汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 五檔變速器設(shè)計(jì)

汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 五檔變速器設(shè)計(jì),汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì),五檔變速器設(shè)計(jì),汽車,設(shè)計(jì),課程設(shè)計(jì),五檔,變速器 汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) ——變速器設(shè)計(jì) 學(xué) 院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院 班 級 09級車輛3班 指導(dǎo)教師 趙克剛 學(xué)生姓名 鄧國明 學(xué) 號 200930083139 提交日期 20 年 月 日 中間軸式變速器 概 述 變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 1.應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動(dòng)比，來滿足這一要求。 2.工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換擋或自動(dòng)、半自動(dòng)換擋來實(shí)現(xiàn)。 3.重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4.傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃?dòng)效率。 5.噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 中間軸式變速器設(shè)計(jì) 一、傳動(dòng)方案和零部件方案的確定 作為一輛前置后輪驅(qū)動(dòng)的貨車，毫無疑問該選用中間軸式多擋機(jī)械式變速器。中間軸式變速器傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)如下： （1） 設(shè)有直接擋； （2） 1擋有較大的傳動(dòng)比； （3） 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動(dòng)，擋位低的齒輪（1擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)； （4） 除1擋外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋； （5） 除直接擋外，其他擋位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。 （一） 傳動(dòng)方案初步確定 （1）變速器第一軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，1擋采用滑動(dòng)直齒齒輪傳動(dòng)。 （2）倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用支持滑動(dòng)齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動(dòng)比有所增加，倒擋的輸出軸從動(dòng)齒輪與1擋的輸出軸從動(dòng)齒輪相同。 圖1 中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案 根據(jù)以上要求，選擇圖1-a方案作為本設(shè)計(jì)的中間軸式五擋變速器的傳動(dòng)方案。 （二）零部件結(jié)構(gòu)方案 1．齒輪形式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。 變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒擋。 2．換擋機(jī)構(gòu)形式 此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪和同步器換擋兩種形式。 采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高擋位。為簡化機(jī)構(gòu)，降低成本，此變速器1擋、倒擋采用此種方式。 常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。因此不適合用于本設(shè)計(jì)中的變速器，不采用嚙合套換擋。 使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強(qiáng)度，降低操作難度，2擋以上都采用同步器換擋。 3．變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。 變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動(dòng)軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動(dòng)的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動(dòng)摩擦損失小，傳動(dòng)效率高，徑向配合間隙小，定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。 二、主要參數(shù)的選擇和計(jì)算 目前，貨車變速器采用4~5個(gè)擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在4~5個(gè)，需要通過計(jì)算傳動(dòng)比范圍后最后確定。 （一）先確定最小傳動(dòng)比 傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比可由變速器最小傳動(dòng)比ig和主減速器傳動(dòng)比i0的乘積來表示 itmin=igmini0 3-1 通常變速器最小傳動(dòng)比igmin取決于傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比it0和主減速器傳動(dòng)比i0，而根據(jù)汽車?yán)碚?，汽車最高車速時(shí)變速器傳動(dòng)比最小，則根據(jù)公式 ua=0.377rnigmini0 3-2 式中：ua為汽車行駛速度，km/h; n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min; r為車輪半徑，m; igmin特指為最高擋傳動(dòng)比。 可得 itmin=0.377rnuamax 3-3 輕型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T2977-1977《載重汽車輪胎系列》可選用6.5R16LT，即輪胎的名義寬度為6.5in，輪輞名義直徑16in，貨車輪胎扁平率為90~100，在此取90，則輪胎滾動(dòng)半徑可以計(jì)算為： r=(6.5×90%+16)×25.41000≈0.352(m) 汽車給定的最大車速為80km/h,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3403r/min，代入3-3式得 itmin=5.08 另外，為了滿足足夠的動(dòng)力性，還需要校核最高擋動(dòng)力因數(shù)D0max。一般汽車直接擋或最高擋動(dòng)力因數(shù)取值范圍如下表所示 動(dòng)力因數(shù)取值 輕型貨車 微型貨車 轎車 0.04~0.08 0.08~0.1 0.1~0.2 本設(shè)計(jì)中取D0max=0.06，最小傳動(dòng)比與最高擋動(dòng)力因數(shù)D0max有如下關(guān)系 D0max=TtqmaxitminηtrG-CDAuat221.15G 3-4 式中：uat為直接擋或最高擋時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出最大扭矩時(shí)的最大車速，km/h，此時(shí)可近似取uat=uamax。 其它參數(shù)見下表。 