中間軸式變速器課程設(shè)計(jì)

《中間軸式變速器課程設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《中間軸式變速器課程設(shè)計(jì)（39頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、第一章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 1.1變速器傳動(dòng)方案的選擇與分析 機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。變速器傳動(dòng)方案分析與選擇 機(jī)械式變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點(diǎn)。此外，各中間檔因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)，故傳動(dòng)效率高，同時(shí)噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在工作時(shí)齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè)計(jì)的很大。其特點(diǎn)是：變速器輸

2、出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)直接輸出動(dòng)力。 而中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。其特點(diǎn)是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時(shí)噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。 對(duì)不同類型的汽車，具有不同的傳動(dòng)系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對(duì)整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同[5]。而傳動(dòng)系的檔位數(shù)與汽車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的聯(lián)系。就動(dòng)力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率的機(jī)會(huì)，提高了汽車的加速和爬

3、坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產(chǎn)率，降低運(yùn)輸成木。不過(guò)，增加檔數(shù)會(huì)使變速器機(jī)構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復(fù)雜。 綜上所述，由于此次設(shè)計(jì)的汽車為：中間軸式五檔（五檔為直接檔）商用車 1.2 倒檔方案的確定 倒檔布置選擇方案適用于全部齒輪均為常嚙合的齒輪，換擋輕便。如下圖 1.3換擋操縱裝置方案的確定 倒檔設(shè)置在變速器左側(cè)或右側(cè)，在結(jié)構(gòu)上均能實(shí)現(xiàn)，不同之處是掛到當(dāng)時(shí)駕駛員移動(dòng)變速桿的方向改變了，為防止無(wú)掛倒檔，一般在掛倒檔時(shí)設(shè)有一個(gè)掛到當(dāng)時(shí)克服彈簧所產(chǎn)生的力，來(lái)提

4、醒駕駛員本次設(shè)計(jì)選的變速器檔桿換擋位置與順序如下圖： 1.4變速器總傳動(dòng)方案的確定 由以上的內(nèi)容可以基本設(shè)計(jì)出檔位布置，如下圖： 1-一軸常嚙合齒輪 2-中間軸常嚙合齒輪 3-二軸四擋齒輪 4-中間軸四擋齒輪 5-二軸三擋齒輪 6-中間軸三擋齒輪 7-二周二擋齒輪 8-中間軸二擋齒輪 9-二軸一擋齒輪 10-中間軸一擋齒輪 11-二軸倒擋齒輪 12-中間軸倒擋齒輪 13-倒擋中間齒輪。 第二章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 2.1汽車基本參數(shù)的確定 商用車（中間軸式） 最

5、高車速(km/h) 95 總質(zhì)量（kg） 4000 額定功率(kW) 62.5 最大功率轉(zhuǎn)速(r/min) 3350 最大轉(zhuǎn)矩(N?m) 196 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速(r/min) 1850 輪胎 6.50R20 2.2主要參數(shù)的選擇和計(jì)算 2.2.1擋數(shù)的確定 不同類型的汽車的檔數(shù)也不是相同的，主要決定于汽車的類型 燃油經(jīng)濟(jì)性 總質(zhì)量等等。轎車轎車變速器傳動(dòng)比變化范圍較小，過(guò)去常采用三個(gè)或四個(gè)擋位。但近年來(lái)為了提高燃油經(jīng)濟(jì)性多采用五個(gè)擋。輕型貨車變

6、速器總質(zhì)量在3.5t以下多用四檔，為了降低油耗經(jīng)常也會(huì)增加一個(gè)擋位總質(zhì)量在3.5t~10t多用五檔變速器；大于10t的汽車用六個(gè)或者個(gè)更多擋位的變速器。 本次設(shè)計(jì)汽車為商用車 總質(zhì)量為4t 所以檔數(shù)初選為五個(gè)擋位 2.2.2. 傳動(dòng)比范圍 ? 變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為0.7～0.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.0～4

7、.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。?本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為1。 2.2.3.變速器各檔傳動(dòng)比的確定 1）確定主減速器傳動(dòng)比的 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為[12]： （3.1） 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）； ——車輪滾動(dòng)半徑（m）； ——變速器傳動(dòng)比； ——主減速器傳動(dòng)比。 已知：最高車速==95 km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=0.78；車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格6.50R20得到=420(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==33

