商用汽車變速器設(shè)計2（課程設(shè)計）

商用汽車變速器設(shè)計2（課程設(shè)計）,商用,汽車,變速器,設(shè)計,課程設(shè)計 本科課程設(shè)計說明書題目：汽車設(shè)計課程設(shè)計 變速器設(shè)計 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 鄭振群 學(xué) 號 200930081500 提交日期 2012年07月 06日 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計設(shè)計任務(wù)書機(jī)械與汽車學(xué)院 班級 姓名一設(shè)計任務(wù)：商用汽車變速器設(shè)計(I)二基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設(shè)計同學(xué)完成車輛性能計算后確定三設(shè)計內(nèi)容主要進(jìn)行變速器總成設(shè)計，設(shè)計的內(nèi)容包括：1查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計原則2根據(jù)給定的設(shè)計參數(shù)(發(fā)動機(jī)最大力矩，傳動系傳動比，驅(qū)動輪類型與規(guī)格，汽車總質(zhì)量和使用工況)，選擇變速器總成的傳動方案及零部件方案，協(xié)同設(shè)計完成一套完整的變速器裝置，設(shè)計過程中要進(jìn)行必要的計算。3變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計和主要技術(shù)參數(shù)的確定（1）主要參數(shù)的選擇和計算中心距，外形尺寸，檔位數(shù)(不少于5擋)，各擋齒數(shù)等（2）輸入軸(一軸)及輸出軸(二軸)主要零部件的設(shè)計與計算齒輪強(qiáng)度計算，軸的強(qiáng)度計算，3結(jié)合同組“商用汽車變速器設(shè)計(II)”設(shè)計結(jié)果，繪制變速器裝配圖及主要零部件的零件圖四設(shè)計要求 1變速器總成的裝配圖，1號圖紙一張。裝配圖要求表達(dá)清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標(biāo)注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標(biāo)注的尺寸，在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。2主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。要求零件形狀表達(dá)清楚、尺寸標(biāo)注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標(biāo)明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。3編寫設(shè)計說明書。五設(shè)計進(jìn)度與時間安排本課程設(shè)計為3周 明確任務(wù)，分析有關(guān)原始資料，復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。 設(shè)計計算 1.0周 繪圖 1.0周 編寫說明書、答辯 0.5周六、主要參考文獻(xiàn)1成大先 機(jī)械設(shè)計手冊（第三版）2汽車工程手冊 機(jī)械工業(yè)出版社3陳家瑞 汽車構(gòu)造（下冊） 人民交通出版社4王望予 汽車設(shè)計機(jī)械工業(yè)出版社5余志生 汽車?yán)碚?機(jī)械工業(yè)出版社七注意事項（1）為保證設(shè)計進(jìn)度及質(zhì)量，設(shè)計方案的確定、設(shè)計計算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認(rèn)可，尤其在繪制裝配圖前，設(shè)計方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標(biāo)注正確。（2）編寫設(shè)計說明書時，必須條理清楚，語言通達(dá)，圖表、公式及其標(biāo)注要清晰明確，對重點(diǎn)部分，應(yīng)有分析論證，要能反應(yīng)出學(xué)生獨(dú)立工作和解決問題的能力。（3）獨(dú)立完成圖紙的設(shè)計和設(shè)計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。八成績評定出勤情況（20%）設(shè)計方案與性能計算（40%）圖紙質(zhì)量（20%）說明書質(zhì)量（20%）評 語總 成 績指導(dǎo)教師注意：此任務(wù)書要妥善保管，最后要裝訂在設(shè)計說明書的第一頁。 目錄概 述4中間軸式變速器設(shè)計5一、傳動方案和零部件方案的確定51傳動方案初步確定52零部件結(jié)構(gòu)方案6二、主要參數(shù)的選擇和計算71先確定最小傳動比72確定最大傳動比83擋位數(shù)確定104中心距A105外形尺寸設(shè)計116齒輪參數(shù)11三、輪齒設(shè)計計算161齒輪彎曲強(qiáng)度計算162輪齒接觸應(yīng)力20四、軸的設(shè)計計算241軸的結(jié)構(gòu)242確定軸的尺寸243軸的強(qiáng)度驗算25參考文獻(xiàn)32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，并同時保持發(fā)動機(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)動機(jī)和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時，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力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機(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)選氣動換擋或自動、半自動換擋來實(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投伎梢蕴岣邆鲃有省?.噪聲小。采用斜齒輪傳動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)計一、 傳動方案和零部件方案的確定作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，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擋有較大的傳動比；（3） 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動，擋位低的齒輪（1擋）可以采用 或不采用常嚙合齒輪傳動；（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，其他擋位工作時的傳動效率略低。1 傳動方案初步確定（1）變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，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)同步器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，1擋采用滑動直齒齒輪傳動。（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，并使倒擋傳動比有所增加，倒擋的輸出軸從動齒輪與1擋的輸出軸從動齒輪相同。圖1 中間軸式五擋變速器傳動方案 根據(jù)以上要求，選擇圖1-a方案作為本設(shè)計的中間軸式五擋變速器的傳動方案。2 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、工作時噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜，工作時有軸向力。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低擋和倒擋。2換擋機(jī)構(gòu)形式此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(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。