中間軸式變速器設(shè)計(jì)

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1、South China University of Technology 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 指導(dǎo)教師 學(xué)生姓名 Sanity Shaw 提交日期 2011年7月8日 目錄 1.概 述 3 2中間軸式變速器設(shè)計(jì) 4 2.1傳動(dòng)方案和零部件方案的確定 4 2.1.1傳動(dòng)方案初步確定 4 2.1.2零部件結(jié)構(gòu)方案 5 2.2主要參數(shù)的選擇和計(jì)算 6 2.2.1先確定最小傳動(dòng)比 6 2.2.2確定最大傳動(dòng)比 7 2.2.3擋位數(shù)確定 8 2.2.4中心距A 9 2.2.5外形尺寸設(shè)計(jì) 9 2.2.6齒輪參數(shù) 10 3變速器的

2、設(shè)計(jì)計(jì)算 15 3.1輪齒設(shè)計(jì)計(jì)算 15 3.1.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 15 3.1.2輪齒接觸應(yīng)力 18 3.2軸設(shè)計(jì)計(jì)算 20 3.2.1軸的結(jié)構(gòu) 20 3.2.2確定軸的尺寸 20 3.2.3軸的校核 21 3/24 仁概述 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，使汽午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 范圉內(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，變速器具有倒檔 和空檔。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

3、體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù) 汽午載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(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)跳檔、 亂檔、換檔沖擊等現(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II益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、半自 動(dòng)換檔來實(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)有直接檔。提高零件的制造 楮度和安裝質(zhì)量

4、，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。 圖中間軸式變速器 2中間軸式變速器設(shè)計(jì) 2.1傳動(dòng)方案和寥部件方案的確定 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擋有較大傳動(dòng)比： （3） 檔位搞的齒輪采用常嚙合傳動(dòng)，檔位低的齒輪（1擋）可以采用或不 采用常嚙合齒輪川東南； （4） 除1擋外，其他檔位采用同步器或嚙合套換擋； （5） 除直接擋外，其他檔位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。

5、 2.1.1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 5/24 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。檔位搞的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，1擋采用滑動(dòng)直齒輪 傳動(dòng)。 （2）倒檔利用率不高，而且都是在停車后在掛入倒檔，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，裝 在靠近支承出的中間軸1擋齒輪處。 2.1.2零部件結(jié)構(gòu)方案 2.12.1齒輪形式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜

6、齒圓柱齒輪。兩考相比較，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。 2.12.2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、移動(dòng)嚙合套換擋和同步器換擋三種形式。 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，不宜用于高檔位。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 介住不會(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

7、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、制造穩(wěn)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。 2.12.3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町以：但當(dāng)在處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

8、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，比如高檔區(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)縻擦損失小，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。 24 2.2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)比范圍后故后確定。 2.2.1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b和主減速器傳動(dòng)比io的乘積來表 3-1 通常變速器最小傳動(dòng)比咕

9、訕取決于傳動(dòng)系域小傳動(dòng)比心利主減速器傳動(dòng)比d 而根據(jù)汽車?yán)碚摚缱罡哕囁贂r(shí)變速器傳動(dòng)比最小，則根據(jù)公式 c 「r 111 ua =0.377- — 人gmin 3-2 式中：％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; 特 指為最島檔傳動(dòng)比。 可得 ^tiiiin =0.377 uamax 3-3 輕型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T29774997《載重汽車輪胎系列》可選用7.50R20, 即輪胎名義寬度7.5in,輪蜩名義直徑16in,輪胎扁平率為90-100,在此取90, 則輪胎直徑可以算為 (7.5x2x0.95+20)x2t-

10、 2 435 (m) 1000 v z 汽車給定的最大車速為100km/h,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2566. 3r/min,代入③式得 Ituiin =4. 23 另外，為了滿足足夠的動(dòng)力行呢，還需要校核最高檔動(dòng)力因數(shù) 一般 汽午直接擋或最高檔動(dòng)力因數(shù)取值范圍如下表所示 中型貨車 微型貨車 轎車 0. 04~0. 08 0. 08~0. 1 o. ro. 12 動(dòng)力因數(shù)取值