參數(shù)說明 ηt Ttqmax(N.m) 最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速（r/min） 空氣阻力系數(shù)CD 迎風(fēng)面積A(m^2) uamax(km/h) 0.9 235.58 1640 0.8 3.51 80 根據(jù)3-4式可得itmin=5.8>5.08,從滿足最高擋動(dòng)力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟(jì)性，取傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比為itmin=5.14。若按直接擋igmin=1，則i0=5.14，該車采用單級主減速器，主減速器傳動(dòng)比i0≤7，滿足要求。 （二）確定最大傳動(dòng)比 確定傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動(dòng)力因數(shù)D0max、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動(dòng)系的最大傳動(dòng)比通常是變速器1擋傳動(dòng)比ig1與主減速器傳動(dòng)比i0的乘積，即 itmax=ig1i0 3-5 當(dāng)汽車爬坡時(shí)車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為 Ftmax=Ff+Fimax 3-6 各表達(dá)式展開為 Ttqmaxitminηtr=Gfcosαmax+Gsinαmax 3-7 則 ig1≥G（fcosαmax+sinαmax）rTtqmaxi0ηt 3-8 各參數(shù)見下表 計(jì)算參數(shù)表 ηt f i0 r(m) ma(kg) Ttqmax(N.m) αmax 0.9 0.02 5.14 0.352 4500 235.58 16°7'(30%) 代入3-8式計(jì)算可得ig1≥4.25。 1擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿足附著條件 Ftmax=Ttqmaxig1i0ηtr≤Fφ 3-9 對于后輪驅(qū)動(dòng)汽車，最大附著力有如下公式 Fφ=FZ2φ=G2φ=m2gφ 3-10 式中：m2為后軸質(zhì)量，m2=65%ma，取φ=0.8 將式3-10代入式3-9求得 ig1≤m2gφrTtqmaxi0ηt=7.41 取ig1=6。因此，變速器傳動(dòng)比范圍是1~6，傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比itmax=30.84。 （三）擋位數(shù)確定 增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。 在最低擋傳動(dòng)比不變的情況下，增加變速器的擋位數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最小傳動(dòng)比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動(dòng)比。實(shí)際上，汽車傳動(dòng)系各擋傳動(dòng)比大體上是按照等比級數(shù)分配的。 此貨車暫定擋位數(shù)為5，則相鄰擋位傳動(dòng)比的比值為 Q=4ig1=46.0=1.565<1.8 一般擋數(shù)選擇要求如下： 1） 為了減小換擋難度，相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。 2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。 滿足要求，確定擋位數(shù)為5，則ig1=6，ig2=q3=3.83，ig3=q2=2.45，ig4=q=1.565，ig5=1。為了滿足要求2）各擋取值修正如下：ig1=6，ig2=3.7，ig3=2.34，ig4=1.51，ig5=1 (四)中心距A 對于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強(qiáng)度都有影響。 中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。 初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 A=KA3Temaxig1ηg 3-11 式中：KA為中心距系數(shù)，貨車為8.6~9.6;Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m；ig1為變速器1擋傳動(dòng)比；ηg為變速器傳動(dòng)效率，取96%。 貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。對于本輕型貨車，可取KA=9.3，其余取值按照已有參數(shù)計(jì)算3-11式可得A≈102.96mm。 （五）外形尺寸設(shè)計(jì) 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，5擋為（2.7~3）A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時(shí)，應(yīng)取給出范圍的上限。 本車5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A，取整得L=309mm。 （六）齒輪參數(shù) 1．模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)選取的一般原則如下 1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬； 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)； 4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù)； 5）對于貨車，減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要，因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些； 6）低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。 微型貨車（ma<6t）變速器齒輪法向模數(shù)范圍為3.00~3.50，所選模數(shù)應(yīng)該符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。優(yōu)先選用第一系列的模數(shù)，盡量不選括號內(nèi)的模數(shù)。 遵照以上原則，1擋直齒齒輪選用模數(shù)m=3.5mm，其余擋位斜齒齒輪選mn=3.5mm。 同步器與嚙合套的結(jié)合齒多采用漸開線齒形，出于工藝性考慮，同一變速器中的結(jié)合齒模數(shù)相同，其選取范圍為：乘用車和中型貨車取2~3.5。 選取較小的模數(shù)可是齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取2.0。 2．壓力角α 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對貨車，為提高齒輪強(qiáng)度應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規(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。遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為20°，嚙合套或同步器壓力角為30°。 3．螺旋角β 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、齒輪強(qiáng)度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，可使齒輪嚙合的重合度增加，因而平穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以15°~25°為宜，從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和重合度出發(fā)，應(yīng)當(dāng)選用大些的螺旋角。 斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是18°~26°。 4．齒寬b 齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量，但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)削弱，齒輪工作應(yīng)力增加；選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)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，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來確定齒寬b。直齒為b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0。斜齒為b=Kcmn，Kc取為6.0~8.5。 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可選為2~4mm。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)Kc可取大些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。 因此，每擋主動(dòng)輪齒寬系數(shù)Kc取8，從動(dòng)輪齒寬系數(shù)Kc取7。 5．齒輪變位系數(shù)的選擇原則 采用變位齒輪的原因?yàn)椋号錅愔行木?；提高齒輪的強(qiáng)度和壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。 高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則如下。 1）對于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 2）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去1、2擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。1、2擋和倒擋齒輪應(yīng)該選用較大的值。 6．齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)取值為1.0。 7．各擋齒輪齒數(shù)的分配 （1）確定一擋齒輪齒數(shù) 1擋傳動(dòng)比 ig1=z2z9z1z10 3-11 1擋采用直齒滑動(dòng)齒輪傳動(dòng) z∑=2Am=z9+z10 3-12 其中模數(shù)m=3.5，中心距A=102.96mm，代入3-12式得z∑=58.83，z∑取整為60，中間軸上1擋齒輪z10的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些，以便使z9z10的傳動(dòng)比大些，貨車可在12~17之間選取，因此取z8=13，則z7=z∑-z8=47。 （2）修正中心距A A′=mz∑/2=105（mm） 通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為A=105mm。 （3）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式3-11可知 z2z1=ig1z10z9 3-13 常嚙合傳動(dòng)齒輪z1、z2中心距和1擋齒輪的中心距相等，即 A=mn(z1+z2)2cosβ2 3-14 其中，常嚙合齒輪z1、z2采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=3.5，初選螺旋角β2=26°，代入3-13和3-14，解得z1≈20.3，取整得z1=20，則z2取整為34。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，修正螺旋角β2=25.8°。 本例ig1=z2z9z1z10=6.1466，則齒數(shù)分配合適。 （4）確定其他各擋齒輪的齒數(shù) 1）2擋齒輪齒數(shù)。2擋采用直齒輪傳動(dòng) z7z8=ig2z1z2 3-15 A=m(z7+z8)2 3-16 將ig2=3.7和A=105代入3-15和3-16可求得z7=41.1，z8=18.9，分別取整為z7=41，z8=19。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動(dòng)比ig2=3.6683.7，滿足設(shè)計(jì)要求。 2）3擋齒輪齒數(shù)的計(jì)算。3擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計(jì)算如下： z5z6=ig3z1z2 3-17 A=mn(z5+z6)2cosβ6 3-18 tanβ2tanβ6=z1ig3+z2z1+z2 3-19 其中ig3=2.34，初選螺旋角β6=22°，計(jì)算式3-19左右兩端得 z1ig3+z2z1+z2=1.496 tanβ2tanβ6=1.2＜1.496 相差較大，盡量縮小差距，取β6=18°，已是極限，代入計(jì)算，得tanβ2tanβ6=1.49，相差不大，滿足基本要求。 將β6=18°代入3-17和3-18可求得z5=33，z6=24。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動(dòng)比ig3=2.338=2.34，滿足設(shè)計(jì)要求。 按式3-18算出精確的螺旋角β6=18.2°。 3）4擋常嚙合齒輪為斜齒輪 z3z4=ig4z1z2 3-20 A=mn(z3+z4)2cosβ4 3-21 tanβ2tanβ4=z1ig4+z2z1+z2 3-22 其中ig4=1.51，初選螺旋角β4=22°，計(jì)算式3-22左右兩端得 z1ig4+z2z1+z2=1.185 tanβ2tanβ4=1.2 相差不大，滿足基本要求。 將β4=22°代入3-20和3-21可求得z3=26，z4=29。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動(dòng)比ig4=1.524=1.51，滿足設(shè)計(jì)要求。 按式3-21算出精確的螺旋角β4=25.8°。 4）5擋為直接擋。 （5）確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距 倒擋選用的模數(shù)與1擋齒輪相同，中間軸上倒擋齒輪z11的齒數(shù)已經(jīng)確定為14，倒擋軸上的倒擋齒輪z12一般在21~33之間選取。 初選z12=23，m=3.5，則中間軸與倒擋軸的中心距為 A′=m(z11+z12)2=64.75(mm) 倒擋齒輪z13與1擋齒輪z9嚙合，初選z13=21，則可計(jì)算倒擋軸與第2軸的中心距為 A″=m(z13+z9)2=119(mm) iR=z2z12z9z1z11z13=6.25 因此，變速器所有擋位的傳動(dòng)比確定如下： ig1=6.146 ig2=3.668 ig3=2.338 ig4=1.524 ig5=1 iR=6.25 變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時(shí)，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕；換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。所以需要對齒輪進(jìn)行計(jì)算和校核。 1、輪齒設(shè)計(jì)計(jì)算 與其它機(jī)械設(shè)備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 1.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （1）一擋直齒輪彎曲應(yīng)力： 3-23 式中： —彎曲應(yīng)力（MPa）； —圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； —應(yīng)力集中系數(shù)， 取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9； —齒寬(mm)； —端面齒距，； —齒形系數(shù)，=0.2 因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式3-23后得 3-24 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa。 