机械设计原理与设计》则X=0.4,Y查《机械设计实践》Y=1.6。
P=fp(XFr1+YFa1),fp为考虑载荷性质引入的载荷系数,见《机械设计原理与设计》。
fp(1.2~1.8)取fp=1.2
P=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.4×2922.573+1.6×3454.754)=9353.79N
3、计算轴承的基本额定寿命Lh
106⎛C⎫Lh= ⎪,ε为寿命系数,对球轴承ε=3;对滚子轴承ε=10/3。
60n⎝P⎭106⎛C⎫106⎛59800⎫Lh= ⎪= ⎪
60n⎝P⎭60⨯1850⎝9353.79⎭
ε
10/3
ε
=40889h>L,h=30000h合格[19,20]。
4.2.二轴轴承的选择与寿命计算 1、初选轴承型号
由工作条件和轴颈直径初选二轴轴承型号30208,查《机械设计实践》该轴承的Co=42800N,Cr=59800N,e=0.37,预期寿命L,h=30000h
转速n1=
n1850==319r/min i15.79
2、计算轴承当量动载荷P
,则Fa3Fr3=3090.57=1.029>e=0.37则查《机械设计原理与设计》
X=0.4,Y查《机械设计实践》Y=1.6
P=fp(XFr3+YFa3),fp为考虑载荷性质引入的载荷系数,见《机械设计原理与设计》
fp(1.2~1.8)取fp=1.2
P=fp(XFr3+YFa3)=1.2[0.4×3090.57+1.6×3234.9]=7694.5N 3、计算轴承的基本额定寿命Lh
106⎛C⎫
Lh= ⎪,ε为寿命系数,对球轴承ε=3;对滚子轴承ε=1,5/3。
60n1⎝P⎭106⎛C⎫106⎛59800⎫Lh= ⎪= ⎪
60n1⎝P⎭60⨯319⎝7694.5⎭
ε
10/3
ε
=58611h>L,h=30000h合格[19,20]。
4.3.中间轴轴承的选择与寿命计算 1、初选轴承型号
由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号30206,查〈机械设计实践〉该轴承的Co=29500N,Cr=41200N,预期寿命L,h=30000h。
转速n2=
nz11850⨯15
==730r/min z238
2、计算轴承当量动载荷P
Fa2(Fr2+Fr4)=3351.78/(2835.46+3185.6)=0.556>e=0.37。
e查〈机械设计实践〉书;X=0.4,Y=1.6,X,Y分别查〈机械设计原理与设计〉和〈机械设计实践〉。
见P=fp[X(Fr2+Fr12)+Y(Fa2-Fa4)],fp为考虑载荷性质引入的载荷系数,〈机械设计原理与设计〉。
fp(1.2~1.8)取fp=1.2
P=fp[X(Fr2+Fr12)+Y(Fa2-Fa4)]=1.2(0.4×5517.63+1.5×5990.53)=13431N
3、计算轴承的基本额定寿命Lh
106
Lh=
60n2106
Lh=
60n2
⎛C⎫
⎪,ε为寿命系数,对球轴承ε=3;对滚子轴承ε=10/3 ⎝P⎭
106⎛41200⎫⎛C⎫
⎪= ⎪
60⨯730⎝13431⎭⎝P⎭
ε
10/3
ε
=66190h>L,h=30000h合格[19,20]