CC1021PS05汽車變速器的設計【長城皮卡】【手動變速器】【說明書+CAD】

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汽車是重要的交通運輸工具，其設計和制造水平是各國科學技術發(fā)展水平的重要標志。汽車工業(yè)是資金密集、人才密集、綜合性強、經(jīng)濟效益高的產(chǎn)業(yè)。世界各個工業(yè)發(fā)達國家就會無一例外地把汽車工業(yè)作為國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)。汽車的研制、生產(chǎn)、銷售、營運，與國民經(jīng)濟許多部門都息息相關，對社會經(jīng)濟建設和科學技術發(fā)展起重要的推動作用。汽車也是社會物質(zhì)生活發(fā)展水平的標志。汽車的保有量隨著國民人均收入水平的提高而增加。在許多發(fā)達國家中，汽車的數(shù)量巨大并以普及到千家萬戶，進而促使人們的社會生活方式發(fā)生了顯著地變化。1886年，世界上誕生的第一輛汽車并未安裝變速器，直到1902年菜由法國人早出了第一部裝有變速器的汽車。目前，巨大多數(shù)汽車仍采用機械式變速器、分動器、主減速器，構成整車的傳動系，其機構簡單、操縱方便、造價低廉仍不失為汽車傳東西中常用的主要總成。猶豫汽車上防范采用活塞式內(nèi)燃機，其轉矩和轉速變化范圍較小，兒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(nèi)變化。為此在傳動系中設置了變速器。機械式手動汽車變速器因結構簡單，傳動效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛的應用。機械式手動變速器在今后相當唱的時間里，依然會在我國輕中型貨車傳動系中占據(jù)主導地位。1.3國內(nèi)外研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢1.3.1國內(nèi)外研究現(xiàn)狀我國的汽車及各種車輛的零部件產(chǎn)品在性能和質(zhì)量上和發(fā)達國家存在著一定的差距，其中一個重要原因就是設計手段落后，發(fā)達國家在機械產(chǎn)品設計上早以進入了分析設計階段，他們利用計算機輔助設計技術，將現(xiàn)代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計、可靠性設計等應用到產(chǎn)品設計中，采用機械CAD系統(tǒng)在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查，實現(xiàn)三維設計，大大地提高產(chǎn)品設計的一次成功率，減少了試驗費用，縮短了產(chǎn)品更新周期。而我們的設計手段仍處于以經(jīng)驗設計為主的二維設計階段，設計完成后在投產(chǎn)中往往要進行很大的改動，似的產(chǎn)品開發(fā)周期很長，性能質(zhì)量低等。為改變我國的車輛零部件的生產(chǎn)和設計手段的落后狀況，縮短新產(chǎn)品的開發(fā)周期，提高市場競爭力，有必要開發(fā)一些適合中國國情的汽車及零部件的CAD系統(tǒng)，對已開發(fā)的CAD系統(tǒng)需進一步提高和改善。隨著CAD技術的發(fā)展和應用，許多國家和部門都對其進行了大量的研究和試驗，隨之開發(fā)并形成一些成套硬件和軟件系統(tǒng)。在美國、日本及歐洲發(fā)達國家中，利用CAD技術解決眾多繁瑣的設計和分析計算。形成了以圖形系統(tǒng)為基礎、以數(shù)據(jù)庫為核心、以工具系統(tǒng)為支撐和以分析計算機為應用應用的集成化系統(tǒng)。美國的CAD技術一直處于領先地位，其主要目標就是建立完善的CAD/CAM集成系統(tǒng)。美國汽車工業(yè)最早最早應用了CAD系統(tǒng)。美國通用汽車公司、福特汽車公司等都已廣泛應用CAD技術。他們將結構、剛度、剛度等計算、三維實體造型應用于汽車設計。市場響應速度提高，從而大大地提高了他們競爭力，為他們帶來了巨大的經(jīng)濟效益。他們應用的CAD軟件主要有PRO/E、UG、CATIA、IGES等。國外的這些汽車公司已有CAD程序，但涉及各公司的標準和技術規(guī)范及試驗都很保密。與國外相比，我過的汽車工業(yè)在CAD方面起步較晚，發(fā)展比較慢。目前一些高校和大中型企業(yè)已開始進行CAD的研究，在產(chǎn)品的改進設計、設計后的計算機繪圖及有限元分析等方面已陸續(xù)區(qū)的一些效果。但總的來講國內(nèi)工廠多數(shù)是以來傳統(tǒng)的設計方法經(jīng)驗類比法，對引進產(chǎn)品主要是測繪仿制，難以滿足現(xiàn)代汽車工業(yè)的客觀要求。采用現(xiàn)代設計方法，是提高自行設計、消化吸收和國產(chǎn)化的極其重要手段。1.3.2變速器的發(fā)展趨勢近年來，隨著車輛技術的進步和道路上車輛密度的加大，對變速器的性能要求也越來越高。眾多的汽車工程師在改進汽車變速器性能的研究中傾注了大量的心血，使變速器技術得到了飛速的發(fā)展。機械師變速器是目前使用最為廣泛的汽車變速器。雖然它有諸多缺點，如換擋沖擊大，體積大，操縱麻煩等；但是，它也有很多優(yōu)點，如傳動效率高，工作可靠，壽命長，制造工藝成熟和成本低等。所以，如果能改善機械師變速器上述的缺點，他還是有很大的發(fā)展空間的。如果在減小機械師變速器的體積和提高傳動平穩(wěn)性兩方面做一些研究，就可以解決這些問題。變速器用來改變發(fā)動機傳動到驅(qū)動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種工況下，是汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工礦范圍內(nèi)工作。變速器設有空檔，可在啟動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，機械式變速器還有動力輸出功能。1.4 手動變速器的特點和設計要求及內(nèi)容1.4.1 手動變速器的特點手動變速器的擋數(shù)通常在6擋以下，當擋數(shù)超過6擋時，可以在6擋以下的主變速器的基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般采用4-5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車多用5個擋。商用車變速器采用4-5個擋或多擋。載質(zhì)量在2.0-3.5t的貨車采用五擋變速器，載質(zhì)量在4.0-8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野車上某些汽車的變速器，設置有用在良好的路面上輕載或空車駕駛的場合的超速擋，超速擋的傳動比小于1。采用超速擋，可以提高汽車的燃油經(jīng)濟性。但是如果發(fā)動機功率不高，則超速擋使用頻率很低，節(jié)油效果不顯著，甚至影響汽車的動力性。從傳動機構布置上來說，目前，兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上。