對于本設(shè)計(jì)，取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距根據(jù)傳動(dòng)比換算到1擋的值，前面已經(jīng)得出=235580N·mm，代入下式 得=400486 N·mm 由公式3-24得： =2×400486×1.65×1.1π×3.53×13×8.5×0.2 =488.37MPa<[] 滿足設(shè)計(jì)要求。 （2）三擋斜齒輪彎曲應(yīng)力： 3-25 —彎曲應(yīng)力（MPa）； —圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； ； —斜齒輪螺旋角( °)，=18.2°； —應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50； —齒寬(mm)； —法向齒距，； —齒形系數(shù)，=0.165 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式3-25，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為： 3-26 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa。 由公式3-26得： =2×235580×cos18.2×1.5π×24×3.53×0.165×8×2 = 72.5MPa<[] 滿足設(shè)計(jì)要求。 1.2輪齒接觸應(yīng)力 3-27 式中： —輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； —齒面上的法向力（N），；為圓周力； —斜齒輪螺旋角( °)； —齒輪材料的彈性模量（MPa）, —齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)； —主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪， 斜齒輪； —從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪， 斜齒輪； 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)力見表4.1 表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa) 齒 輪 液體碳氮共滲齒輪 滲 碳 齒 輪 950~1000 1900~2000 一擋和倒擋齒輪 650~700 1300~1400 常嚙合齒輪和高擋齒輪 ①計(jì)算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 b = Kcmn =7×3.5=24.5(mm) 由公式3-27得： =759MPa< 滿足設(shè)計(jì)要求。 ②計(jì)算第二軸一擋直齒輪接觸應(yīng)力 b = Kcm =7×3.5=24.5(mm) 由公式3-27得： =1163.6MPa<[] 滿足設(shè)計(jì)要求。 本設(shè)計(jì)變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進(jìn)行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，芯部硬度為33~48HRC 2、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.1、軸的結(jié)構(gòu) 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)的中間軸采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。倒擋軸采用固定軸式，倒擋軸上的齒輪采用聯(lián)體齒輪，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換 2.2、確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定： 第二軸和中間軸中部直徑： 第一軸花鍵部分： 式中 ----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，N·m K----經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.04.6 為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=0.160.18； 第二軸： d/L=0.180.21。 前面算過，5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A，則L=315mm，中間軸兩支撐間距離略小于變速器殼體的軸向尺寸L，可近似取L=310mm進(jìn)行計(jì)算。 中間軸d/L=47/310=0.15<0.16，過小了，將d取大一點(diǎn)，取d=50mm，則d/L=0.16，滿足設(shè)計(jì)要求。 第二軸支撐間的距離通常由經(jīng)驗(yàn)公式確定： Lz=Lk-2b2=315-2×24.5=266 第二軸d/L=0.19，滿足設(shè)計(jì)要求。 2.3、軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 （1）軸的剛度驗(yàn)算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。 初步確定軸的尺寸以后，可對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取Temax。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖2所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為δ，則可分別用下式計(jì)算 全撓度 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）, —慣性矩(mm)，對于實(shí)心軸，； —軸的直徑，花鍵處按平均直徑計(jì)算； 、—為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 ①對于中間軸常嚙合齒輪：變速器軸向尺寸L=315mm，取a=29mm，則b=L-a=286mm 代入上式得： 滿足設(shè)計(jì)要求。 ②一擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=315mm，取a=3b2=3×24.5≈74（mm），b=L-a=241（mm） 代入上式得： 滿足設(shè)計(jì)要求。 （2）軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩Mc，Ms。軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩的共同作用下，其應(yīng)力為： 式中： —計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·mm; —軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； —彎曲截面系數(shù)，mm； —在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，N·mm； —在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm； —許用應(yīng)力。 變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。 對于本例支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為： 強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。