11、 9/24 Cp Auat 2 21.15C 本設(shè)計(jì)汽車總質(zhì)量為7000t,為中型貨車，可選取06,最小傳動(dòng)比 與最髙檔動(dòng)力因數(shù)Don說有如下關(guān)系 3-4 式中：1也為直接擋或最高檔時(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11就二Umax。 其它參數(shù)見下表。 參數(shù)說明 n t 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：) Ugmax (km/h) 0. 9 549.7 2566. 3 0.7 5.6 100 根據(jù)

12、3-4式可得itouill =5. 27>4. 23。同時(shí)為了得到足夠的功率儲備取傳動(dòng)系最 小傳動(dòng)比為itmin=4. 11。若按變速器直接擋咕血二1，貝Ji0=4. 11,該車采用單級主 減速器，主減速器傳動(dòng)比io <7,滿足要求。 2.2.2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)Dm偸、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/與主減速器傳動(dòng)比io的乘積，即 3-5 3-6 3-7 當(dāng)汽車爬坡時(shí)車速很低，可以忽略空氣阻力，汽午的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為 二Ff+Finax 乞表達(dá)式展開為 八"心血"=Gf

13、cosa 呎 + Gsina max 則 各參數(shù)見下表 >G (fcos a +sin a TOX Ttqmax ioH t 計(jì)算參數(shù)表 n t f io r(m) ma(kg) ^tqinax(N? m) 0.9 0. 02 4. 11 0. 435 7000 549. 7 一般貨車最大爬坡度為30%,即a max^16.7 o 代入3-8式計(jì)算可得igi$4. 50o 1擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿足附著條件 3-9 3-10 對于后輪驅(qū)動(dòng)汽車，最大附著力有如下公式 F

14、范I制為叫二(65%-70%)叫，選取 65. 3%ma,即滿載時(shí)后軸質(zhì)量為4571kg 將式3-9代入式3-10求得 iglM 取(p = 0.7,計(jì)算可得igl < 6.71o結(jié)合上而已經(jīng)計(jì)算數(shù)值igi$4?23。故c初 步取igl二4. 5,即變速器傳動(dòng)比范圉是「4.5,傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比innax =18.495o 2.2.3擋位數(shù)確定 增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽午的動(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)最加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。 存最低擋傳動(dòng)比不變的條件下?增加變速器的描位數(shù)會(huì)便變速器相鄰的低擋 與高擋之間的傳動(dòng)比比值減小，換擋容易進(jìn)

15、行。在確定汽午最大和最小傳動(dòng)比之 后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動(dòng)比。實(shí)上上，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。因此，各擋傳動(dòng)比的大致關(guān)系為 Z = ...q 1弗 lg3 式中：q為各擋之間的公比。 當(dāng)擋位數(shù)為n時(shí)，有 對于本變速器，擋位數(shù)暫定為4,則 q=吋訂=^4?5 =1.65<1.8 一般擋數(shù)選擇要求如下。 1) 為了減小換擋難度，相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。 2) 高擋區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。 即本例滿足要求，確定擋位數(shù)為4,則igi=4.5, ig2=q2=2.72, ig3=q=1.65, ig4=l.

16、 2.2.4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(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=Ka ^Tanaxigr] 3-11 式中： %為中心距系數(shù)，貨午為8.6~9.6;人】曲為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m； igi為變速器1擋傳動(dòng) 比：q為變速器傳動(dòng)效率，取96%。 g 貨車的變速器中心距在80-170mm范圉內(nèi)變化。對于本中型貨車，可

17、取KA=9.0, 其余取值按照己有參數(shù)計(jì)算3-11式可得A~120. 07mm。 2.2.5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)，4擋為(2. 2^2.7) Ao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)取給出范闈的上限。 本中型貨車,4擋變速器殼體的軸向尺寸取2. 7A,即324.20mm,取整得 L=325iumc 2.2.6齒輪參數(shù) 2.2.6.1?模數(shù)的選取 變速器齒輪模數(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，各檔齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)； 4）