8、50（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式： 2）最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算 按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿足最大通過(guò)能力條件，即用一檔通過(guò)要求的最大坡道角坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）[13]。用公式表示如下： （3.2） 式中： G ——車輛總重量(N)； ——坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面μ=0.01~0.02)； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(N·m)； ——主減速器傳動(dòng)比； ——變速器傳動(dòng)比； ——為傳動(dòng)效率（96%）；

9、 R ——車輪滾動(dòng)半徑； ——最大爬坡度（商用車要求能爬上30%的坡，大約） 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=4000kg；；；r=0.42m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4） 式中： ——驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，（滿載時(shí)軸荷分配75%）； ——

10、驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)；對(duì)干燥凝土或?yàn)r青路面可取0.5~0.6之間。 已知：前輪軸荷kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是： 初選一檔傳動(dòng)比為6。 3）變速器各檔速比 按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即： 2.2.4.中心距的選擇 中間軸式變速器初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算[14]： （3.5） 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，商用車=8.6~9.6； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為196

11、（N·m）； ——變速器一檔傳動(dòng)比為6； ——變速器傳動(dòng)效率，取96%。 （8.6~9.6）=（8.6-9.6）10.41=89.548~99.936mm 轎車變速器的中心距在86～97mm范圍內(nèi)變化。 也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩來(lái)確定 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，商用車=16~19； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為196（N·m）； （16~19）=（17-19）5.838=98.749~110.927mm 綜上所述 初取A=100mm。 2.2.5.變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和

12、換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： mm 初選長(zhǎng)度為285mm。 2.2.6.齒輪參數(shù)的選擇 1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 表3.2　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L

13、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3.3　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3.2及3.3.一擋和倒檔定為4.0mm,其他擋定位3.5 。 2、壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)

14、平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角[15]。 國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。 本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，

15、齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。 本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為25°。 4、齒寬 齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(huì)

16、因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬： 斜齒，取為6.0～8.5，取7.0 mm 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0， mm 采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為2～4mm，取4mm。 5、齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用

17、過(guò)齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。 本設(shè)計(jì)取為1.00。 2.2.7.各擋齒輪齒數(shù)的分配及齒輪變位計(jì)算 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(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。一、二、三、四、五擋選用斜齒輪，倒擋選用直齒輪。 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

18、用，最小為12~14，取=14，一擋齒輪為斜齒輪。 一擋傳動(dòng)比為 （1.4） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （1.5） ==45.3取整為46 即=-=46-14=32 2、對(duì)中心距進(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 ==101.5mm取整為A=102mm。 對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位： 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角

19、 =° =22.19° 查變位系數(shù)線圖得： =0.31 中心變動(dòng)系數(shù) 齒頂降低系數(shù) =- 計(jì)算精確值：A= o=25.5o 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =32×4/cos25.5=141.9mm =14×4/cos25.5=62.08mm 齒頂高 ==4.86mm

20、==3.62mm 齒根高 ==3.4mm ==5.36mm 齒全高 =9.74mm 齒頂圓直徑 =141.9+2×4.86 =151.62mm =62.08+2×3.62=69.32mm 齒根圓直徑 ==135.1mm ==51.36mm 當(dāng)量齒數(shù) ==43.54

21、 ==19.05 2、確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 由式（1.4）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 ==2.625 （2.6） 常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （2.7） ==52.61 由式（2.6）、（2.7）得=14.51，=38.1取整為=15，=38，則： ==5.79 對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 ==102.83mm 端面嚙合角 t

22、an==0.398 =21.98 嚙合角 ==0.935 =20.8 變位系數(shù)之和 =－0.48 .255 中心距變動(dòng)系數(shù) = 齒頂降低系數(shù) =-=-0.243 分度圓直徑 ==58.20mm ==1

23、47.45mm 齒頂高 ==5.23mm ==1.79mm 齒根高 ==3.5mm ==6.93mm 齒全高 ==8.73mm 齒頂圓直徑 =58.20+2×5.23=68.66mm =147.45+2×1.79=151.03mm 齒根圓直徑 =58.20-2×3.5=51.20 mm =147.45-

24、2×6.93=133.59mm 當(dāng)量齒數(shù) ==20.41 ==51.7 3.確定二擋嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 齒輪的模數(shù)為3.5，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí)， （3.8） ==1.513 （3.9） 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式 （3.10） 由式（3.8）、（3.9）、（3.10）得=，=56，取=34，=22 ==3.91 對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變