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、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，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，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，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)的選擇和計算目前，貨車變速器采用45個擋或多擋，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45個，需要通過計算傳動比范圍后最后確定。1 先確定最小傳動比傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比ig和主減速器傳動比i0的乘積來表示itmin=igmini0 3-1通常變速器最小傳動比igmin取決于傳動系最小傳動比it0和主減速器傳動比i0，而根據(jù)汽車?yán)碚?，汽車最高車速時變速器傳動比最小，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)動機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min; r為車輪半徑，m; igmin特指為最高擋傳動比?？傻?itmin=0.377rnvuamax 3-3 指最高車速時發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速，一般=（091.1），其中為發(fā)動機(jī)最大功率時對應(yīng)的轉(zhuǎn)速，本車取=3800r/min , r/min中型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T 19047-2003增強(qiáng)型載重汽車輪胎系列可選用后輪9.0R20型號，負(fù)荷下靜半徑為471mm。汽車給定的最大車速為95km/h,后經(jīng)過主減速器校核修正之后得到另外，為了滿足足夠的動力性，還需要校核最高擋動力因數(shù)D0max。一般汽車直接擋或最高擋動力因數(shù)取值范圍如下表所示動力因數(shù)取值中型貨車微型貨車轎車0.040.080.080.10.10.2本設(shè)計中取D0max=0.05，最小傳動比與最高擋動力因數(shù)D0max有如下關(guān)系D0max = TtqmaxitmintrG-CDAuat221.15G 3-4式中：uat為直接擋或最高擋時，發(fā)動機(jī)發(fā)出最大扭矩時的最大車速，km/h，此時可近似取uat=uamax。其它參數(shù)見下表。參數(shù)說明tTtqmax(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(m2)uamax(km/h)0.9366.520370.64.23495根據(jù)3-4式可得itmin=8.856.86,從滿足最高擋動力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟(jì)性，取傳動系最小傳動比為itmin=6.86。若按直接擋igmin=1，則i0=6.86該車采用單級主減速器，主減速器傳動比i07，滿足要求。2 確定最大傳動比確定傳動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因數(shù)D0max、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系的最大傳動比通常是變速器1擋傳動比ig1與主減速器傳動比i0的乘積，即itmax=ig1i0 3-5當(dāng)汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為Ftmax=Ff+Fimax 3-6各表達(dá)式展開為Ttqmaxitmintr=Gfcosmax+Gsinmax 3-7則ig1G（fcosmax+sinmax）rTtqmaxi0t 3-8各參數(shù)見下表計算參數(shù)表tfi0r(m)ma(kg)Ttqmax(N.m)max0.90.026.750.47110440366.5167(30%)代入3-8式計算可得ig16.6。1擋傳動比還應(yīng)滿足附著條件Ftmax=Ttqmaxig1i0trF 3-9對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式F=FZ2=G2=m2g 3-10式中：m2為后軸質(zhì)量，m2=66.4%ma，取=0.8將式3-10代入式3-9求得ig1m2grTtqmaxi0t=11.5取ig1=6.8。此時校核的最大爬坡度為31%，即 。因此，變速器傳動比范圍是16.8，傳動系最大傳動比itmax=46。3 擋位數(shù)確定增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(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，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的情況下，增加變速器的擋位數(shù)會使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動比。實(shí)際上，汽車傳動系各擋傳動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，則相鄰擋位傳動比的比值為Q=4ig1=46.8=1.6151.8一般擋數(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比比值在1.8以下。2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動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=6.86，ig2=q3=4.21，ig3=q2=2.61，ig4=q=1.61，ig5=1。4 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，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算A=KA3Temaxig1g 3-11式中：KA為中心距系數(shù)，貨車為8.69.6;Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m；ig1為變速器1擋傳動比；g為變速器傳動效率，取96%。貨車的變速器中心距在80170mm范圍內(nèi)變化。對于本輕型貨車，可取KA=9.0，其余取值按照已有參數(shù)計算3-11式可得A120.37mm。5 外形尺寸設(shè)計貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，5擋為（2.73）A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，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=361mm。6 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)，同時增加齒寬；2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；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)。中型貨車（6tma14t）變速器齒輪法向模數(shù)范圍為3.54.5，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=4.5mm，其余擋位斜齒齒輪選mn=4mm。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：中型貨車（1.8tma14t）取23.5。選取較小的模數(shù)可使齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取2.0。2壓力角壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，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。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有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，同步器的接合齒壓力角為30。