18、從強(qiáng)度方面考慮，格擋齒輪應(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） 抵擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他檔位選用另一種模數(shù)。 査表可知，中型貨午變速器齒輪法向模數(shù)范闈為3.5~4.5,所選模數(shù)應(yīng)該符合 國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987《漸開線圓柱齒輪模數(shù)》的規(guī)定。優(yōu)先選用第一系列 的模數(shù)，盡最不選括號內(nèi)的模數(shù)。 遵照以上原則，1擋直齒齒輪選用模數(shù)m=4.0mm,其余檔位斜齒齒輪選 nin=4.00mma 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，其取值范圍如下表。 接合齒模數(shù)取值 乘用車

19、 中型貨車 重型貨車 2.0^3.5 1.8 <14 n\ >14 2.0^3.5 3.5-5.0 選収較小的模數(shù)可是齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取2.0。 2?2?6?2壓力角a 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；圧力角較大時(shí)，可提高 齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對貨花.為提高齒輪強(qiáng)度應(yīng)選用22.5或75等大些的壓力角國家規(guī)定的 標(biāo)準(zhǔn)床力角為20 ,所以普遍采用的床力角為20。嚙合套或同步器的床力角 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 ,嚙合套或同步器床力角為30“。 2.2.63螺旋角B 齒輪的螺旋角對齒輪

20、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，因而半穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高抵擋齒輪 的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以15 -25為宜，從提高高檔齒輪的接觸強(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圉為貨車變速器是18 -26 o 2.2.6.4 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)最, 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，是齒輪沿齒寬方向受力不均勻，并在齒寬方 向磨損不

21、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,心為齒寬系數(shù)，取 值范圍4.5~8.0, o斜齒為b=Kcmn , Kc取值范圍6.0~8.5。 嚙合套或同步器接A齒的匸作寬度初選時(shí)可選為2-4mm3 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)心可取大些，是接觸線長度增加，接觸應(yīng)力 降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。 因此，在此1擋第1軸常嚙合克齒齒輪寬度取^=8.0x4.0=32 (mm),第2軸 常嚙合直齒齒輪的寬度取b2=7.0x4=28 (mm),其余檔位斜齒齒輪寬度取 ^=7.0x4=28 (mm)o同時(shí)為增加嚙合強(qiáng)度和穩(wěn)定性，相互嚙合齒輪寬有 調(diào)整。 2?2?6?5齒輪變

22、位系數(shù)的選擇原則 采用變位齒輪的原因?yàn)椋号錅愔行木啵禾嵬昌X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） 對于高檔齒輪，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） 對于低檔齒輪，為提髙小齒輪的齒根強(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。但易丁?吸收沖擊振動(dòng)，噪聲

23、要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器屮除去1、2擋以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要 選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低,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。 2?2?6?6齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)，選標(biāo)準(zhǔn)值1.0。 2?2?6?7各檔齒輪齒數(shù)的分配 （1）確定一檔齒輪齒數(shù) 1擋傳動(dòng)比 3-11 1擋采用直齒滑動(dòng)齒輪傳動(dòng) 2A ZX=m=Z7+Zs 3-12 其中模數(shù)m=4.0,中心距A=120.7mm,代入3-12式得乜=60.035,取整為60, 然后進(jìn)行大小齒輪數(shù)分分配。中間軸匕1擋齒輪Z8的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些，以便使 勺的傳動(dòng)比

24、大些，初取z8=17,貝ljz7=43o Z8 （2）修正中心距A Az =mz^/2=120 (mm ) 通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為A=120mmo (3) 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式3J1可知 -=igi - 3-13 Z 丄 8—7 常嚙合傳動(dòng)齒輪Z1、Z2中心距和1擋齒輪的屮心距相等，即 A』n(Zl+Z2) 3-14 2 COS 02 其中，常嚙合齒輪Zi、Z2采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=4,初選螺旋角p2=26 , 代入343和344,解得zx % 19.40,取整得zx=19,則z?取整為35,此時(shí)iKi=— b z 丄 Z8