25、位： 理論中心距 ==101.45mm 端面嚙合角 tan==0.376 =20.72 嚙合角 ==0.93 =21.98 變位系數(shù)之和 =0.37 .31 中心距變動(dòng)系數(shù) = 齒頂降低系數(shù) =-=0.21 分度圓直徑

26、 ==123.188mm ==79.71mm 齒頂高 ==3.85mm ==2.975mm 齒根高 ==3.29mm ==4.16mm 齒全高 ==7.84mm 齒頂圓直徑 =123.188+2×3.85=130.89mm =79.71+2×2.975=85.66mm 齒根圓直徑

27、 =123.188-2×3.29=116.6mm =79.71-2×4.16=71.39mm 當(dāng)量齒數(shù) ==37.73 ==24.42 4.確定三擋嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 三擋齒輪為斜齒輪，齒輪的模數(shù)為3.5，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí)， =0.967 （3.11） （3.12） 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式 =1.41 （3.13） 由式（3.11）、（3.12）、（3.13

28、）得=，=27，=28 ==2.443 對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋? 理論中心距 ==101.74mm 端面嚙合角 tan==0.38 =21.05 嚙合角 ==0.937 =20.42 變位系數(shù)之和 =0 .11 中心距變動(dòng)系數(shù) = 齒頂降低系數(shù)

29、 =-=-0.07 分度圓直徑 ==99.89mm ==103.59mm 齒頂高 ==3.36mm ==4.13mm 齒根高 ==4.76mm ==3.99mm 齒全高 ==8.12mm 齒頂圓直徑 =99.89+2×3.36=104.61mm =103.59+2×4.13=111

30、.85mm 齒根圓直徑 =99.89-2×4.76=90.37mm =103.59-2×3.99=95.61mm 當(dāng)量齒數(shù) ==31.84 ==33.02 （3）四擋齒輪為斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí)， =0.617 （3.14） （3.15） =1.16 （3.16） 由（3.14）、（3.15）、（3.1

31、6）得=，=21，=33，則： ==1.612 對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 ==102.27mm 端面嚙合角 tan==0.39 =21.30 嚙合角 ==0.94 =20.1 變位系數(shù)之和 =0.08 .22 中心距變動(dòng)系數(shù) = 齒頂降低系數(shù)

32、 =-=0.15 分度圓直徑 ==79.55mm ==125mm 齒頂高 ==2.205mm ==4.025mm 齒根高 ==5.145mm ==3.325mm 齒全高 ==7.35mm 齒頂圓直徑 =79.55+2×2.205=83.96mm =125+2×4.025=1

33、33.05mm 齒根圓直徑 =79.55-2×5.145=69.26mm =125-2×3.325=118.35mm 當(dāng)量齒數(shù) ==26.58 ==41.77 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(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=22，=15，則： ==74mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則

34、齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×102－4×（15+2）－4 =132mm =－2=31.75mm Z11取31 為了保證齒輪11和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取為31 計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距 ==106mm 計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 ==5.4 對(duì)齒輪進(jìn)行變?yōu)椋? U· =

35、 =20° 查變位系數(shù)線圖得： =0 中心變動(dòng)系數(shù) =0 齒頂降低系數(shù) =-=0 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =124mm =60mm =88 mm 齒頂高 =4.1mm =3.6mm =4.4mm 齒根高

36、 =4.1mm =4.1mm =4.1 齒全高 =9.74mm 齒頂圓直徑 =132mm =68mm =96mm 齒根圓直徑 =104.73mm =41.02mm =78.8 當(dāng)量齒數(shù)

37、 =31 =15 =22 本節(jié)首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R(shí)計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，然后計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)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(dòng)比計(jì)算各+.擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)算各擋傳動(dòng)比，同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。 2.3變速器齒輪的校核 2.3.1.齒輪材料的選擇 速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒這段、齒面疲勞剝落、移動(dòng)換擋輪齒端部破壞以及齒面膠合。所以變速器齒輪必須進(jìn)行校核：

38、1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)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(yīng)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(yīng)采用不同鋼號(hào)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(shí)滲碳層深度0.8～1.2 時(shí)滲碳層深度0.9～1.3 時(shí)滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC

39、33～48 對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。 對(duì)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(xì)化材料晶面粒[13]。 2.3.2.各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為196N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率98%。 Ι軸 ==196×99%×98%=190.16N.m 中間軸 ==176.576×0.98×0.99×38/15=467.38N.m Ⅱ軸 一擋=467.