三軸式變速器的第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也僅傳遞轉矩。因此，直接擋的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，因為直接擋的利用率要高于其它擋位，因此提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸和第二軸之間的距離（中心距）不大的情況下，一擋仍有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用長嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用長嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一擋也用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。手動變速器的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪比直齒圓柱齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍微復雜且在工作時有軸向力。因此，在變速器中，除低擋及倒擋齒輪外，直齒圓柱齒輪已被斜齒圓柱齒輪所取代。當然，常嚙合齒輪副的增多將導致旋轉部分總慣性力矩的增大。1.4.2 手動變速器的設計要求對機械式變速器提出如下基本要求：（1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性（2）設置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。（3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛。（4）設置動力學輸出裝置，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，變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。（7）變速器應當有高的工作效率。（8）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各檔傳動比有關。汽車工作的條件越復雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大。1.4.3設計的主要內(nèi)容本次設計主要是依據(jù)長城皮卡的有關參數(shù)，通過變速器各部分參數(shù)的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的手動變速器。本文主要完成下面一些主要工作：1、參數(shù)計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數(shù)計算、各擋齒輪齒數(shù)的分配；2、變速器齒輪設計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉速；齒輪強度計算及檢驗；3、變速器軸設計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析；4、變速器軸承的選擇及校核；5、同步器的設計選用和參數(shù)選擇；6、變速器箱體的設計第2章 基本數(shù)據(jù)選擇和齒輪的計算2.1設計初始數(shù)據(jù)：最高車速：=140Km/h； 發(fā)動機功率：=100KW； 轉矩：=200Nm； 總質(zhì)量：ma=1740Kg；轉矩轉速：nT=2500r/min；車輪：R16（選235/70R16） ； rR=162.5410/2+0.7235=367.7mm。2.1.1變速器各擋傳動比的確定初選傳動比：設五擋為直接擋，則=1= 0.377式中： 最高車速 發(fā)動機最大功率轉速 車輪半徑 變速器最小傳動比 主減速器傳動比/ =1.42.0 即=（1.42.0）2500=35005000r/min 取=4000r/min=9549 （式中=1.11.3，取=1.2）所以，=9549=5251.956206.85r/min=0.377=0.377=3.961雙曲面主減速器，當6時，取=90%，6時，=85%。轎車在3.04.5范圍，=96%， =90%96%=86.4%最大傳動比的選擇：滿足最大爬坡度。根據(jù)汽車行駛方程式 （2.1）汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 （2.2）即，式中：G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，=17409.8=17052N；發(fā)動機最大轉矩，=200N.m；主減速器傳動比，=3.961；傳動系效率，=86.4%；車輪半徑，=0.368m；滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.02；爬坡度，取=16.7=2.81滿足附著條件。在瀝青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75即=4.13由得2.814.13；又因為輕型商用車=3.04.5；所以，取=4.0 。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：，=1.41所以其他各擋傳動比為：=2.828，=2.0，=1.4142.1.2中心距A初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 （2.3）式中：變速器中心距（mm）；中心距系數(shù)，乘用車：=8.99.3，商用車：=8.69.6，取9.0 ；發(fā)動機最大轉矩（N.m）；變速器一擋傳動比，=4.0 ；變速器傳動效率，取96% ；發(fā)動機最大轉矩，=200N.m 。 則，=78.75687.936（mm）初選中心距=80mm。2.2齒輪參數(shù)2.2.1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1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。表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/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表2.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50根據(jù)表2.1及2.2，齒輪的模數(shù)定為3.0mm。 2.2.2、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。2.2.3、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。斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時，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，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。貨車變速器螺旋角：1826初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24，其余擋斜齒輪螺旋角24。2.2.4、齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6.08.5，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24mm，取4mm。2.2.5、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。2.3各擋齒輪齒數(shù)的分配圖2.3變速器傳動示意圖如圖2.3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。2.3.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在1217之間選用，最小為1214，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。 一擋傳動比為 （2.4）為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （2.5）=49.44取整為50即=-=50-13=372.3.2、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)。=80.91mm取整為A=82mm。對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos =21.45 嚙合角 ： cos=0.919 =23.27變位系數(shù)之和 =0.364 計算精確值：A= 一擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =337/cos23.85=121.31mm =313/cos23.85=42.63mm齒頂高 =2.712mm =4.32mm 式中：=（82-80.91）/3=0.363 =0.364-0.363=0.01齒根高 =4.008mm =2.4mm齒全高 =6.72mm齒頂圓直徑 =126.734mm =51.27mm齒根圓直徑 =113.294mm =37.83mm 當量齒數(shù) =48.30 =16.972.3.3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)由式（2.3）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （2.6）=1.405常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （2.7） = =49.94由式（2.6）、（2.7）得=20.72，=29.22取整為=21，=29，則：=3.93=4.0對常嚙合齒輪進行角度變位：理論中心距 =82.06mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.7端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 = =0.137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 =68.85mm =95.08mm齒頂高 =（1+0.31-）3=3.465mm =（1-0.173-）3=2.016mm 式中：=（82-82.06）/3=-0.018 =0.137+0.018= 0.155齒根高 =（1+0.25-0.31）3=2.82mm =（1+0.25+0.161）3=4.269mm齒全高 =6.285mm齒頂圓直徑 =75.79mm =99.112mm齒根圓直徑 =63.21mm =103.618mm 當量齒數(shù) =27.42 =37.862.3.4、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 （2.8）=2.05 （2.9）=49.97由式（2.8）、（2.9）得=33.31，=16.66取整為=33，=17則，=2.681=2.828對二擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =82.06mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.7端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =0 =0.38 =0.38求的精確值： =23.85二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =108.20mm =55.74mm齒頂高 =1.8mm =4.08mm 式中：=-0.02 =0.02齒根高 =4.89mm =2.61mm齒全高 =6.69mm齒頂圓直徑 =111.8mm =63.9mm齒根圓直徑 =98.42mm =50.52mm 當量齒數(shù) =43.08 =22.19（2）三擋齒輪為斜齒輪，初選=20 （2.10） = =1.448 （2.11）由式（2.10）、（2.11）得=29.976，=20.70 取整=30，=21 = =1.97=2.414對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋豪碚撝行木?=82.52mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.393 =21.45端面嚙合角 =0.937 變位系數(shù)之和 =-0.21 =0.3 =-0.21-0.3=-0.51求的精確值： =21.11三擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =96.463mm =67.524mm齒頂高 =4.02mm =1.59mm 式中：=-0.17 =-0.04齒根高 =2.85mm =5.28mm齒全高 =6.87mm齒頂圓直徑 =104.503mm =70.704mm齒根圓直徑 =90.763mm =56.964mm 當量齒數(shù) =36.946 =25.862（3）四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=22 （2.12） = =1.024 （2.13）由（2.12）、（2.13）得=25.64，=25.04， 取整=26，=25則： = =1.436=1.414對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =82.52mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.393 =21.45端面嚙合角 =0.937 變位系數(shù)之和 =-0.56 =0.12 =-0.56-0.12=-0.68求螺旋角的精確值： =21.11四擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =84.142mm =80.906mm齒頂高 =4.53mm =2.13mm 式中：=-0.17 =-0.39齒根高 =3.39mm =5.79mm齒全高 =7.92mm齒頂圓直徑 =93.202mm =85.166mm齒根圓直徑 =77.362mm =69.326mm 當量齒數(shù) =32.02 =30.792.3.5、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2123之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=13，則：=51mm取52mm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 =2823(13+2)1=118mm =2=37.33mm取38mm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 = =88.5mm取89mm計算倒擋傳動比 =4.04倒擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =383=114 mm 133=39 mm 213=63 mm齒頂高 3.66 mm = 3.66 mm =2.34 mm齒根高 =3.09 mm =3.09 mm=4.41mm齒全高 =6.75 mm齒頂圓直徑 =121.32mm =46.32mm=67.68mm齒根圓直徑 =107.82 mm =32.82mm =54.18 mm2.4本章小結本章首先根據(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3章 齒輪校核3.1 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3050HBS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0.81.2時滲碳層深度0.91.3時滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC485312。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。3.2 計算各軸的轉矩發(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%。軸 =20098%96%=188.16N.m中間軸 =188.1696%99%29/21=246.95N.m軸 一擋=246.950.960.9937/13=667.996N.m 二擋=246.950.960.9933/17=455.597N.m三擋=246.950.960.9930/21=335.288N.m四擋=246.950.960.9926/25=244.481N.m五擋=246.950.960.99=234.701N.m倒擋=246.9538/13=651.83N.m3.3 輪齒強度計算3.3.1 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 （3.1）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矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400850MPa，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 ，=38，=13，=21，=0.161，=0.148，=0.148，=651.83N.m，=246.95N.m=533.20MPa400850MPa=806.90MPa400850MPa = =642.35MPa400850MPa2）、斜齒輪彎曲應力 （3.2）式中：計算載荷（Nmm）；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矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180350MPa范圍，對貨車為100250MPa。（1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ，=37，=13，=0.175，=0.114，=667.996N.m，=246.95N.m，=23.85，=7.0 =238.58MPa180350MPa =345.37MPa180350MPa（2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應力=33，=17，=0.171，=0.108，=455.597N.m，=246.95N.m，=23.85，=7.0 =186.72MPa180350MPa =245.22MPa180350MPa（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力=30，=21，=0.166，=0.098，=335.288N.m，=246.95N.m，=21.11，=7.0 =158.77MPa180350MPa=282.97MPa180350MPa （4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應力=26，=25，=0.151，=0.103，=244.481N.m，=246.95N.m，=21.11，=7.0 =146.85MPa180350MPa =226.16MPa180350MPa（5）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應力=21，=29，=0.161，=0.137，=188.168N.m，=246.95N.m，=23.85，=6.0 = =128.71MPa180350MPa = =143.75MPa180350MPa3.3.2 輪齒接觸應力j （3.3）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3.1。