25、4.66,接近原傳動(dòng)比4.5,可認(rèn)為齒輪齒數(shù)分配合理。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子3J4修正螺旋角p2=25.8 o (4) 確定其他各檔齒輪的齒數(shù) mn(Zs+Z6) 2 cos p6 A= 1)2擋齒輪齒數(shù)。2擋采用斜齒輪傳動(dòng) 3-15 3-16 _21ig2+Z2 Z1+Z2 3-17 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 tail p2_ Z2 tan 卩 6 Z1+Z2 其中ig2=2.72,初選螺旋角p6=18，計(jì)算式347左右兩端得 空企L.57 Z 丄+Z2 彰M.49V1.57 tail 卩 6 相差不大，基本滿足要求

26、。 將p6=18 代入 3-15 和 3-16 可求得Ze=23.04,取整 23： zs=33.96,取整為 34。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動(dòng)比ig訐樂=2.72等于原始傳動(dòng)比2.72,故滿足設(shè) 5 zlz6 計(jì)要求。 按式3?16算出精確的螺旋角p6=18.2。 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)算方法與2擋類似 3-18 3-19 3-20 A^mn(z3+z4) tan 02_z丄ig3+Z2 tan p4 Z1+Z2 其中ig3=1.65,初選螺旋角卩4=22 ,計(jì)算式3-20左右兩端得 空斗23 Zi+Z? 呼"9V1.23

27、卩4 相差不大，基本滿足要求。 將04=22代入348和3-19可求得z4=30.12,取整為30： z3=26.87,取整為 27,為避免出現(xiàn)不均與接觸傳動(dòng)，改為Z4=29。根拯所確定的齒數(shù)，核算傳動(dòng)比 ig3=1.72^1.65,滿足設(shè)計(jì)要求。 按式3-16算出精確的螺旋角p4=210 0 3） 4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，屮間軸上倒擋齒輪Z8的齒數(shù)已經(jīng)確定為29, 倒擋軸上的倒擋齒輪勿一般在21-33之間選取. 初選z9=21, m =4,則中間軸與倒擋軸的中心距為 A，=呼么76（亦） 倒擋齒輪Ze與1擋齒輪z?嚙

28、合，初選z10=23,則可計(jì)算倒擋軸與第2軸的中 心距為 A” -in（Z7；Z10）=132（mm） ：嚴(yán)當(dāng)=35><2嘆41 = 3.63 ZjZgZiQ 19xl9x 23 重新確定各檔傳動(dòng)比： 檔位 一檔 二檔 三檔 四檔 倒檔 傳動(dòng)比 4.66 2.72 1.72 1.00 3.63  3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 檔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，齒而相互擠壓造成齒而點(diǎn)蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊 載荷。 所以需要對齒輪進(jìn)行計(jì)

29、算和校荷。 3.1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、糟度級別、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。 3.1.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （1）一檔直齒輪彎曲應(yīng)力入，查文獻(xiàn)［2］可知： % _ -礦 3-21 式中： 6▼—彎曲應(yīng)力（MPa）； p 2T 徑(mm )； *—圓周力（N

30、）,珥=〒~； 為計(jì)算載荷（N?mm）； d為節(jié)圓直 K存一應(yīng)力集中系數(shù)，K” =1.65； Kf—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪Kf=l.l,從動(dòng)齒輪Kf=0.9： b —齒寬（mm）： t—端面齒距，t = 7—齒形系數(shù)，7=0.19 因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑d = niz,式中 z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式 3-21后得 齒形系數(shù)圖（假定戴荷作用左齒頂a=20 , fo=l） 3-22 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第 -軸上的最大轉(zhuǎn)距1；血x時(shí)，一、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400-850MPaz査文 獻(xiàn)［2］可知，［久］=600 MPa。 E取作用在變速器第1軸上的最大轉(zhuǎn)矩根