40、38×0.98×0.99×32/14=1036.45N.m 二擋=467.38×0.98×0.99×34/22=700.78N.m 三擋=467.38×0.98×0.99×27/28=437.25.m 四擋=467.38×0.98×0.99×21/33=288.55N.m 倒檔軸 =467.38×0.99×22/15=678.64 N.m 倒擋 =678.64×0.98×0.99×32/22=957.69N.m 2.3.3輪齒彎曲強(qiáng)度校核 1、斜齒輪彎曲應(yīng)力 圖4.1 齒形系數(shù)圖 （4.1）

41、 式中：—計(jì)算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（°）； —應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4.1中查得； —齒寬系數(shù)=7.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車為100～250MPa。 （1）計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力， =32，=14，=0.154，=0.162，=1036.45N.m，=467.38N.m =25.5° = =202,.287

42、MPa<100～250MPa = =198.2MPa<100～250MPa （2）計(jì)算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 =15，=38，=0.12，=0.115，=190.16N.m，=467.38N.m，=25.5 =151.67MPa<100～250MPa =153.55MPa<100～250MPa （3）計(jì)算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力， =34，=22，=0.167，=0.135，=700.78N.m，=467.38N.m，=15°

43、 =189.76MPa<100～250MPa =241.96MPa<100～250MPa （4）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 =27，=28，=0.135，=0.149，=437.25N.m，=467.38N.m，=18.8 =180.74MPa<100～250MPa =168.79MPa<100～250MPa （2）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力 =21，=33，=0.123，=0.131，=288.55N.m，=467.38N.m，=22.4 =164.38Pa<100～250MPa =159.09MPa<100～250MPa 2、直

44、齒輪彎曲應(yīng)力 （4.2） 式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）； —計(jì)算載荷（N.mm）； —應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如圖4.1。 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)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(yīng)力應(yīng)取下限。 （1）計(jì)算倒擋齒輪13，14，15的彎曲應(yīng)力 =32，=15，=22，=0

45、.148，=0.118，=0.137，=957.69N.m，=467.38N.m，=678.64 N.m =426.935MPa<400～850MPa =681.39MPa<400～850MPa = 475.384MPa<400～850MPa 2.3.4.齒輪接觸應(yīng)力校核 輪齒接觸應(yīng)力σj （4.3） 式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； F—齒面上的法向力(F/) F1—計(jì)算載荷（2Tg/d； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）； —齒輪材料的

46、彈性模量（MPa）； —齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)； 、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、； 、—主、從動(dòng)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(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表4.1。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬 表4.1　變速器齒輪的許用接觸應(yīng)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(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 =1036.45N.m，=467.38N.m，==4×7=28

47、=11.769mm =26.90mm =1732.59MPa<1900～2000MPa =1759.014MPa<1900～2000MPa （2）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力 =190.16N.m，=487.58N.m，==24.5 =27.95 =1260.262MPa<1300～1400MPa =1241.338MPa<1300～1400MPa （3）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力 =700.78N.m，=467.38N.m，==24.5 =14.11 =21.80 =1392.197MPa<1300

48、～1400MPa =1514.951MPa<1300～1400MPa （4）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力 =437.25N.m，=467.38N.m，==24.5 =18.70 =18.03 =1290.713MPa<1300～1400MPa =1310.396MPa<1300～1400MPa （5）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力 =288.55N.m，=467.38N.m，==24.5 =23.11 =14.70 =1215.983MPa<1300～1400MPa =1234.839MPa<1300～1400MPa （6）計(jì)算倒擋齒輪11，12，

49、13的接觸應(yīng)力 =957.69N.m，=687.64N.m，=467.38N.m，==28 mm,mm =4×22=88mm =21.88 =10.26 =15.05 =1205.87MPa<1900～2000MPa =1514.96MPa<1900～2000MPa =1461.65MPa<1900～2000MPa 第三章 軸的設(shè)計(jì)和尺寸設(shè)計(jì) 3.1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì) 3.1.1軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速

50、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(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8[15]。 對(duì)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(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度[16]。 對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少[17]。 3.1.2.初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器

51、中心距時(shí)，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(duì)中間軸，=0.16～0.18；對(duì)第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1） 式中：—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑=23.2～26.68mm取25mm；第二軸最大直徑=45.9～61.2mm取55mm；中間軸最大直徑=45.9～61.2mm取55mm 第二軸：；第一軸及中間軸： 第二軸支承之間的長(zhǎng)度=261.9～305.56mm取265mm； 中間軸支承之間的長(zhǎng)度=