彈性模量=20.6104 Nmm-2，齒寬=73=21mm表3.1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190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力=667.996N.m，=246.95N.m=282/（2.85+1）=42.60mm，=2.8542.60=121.41mm=8.70mm=24.80mm = =1303.62MPa19002000MPa =1338.11MPa19002000MPa（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應力=455.597N.m，=246.95N.m=282/（1.94+1）=55.78mm，=1.5355.78=108.22mm=11.39mm=22.10mm = =1056.30MPa19002000MPa =1083.22MPa13001400MPa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力=335.288N.m，=246.95N.m=282/（1.43+1）=67.49mm，=96.51mm=13.26mm=18.97mm = =933.59MPa13001400MPa =956.72MPa13001400MPa（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力=244.481N.m，=246.95N.m=282/（1.04+1）=80.39mm，=1.0480.39=83.61mm=16.41mm=15.78mm = =858.48MPa13001400MPa =846.02MPa13001400MPa（5）常嚙合齒輪1，2的接觸應力=188.16N.m，=246.95N.m=282/（1.38+1）=68.91mm，=95.10mm=14.07mm=19.42mm = =818.09MPa13001400MPa =797.80MPa13001400MPa（6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力=651.83N.m，=246.95N.m，=10.36mm=17.34mm=31.39mm = =763.37MPa19002000MPa =1294.59MPa19002000MPa = =803.44MPa19002000MPa3.4 計算各擋齒輪的受力（1）一擋齒輪9，10的受力=121.31mm，=42.63mm=667.996Nm, =394.99246.95NmN （2）二擋齒輪7，8的圓周力、mm，mm=455.597Nm, =246.95Nm （3）三擋齒輪5，6的圓周力、mm，mm=335.288N.m, =246.95N.m=21.10（4）四擋齒輪3，4的圓周力、mm，mm=244.481N.m,=246.95N.m （5）五擋齒輪1，2的圓周力、mm，mm=188.16N.m,=246.95N.m=23.85 （6）倒擋齒輪11，12的受力mm，mm=651.83N.m,=246.95N.m3.5 本章小結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4章 軸及軸上支承件的校核4.1 軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，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HRC5863，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，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。4.2 軸的強度計算4.2.1 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，=0.160.18；對第二軸，0.180.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）： （4.1）式中：經(jīng)驗系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動機最大轉矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=23.3926.91mm取27mm；第二軸最大直徑=36.949.2mm取50mm；中間軸最大直徑=36.949.2mm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：4.2.2 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)撓度為和轉角為，可分別用式（4.2）、（4.3）、（4.4）計算 （4.2） （4.3） （4.4）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），=2.06105MPa；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=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。（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(如圖4.1)abLFr圖4.1受力分析圖一檔時N，Nmm，mm mm=0.023mm =0.059=-0.000002rad0.002rad二檔時N，Nmm，mm mm=0.030mm =0.075=-0.000079rad0.002rad三檔時N，Nmm，mm mm=0.054mm =0.138=0.00028rad0.002rad四檔時N，Nmm，mm L=291.87mm =0.051mm =0.131=0.0005rad0.002rad倒檔時N，Nmm，mm mm =0.0068mm =0.019=-0.00026rad0.002rad（3）中間軸剛度(如圖4.2)abLFr圖4.2受力分析圖 一檔時N，Nmm，mm mm =0.0305mm =0.077=-0.0018rad0.002rad四檔時N，Nmm，mm mm =0.039mm =0.10=0.00022rad0.002rad五檔時:N，Nmm，mm mm =0.0075mm =0.019=0.00025rad0.002rad倒檔時:N，Nmm，mm mm=0.049mm =0.136=-0.0019rad0.002rad2)、軸的強度計算（1）二軸的強度校核一檔時撓度最大，最危險，因此校核。如圖4.3；1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=3671.01N，=7342.03N，=668123.82N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=1022.24N，=3358.90N，=186047.68N.mm，=307759.21N.mm按第三強度理論得：N.mmRVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1=182LRVARVBFr9MMHc=668123.82NmmMvc左=186047.68NmmMvc右=307759.21NmmT31=667996NmmM=3030128.03Nmm如圖4.3 彎矩圖（2）中間軸強度校核.如圖4.4； ；1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+由以上兩式可得=-4091.01N，=11560.54N，=-110968.65N.mm，=174853.17N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+由以上兩式可得=1742.2N，=4934N，=47257.18N.mm，=451229.8N.mm，=74626.75N.mm按第三強度理論得：N.mm N.mm 4.3軸承及軸承校核4.3.1一軸軸承校核.如圖4.5；。Fr2Fr12RHA