31、據(jù)傳動(dòng)比換算到1擋的值，知 l^=Temax^ = 54970（k—= 10126053 勺 19 由公式3-22得： 2TgKgKf 2x1012605 xl.65xl.l ~ ^x43x19x8.0x0.19 =633.02MPa<110%［aw］ 滿足設(shè)計(jì)要求。 （2）二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力久，査文獻(xiàn)［2］可知： 3 23 6.—彎曲應(yīng)力（MPa）； 耳一圓周力（N）,珥=3殳；人為計(jì)算載荷（N?mm）； d為節(jié)圓直 1 d 徑（mm）； 宀=1】人Z/C 0目. ■ “一斜齒輪螺旋角（ ）, /?=203 ; K“ 一應(yīng)力集中系數(shù)，K“ =1.50：

32、b —齒寬（mm）： t—法向齒距，t = /r ?叫: ?—齒形系數(shù)，7=0.18 瓦一重合度影響系數(shù)，瓦=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式3-23,整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為: 3-24 當(dāng)計(jì)算載荷E取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距Zwx時(shí)，斜齒輪許用彎 曲應(yīng)力在100-250MP3,査文獻(xiàn)［2］可知，［qJ=320 MPa。 由公式3?24得: 21； cos/?Ka 龍乙叫3處^瓦 2x1012605 xcos25.8x 1.50 ^x23x4^x0.18x^8.0x2 =205.4MPa<[aw] 滿足設(shè)計(jì)要求。 21/24 3.1.2輪齒接觸應(yīng)力

33、 式中: 廠 Z 、 FE (1 1 b + aj =0.418 3-25 7 #/24 円一輪齒的接觸應(yīng)力(MPa)； F —齒面上的法向力(N), F二耳亦 ae 0)：耳為圓周力: "—斜齒輪螺旋角( ); E —齒輪材料的彈性模量(MPa) , E = 2.1xlO5MPa b —齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)； Pz—主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm),直齒輪pz = r2siiia ,斜齒輪 P、—從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm),直齒輪幾=rb sin a , 斜齒輪久=(rbsin6Z)/C0^Z7; 將作用在變速器第一軸上的載

34、荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪 的許用接觸應(yīng)力円査文獻(xiàn)［2］可知，見表4.1 表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力crJMPa) 齒 輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔齒輪 1900-2000 950-1000 常嚙介齒輪和高檔齒輪 1300^1400 650^700 7 #/24 計(jì)算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力6 dcosezcosQ? 叫弓COSQ 4597 4xl9xcos20 =64368N Pz = (r2 sin q)/co 0 = 16.03inm 久=(幾 sin q)/coH p = 29.53mm b = Kcmn =8

35、.0x4=32(mm) 由公式3-25得: FE r 1 1) b ——+—— ■ Pz Pb > (Jj =0.418 (64368X2.1X105! 1 1 十 1 ) 1 32 (29.53 16.03J = 0.418 =842?83MPav[crJ 滿足設(shè)計(jì)要求。 計(jì)算高檔一一3擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 2 dcosacosQ Pz = i; sin a/co" = 叫可sin a 2 cos2 角 =22.76mm 7 23/24 7 #/24 f\ = sin a / cos2 = 學(xué)23 嚴(yán)；

36、=21.19inm b = 7.0 x 4 =28 mm 由3-25式得a} =518.46MP,滿足設(shè)計(jì)要求。 計(jì)算二軸一檔直齒輪接觸應(yīng)力6 58365N N F = _L_ = 2乙=九 ％ = 54970(X19x22 cosa d cosa cosa 3xl9x21x35x cos20 "sms 蘭 “4.36mm ? iie7 sin a re, r =入 sm & =—— =28.0411111 2 由公式3-25得： FE 1 1 +—— .Pz P\ > = 0.41&戶 36,6x2.1x107」 28 H (14.36 28.04

37、 ^619.29MPa<[ff] 滿足設(shè)計(jì)要求。 本設(shè)計(jì)變速器齒輪材料采用2OCrMnTi.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。 3.2軸設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.1軸的結(jié)構(gòu) 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支搏在飛輪內(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)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于 一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸 上，以