52、305.56～343.75mm取305mm， 第一軸支承之間的長(zhǎng)度=138.8～156.25mm取140mm 3.2.軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力，徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度，因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設(shè)計(jì)變速器時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和一直條件初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。 3.2.1各擋齒輪的受力計(jì)算 作用于齒面上的法向力Fn =Ft/可分解為互相

53、垂直的三個(gè)力 圓 周力 徑向力 軸向力 （1）一擋齒輪9，10的圓周力、 圓周力 N 徑向力： 軸向力 （2）常嚙合齒輪1，2的圓周力、 （3）二擋齒輪7，8的圓周力、 （4）三擋齒輪5，6的圓周力、 （5）四擋齒輪3，4的圓周力、 （6）倒檔齒輪11，12，13的圓周力、、 3.2.2.軸的剛度計(jì)算 若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計(jì)算

54、 （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），=2.1×105MPa； —慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)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(yīng)超過(guò)0.00

55、2rad。 （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大， 可以不必計(jì)算 （2）二軸的剛度,選擇軸最細(xì)的地方進(jìn)行計(jì)算 N，=3090.572 mm，，mm （3）中間軸剛度 =16692.14N，=6734.225N =25mm，=53.47+37.14=91.5mm，=325mm 3.2.3.軸的強(qiáng)度計(jì)算 （1）二軸的強(qiáng)度校核 RVA RHB RHA RVB Fa9 Fr9 Ft9 RHA Ft9 RHB L2 L1=210 L RVA RVB Fr9 M MHc=1133617.17

56、Nmm Mvc左=54138.02Nmm Mvc右=448270.44Nmm T31=1036450Nmm M=1351728.69Nmm 一檔時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。 ；；； ；；；； 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=5398.177N，=10796.353N，=1133617.17N.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(qiáng)度理論得： N.mm （2）中間軸強(qiáng)度校核 ；；； ；；； ；；；

57、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 467380Nmm 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

58、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(qiáng)度理論得： N.mm N.mm 第4章 .軸承的選擇與壽命計(jì)算 4.1.一軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 1、初選軸承型號(hào) 由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號(hào)30208，轉(zhuǎn)速=1850r/min，查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》該軸承的=42800N，=59800N，=0.37，預(yù)期壽命=30000h 2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 =3454.754/2922.573=1.12＞=0.37。查《機(jī)械設(shè)計(jì)原理與設(shè)計(jì)》，則=0.4，

59、查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》=1.6。 ，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見(jiàn)《機(jī)械設(shè)計(jì)原理與設(shè)計(jì)》。 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2（0.4×2922.573+1.6×3454.754）=9353.79N 3、計(jì)算軸承的基本額定壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。 =40889h＞=30000h合格[19,20]。 4.2.二軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 1、初選軸承型號(hào) 由工作條件和軸頸直徑初選二軸軸承型號(hào)30208，查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》該軸承的=42800N，=59800N，=0.37，預(yù)期壽命=30000h 轉(zhuǎn)速r/min 2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 ＞=0.

60、37則查《機(jī)械設(shè)計(jì)原理與設(shè)計(jì)》，則=0.4，查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》=1.6 ，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見(jiàn)《機(jī)械設(shè)計(jì)原理與設(shè)計(jì)》 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2[0.4×3090.57+1.6×3234.9]=7694.5N 3、計(jì)算軸承的基本額定壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=1,5/3。 =58611h＞=30000h合格[19,20]。 4.3.中間軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 1、初選軸承型號(hào) 由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號(hào)30206，查〈機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐〉該軸承的=29500N，=41200N，預(yù)期壽命=30000h。 轉(zhuǎn)速r/min 2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 =3351.78/（2835.46+3185.6）=0.556＞e=0.37。 e查〈機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐〉書(shū)；=0.4，=1.6，，分別查〈機(jī)械設(shè)計(jì)原理與設(shè)計(jì)〉和〈機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐〉。 ，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見(jiàn)〈機(jī)械設(shè)計(jì)原理與設(shè)計(jì)〉。 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2（0.4×5517.63+1.5×5990.53）=13431N 3、計(jì)算軸承的基本額定壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3 =66190h＞=30000h合格[19,20]