3螺旋角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，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1525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1826。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，工作時會因軸的變形導(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4.58.0。斜齒為b=Kcmn，Kc取為6.08.5。嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可選為24mm。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，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。因此，第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)為8，齒寬為32mm； 第一檔直齒齒輪副的齒寬系數(shù)為7，齒寬為31.5mm； 其他各斜齒齒輪副的齒寬系數(shù)為7，齒寬為28mm。 5齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因為：配湊中心距；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，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擋傳動比ig1=z2z9z1z10 3-111擋采用直齒滑動齒輪傳動z=2Am=z9+z10 3-12其中模數(shù)m=4.5，中心距A=120.37mm，代入3-12式得z=53.5，z取整為54，中間軸上1擋齒輪z10的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些，以便使z9z10的傳動比大些，貨車可在1217之間選取，因此取z10=13，則z9=z-z10=41。（2）修正中心距AA=mz/2=121.5（mm）通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為A=121mm。（3）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式3-11可知z2z1=ig1z10z9 3-13常嚙合傳動齒輪z1、z2中心距和1擋齒輪的中心距相等，即A=mn(z1+z2)2cos2 3-14其中，常嚙合齒輪z1、z2采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=4，初選螺旋角2=26，代入3-13和3-14，解得z117.37，取整得z1=17，則z2取整為37。根據(jù)所確定的齒數(shù)，修正螺旋角2=27。本例ig1=z2z9z1z10=6.866.8，則齒數(shù)分配合適。（4）確定其他各擋齒輪的齒數(shù)a) 2擋齒輪齒數(shù)。2擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計算如下：z7z8=ig2z1z2 3-15A=mn(z7+z8)2cos8 3-16 tan2tan8 = z1ig2+z2z1+z2 3-17初選8=18，將ig2=4.21和A=121代入3-15和3-16可求得z8=19.1，分別取整為z7=37，z8=19。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比ig2=4.244.21，滿足設(shè)計要求。根據(jù)所確定的齒數(shù)，修正螺旋角8=22。b) 3擋齒輪齒數(shù)。3擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計算如下：z5z6=ig3z1z2 3-18A=mn(z5+z6)2cos6 3-19tan2tan6 = z1ig3+z2z1+z2 3-20其中ig3=2.61，初選螺旋角6=19，計算式3-19左右兩端得z1ig3+z2z1+z2=1.51 tan2tan6=1.481.51相差不大，滿足基本要求。將6=19代入3-18和3-19可求得z5=31，z6=26。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比ig3=2.602.61，滿足設(shè)計要求。根據(jù)所確定的齒數(shù)，修正螺旋角6=20。c) 4擋齒輪齒數(shù)。4擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計算如下：z3z4=ig4z1z2 3-21A=mn(z3+z4)2cos4 3-22tan2 tan4 = z1ig4+z2z1+z2 3-23其中ig4=1.61，初選螺旋角4=23，計算式3-23左右兩端得z1ig4+z2z1+z2=1.19 tan2tan4=1.20相差不大，滿足基本要求。將4=23代入3-21和3-22可求得z3=23，z4=32。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比ig4=1.561.61，根據(jù)所確定的齒數(shù)，修正螺旋角4=25。d) 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13，倒擋軸上的倒擋齒輪z12一般在2133之間選取。初選z12=23，m=4.5，則中間軸與倒擋軸的中心距為A=m(z11+z12)2=81(mm)倒擋齒輪z13與1擋齒輪z9嚙合，初選z13=21，則可計算倒擋軸與第2軸的中心距為A=m(z13+z9)2=140(mm)iR=z2z12z9z1z11z13=6.27因此，變速器所有擋位的傳動比確定如下：ig1=6.86 ig2=4.24ig3=2.6 ig4=1.56 ig5=1 iR=6.27三、 輪齒設(shè)計計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）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，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)行計算和校核。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，比用于計算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。1 齒輪彎曲強(qiáng)度計算 （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），；為計算載荷（Nmm）；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)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； 齒寬(mm)； 端面齒距，； 齒形系數(shù)，=0.208因為齒輪節(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)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa。對于本設(shè)計，取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距根據(jù)傳動比換算到1擋的值，前面已經(jīng)得出=366500Nmm，代入下式得=797676 Nmm由公式3-24得： 22 =27976761.651.1（4.5）31380.208=467.57MPa滿足設(shè)計要求。倒檔上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪相同，且不承受交變載荷，所以同樣適應(yīng)。（2）二擋斜齒輪彎曲應(yīng)力： 3-25彎曲應(yīng)力（MPa）； 圓周力（N），；為計算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； ； 斜齒輪螺旋角( )，8=22； 應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50； 齒寬(mm)； 法向齒距，； 齒形系數(shù)，=0.18 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)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100250MPa。