38、便齒輪磨損后更換 3.2.2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匚工藝和裝配 工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔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： 7 25/24 第二軸和中間軸中部直徑: d (0.40?0.50)A=0.45xl2054mn) 第一軸花鍵部分： d = = 4.4x封549.7 3^nm 式中Xnwc■■一發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，N?m K一經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0-4.6 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

39、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=0.16~0.18： 第二軸： d/L=0.18~0.21。 由殼體總長L=324mm,中間軸兩支撐間距離取316mm,由經(jīng)驗(yàn)公式第二軸為 268mm 則中間軸d/L=0.171,第二軸d/L=0.20,滿足設(shè)計(jì)要求。 3.2.3軸的校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加「?和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足 夠的，僅對其危險(xiǎn)斷面進(jìn)彳J?驗(yàn)算即町。對J?本i殳計(jì)的變速器來說，在設(shè)計(jì)的過程 中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，而中間軸在工作時(shí)同時(shí)有兩對齒輪副嚙 合，故應(yīng)對進(jìn)行校核，乂因常嚙合與一檔齒輪副十分接近支

40、撐處，變形量較小, 且高檔轉(zhuǎn)矩小，故選擇二檔進(jìn)行校核。 3.23.1中間軸的剛度校核 變速器齒輪軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度及轉(zhuǎn)角公式如F： 3EIL F,a3b2 3EIL W ［丄］=0.05 ~ O.lOinm ＜［fj= 0.05-0.15mm  6 =斤衛(wèi)昨一。＜[J]= 0.0021 ad 3EIL 全撓度 & = J + 鏟-[fs]= 0,20 式中： 耳一齒輪齒寬中間平而上的徑向力(N)： 比一齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N；) E—彈性模量(MPa) ,E = 2.1xl05MPa; 1一慣性矩(mm4),對于實(shí)心軸，1 = 〃$/64：

41、d—軸的直徑，花鍵處按平均直徑計(jì)算； J b-為齒輪上的作用力距支座A、B的距離(mm)； L-支座間的距離(mm)。 由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗(yàn)算中間軸上的嚙合 齒輪處的強(qiáng)度和剛度即可。先校核中間軸第一對常嚙合齒輪軸，即Z】和Z2傳動(dòng) 圖4.4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 對于中間軸一檔齒輪嚙合的圓周力耳、徑向力耳和軸向力片，有: Ft = ^-= $九泌=2x54970(X5。=】3023gN 1 d 19x4 Fr = J叱=$幾叱=2x54970X31120。= 54651N d ? cos0 zn. 19x4 F _ 21；心伽0 一 血0 _

42、 2 x549700血25.8。_點(diǎn)鳥兀介】 * d 21% 19x4  I = ^d4 /64= 287010mm4,先取 a=30mm , b=284mm # L=324mm _ Fra2b2 3EIL 代入上式得： = 0.068<[f；]= 0.05 ?0.10mm = = 0.143< f = 0.05?0.15mm “ 3EIL l丿」 6 = F/b(a__= o QQ2rad = [J1 = 0.002rad 3EIL f廠 jQ+Q=0.158s[f』=0.20 故滿足設(shè)計(jì)要求 3.23.2中間軸的強(qiáng)度校核 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使

43、軸在垂直而內(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)的垂直面和水半面內(nèi)的支反力Fc和Fs 之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩MC/Mso軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩的共同作用下，其應(yīng)力為： M CT = = % 帯如) 式中：M二 號一計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N ? mm; d—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)，mm3； M，—在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，N?mm； Me-在計(jì)算斷面出軸的垂向彎矩，n?mm； bl—許用應(yīng)力[a]=40(MPa. 變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。 對于本例支點(diǎn)A的水平而內(nèi)和垂直而內(nèi)支反力為: F,=空= 11415 ?9N 5 L 29/24 F「=亠= 4790.4N c L Mc =Fca=14371Nm Mc =F5a=3242Nm —九= 549.7 麗 M = + = 654.06 Nm cr= —= ^^ = 73.53MPa<[