由公式3-26得：2TgcosKZmn3KcK=2797676cos221.519430.1882= 201.7MPa滿足設(shè)計要求。（3）三擋斜齒輪彎曲應(yīng)力： 斜齒輪螺旋角( )，6=20； 齒形系數(shù)，=0.162 由公式3-26得：=2797676cos201.526430.16282= 166.0MPa滿足設(shè)計要求。（4）四擋斜齒輪彎曲應(yīng)力： 斜齒輪螺旋角( )，4=25； 齒形系數(shù)，=0.12 由公式3-26得：=2797676cos251.532430.1282= 175.6MPa滿足設(shè)計要求。（5）五擋斜齒輪彎曲應(yīng)力： 斜齒輪螺旋角( )，2=27； 齒形系數(shù)，=0.09 由公式3-26得：=2797676cos271.537430.0982= 199MPa滿足設(shè)計要求。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)； 主動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪；從動齒輪節(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算載荷時,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 輪常嚙合齒輪和高擋齒輪滲 碳 齒 輪650700130014009501000一擋和倒擋齒輪19002000液體碳氮共滲齒輪1.計算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b = Kcmn =84.0=32(mm)由公式3-27得： =810MPa滿足設(shè)計要求。2.計算一擋直齒輪接觸應(yīng)力b = Kcm =74.5=31.5(mm)由公式3-27得： =685.5MPa 滿足設(shè)計要求。3. 計算二擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b = =74=28(mm) 由公式3-27得： =599.8MPa 滿足設(shè)計要求。4. 計算三擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b = =74=28(mm) 由公式3-27得： =479.5MPa 滿足設(shè)計要求。5. 計算四擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b = =74=28(mm) 由公式3-27得： =447.9MPa 滿足設(shè)計要求。6. 計算倒檔齒輪接觸應(yīng)力b = Kcm =74.5=31.5(mm) 由公式3-27得： =352MPa 滿足設(shè)計要求。本設(shè)計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5863HRC，芯部硬度為3348HRC四、 軸的設(shè)計計算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)計的中間軸采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。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 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)計時，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)動機(jī)的最大扭矩，Nm K-經(jīng)驗系數(shù)，K=4.04.6為保證設(shè)計的合理性，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?。旱谝惠S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=363mm，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=350mm進(jìn)行計算。中間軸d/L=55/363=0.150.16，過小了，將d取大一點(diǎn)，取d=58mm，則d/L=0.16，滿足設(shè)計要求。第二軸支撐間的距離通常由經(jīng)驗公式確定：Lz=Lk-2b2=363-232=299第二軸d/L=58/299=0.19，滿足設(shè)計要求。3 軸的強(qiáng)度驗算（1）軸的剛度驗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)對每個擋位都進(jìn)行驗算。驗算時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)公式計算。計算時僅計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，故可不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖2所示時，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，則可分別用下式計算圖2 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算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。A. 對于第一軸與中間軸常嚙合齒輪：變速器軸向尺寸L=363mm，取a=33mm，則b=L-a=330mm代入上式得：滿足設(shè)計要求。B. 一擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=363mm，取a=3b2=33296（mm），b=L-a=267（mm）代入上式得：滿足設(shè)計要求。C. 二擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=363mm，取a=150（mm）， b=L-a=213（mm）代入上式得：滿足設(shè)計要求。D. 三擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=363mm，取a=163（mm）， b=L-a=200（mm）代入上式得：滿足設(shè)計要求。E. 四擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=363mm，取a=93（mm）， b=L-a=270（mm）代入上式得：滿足設(shè)計要求。（2）軸的強(qiáng)度驗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：計算轉(zhuǎn)矩，Nmm; 軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm；彎曲截面系數(shù)，mm；在計算斷面處軸的水平彎矩，Nmm；在計算斷面處軸的垂向彎矩，Nmm；許用應(yīng)力。變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。A 對于第一軸與中間軸常嚙合齒輪：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)計要求。B 一擋齒輪副中間軸上的齒輪：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)計要求。C 二擋齒輪副中間軸上的齒輪：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)計要求D 三擋齒輪副中間軸上的齒輪：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)計要求。E 四擋齒輪副中間軸上的齒輪：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)計要求。參考文獻(xiàn) 1 吉林大學(xué) 陳家瑞 主編.汽車構(gòu)造(下冊).北京:機(jī)械工業(yè)出版社，20112 清華大學(xué) 余志生 主編.汽車?yán)碚?第五版).北京:機(jī)械工業(yè)出版社，20113 吉林大學(xué) 王望予 主編.汽車設(shè)計(第四版).北京:機(jī)械工業(yè)出版社，20114 清華大學(xué) 張鐵 李旻 主編.互換性與測量技術(shù).北京:清華大學(xué)出版社，201032