中型載貨汽車(5+1)變速器三維設(shè)計（直接操縱 鎖環(huán)式同步器 全同步器換擋）【含UG三維圖紙模型、說明書文檔】
中型載貨汽車(5+1)變速器三維設(shè)計（直接操縱 鎖環(huán)式同步器 全同步器換擋）【含UG三維圖紙模型、說明書文檔】,含UG三維圖紙模型、說明書文檔,中型載貨汽車(5+1)變速器三維設(shè)計（直接操縱,,鎖環(huán)式同步器,,全同步器換擋）【含UG三維圖紙模型、說明書文檔】,中型,載貨,汽車,變速器,三維設(shè)計,直接,操縱,鎖環(huán)式
目 錄
緒 論 1
第1章 變速器的概述 2
第2章 變速器的方案論證 4
2.1 變速器類型選擇及傳動方案設(shè)計 4
2.1.1 結(jié)構(gòu)工藝性 4
2.1.2 變速器的徑向尺寸 4
2.1.3 變速器齒輪的壽命 4
2.1.4 變速器的傳動效率 5
2.2變速器傳動機(jī)構(gòu)的分析 5
2.2.1 換擋結(jié)構(gòu)形式的選擇 5
2.2.2倒擋的形式及布置方案 6
2.3 變速器操縱機(jī)構(gòu)方案分析 7
2.3.1變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用 7
2.3.2 設(shè)計變速器操縱機(jī)構(gòu)時，應(yīng)該滿足的基本要求： 7
2.3.3換擋位置 7
2.4 齒輪形式的分析確定 7
2.5 齒輪副安排的分析確定 7
2.5.1 整車總布置 8
2.5.2 駕駛員的使用習(xí)慣 8
2.5.3 提高平均傳動效率 9
2.5.4改善齒輪受載狀況 9
第3章 變速器的設(shè)計與計算 11
3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 11
3.1.1 擋數(shù) 11
3.1.2.各檔傳動比的確定與選擇 11
3.1.3 中心距A 13
3.2 齒輪參數(shù) 13
3.2.1 模數(shù)的確定 13
3.2.2壓力角α的確定 15
3.2.3斜齒輪螺旋角的確定 15
3.2.4齒寬b的確定 15
3.2.5各檔齒輪齒數(shù)的確定 17
3.2.6齒輪精度的選擇 21
3.2.7 螺旋方向 21
3.2.8齒輪變位系數(shù)的選擇和計算 22
3.2.9變位系數(shù)的計算: 22
3.2.10 計算所得齒輪參數(shù) 22
3.3 變速器齒輪的校核 24
3.3.1 齒輪的損壞形式 24
3.3.2輪齒強(qiáng)度計算 25
3.4變速器軸的設(shè)計計算 28
3.4.1軸的功用及設(shè)計要求 28
3.4.2初選軸的直徑 28
3.4.3 軸的結(jié)構(gòu)形式 30
3.4.4 軸的受力分析 31
3.4.5 各軸各擋齒輪作用截面的合成應(yīng)力 34
3.4.6 軸的剛度校核 36
3.4.7軸上花鍵的設(shè)計計算 37
3.5 軸承的選擇 38
3.5.1 變速器軸承形式的選擇 38
3.5.2幾種軸承的特點(diǎn) 39
3.6.3 軸承類型的選擇 39
第4章 變速器同步器的選擇 41
4.1 同步器的功用及工作原理 41
4.2 同步器類型的選擇 41
4.3主要參數(shù)的確定 41
4.3.1摩擦因數(shù)f 41
4.3.2 同步環(huán)主要尺寸的確定 41
4.3.3 鎖止角β 43
4.3.4 同步時間t 43
4.3.5 轉(zhuǎn)動慣量的計算 43
第5章 鍵的選擇 44
5.1 鍵連接的類型 44
5.2 鍵的選擇 44
第6章 變速器總成的拆裝順序 45
6.1 變速器的裝配順序 45
6.1.1 領(lǐng)料(包括自制件、外購件和標(biāo)準(zhǔn)件) 45
6.1.2 零件清洗 45
6.1.3 部件總成裝配 45
6.2 變速器的拆卸 45
6.3 變速器總成裝配應(yīng)注意的問題 46
畢業(yè)設(shè)計總結(jié) 47
致 謝 48
參考文獻(xiàn) 49
附錄 校核程序和結(jié)果 50
緒 論
隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，汽車作為商品在全球都有廣闊的市場，因其生產(chǎn)批量大，帶給企業(yè)豐厚的利潤，具有很大的發(fā)展?jié)摿?。隨著我國國民經(jīng)濟(jì)的迅猛發(fā)展，人民生活水平的不斷提高，汽車進(jìn)入普通家庭已經(jīng)是很普遍的事情了。
中國汽車工業(yè)的發(fā)展水平與當(dāng)今汽車工業(yè)大國相比確實有很大差距，但在中國汽車市場具有巨大的發(fā)展前景。加入WTO，這對我們國家來說既是一個機(jī)遇，又是一個挑戰(zhàn)，尤其是對汽車業(yè)。因此，如何設(shè)計出經(jīng)濟(jì)實惠、工作可靠、性能優(yōu)良、適合廣大消費(fèi)者口味且適合中國國情的汽車已經(jīng)成為汽車設(shè)計者亟待解決的問題。作為新世紀(jì)的汽車工程本科畢業(yè)生，我們肩負(fù)重任。在大學(xué)畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委的要求，進(jìn)行這次畢業(yè)設(shè)計。畢業(yè)設(shè)計是對大學(xué)四年學(xué)習(xí)成果的一次檢驗，能夠充分體現(xiàn)了一個設(shè)計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。畢業(yè)設(shè)計總體質(zhì)量的好壞也直接體現(xiàn)了畢業(yè)生的獨(dú)立創(chuàng)造設(shè)計能力。本文主要介紹了中型貨車變速器的設(shè)計過程。由于此次畢業(yè)設(shè)計具有特殊的意義，我查閱了大量的專業(yè)資料，虛心向老師請教，在老師的指導(dǎo)下，獲得了許多設(shè)計方面的經(jīng)驗，并將老師的設(shè)計方法運(yùn)用到自己的設(shè)計中。
此次設(shè)計的課程名稱：中型載貨汽車變速器零部件設(shè)計。
設(shè)計參數(shù)：發(fā)動機(jī)最大扭矩：450N·m； 汽車總質(zhì)量12t；最高車速99km;車輪規(guī)格8.25-20（0.46m)； 主減速器減速比：5.86。
設(shè)計要求:采用中間軸式、全同步器換擋，對各擋齒輪的接觸強(qiáng)度、彎曲應(yīng)力及軸的強(qiáng)度、剛度進(jìn)行校核計算。
設(shè)計工作量：
1、收集資料、進(jìn)行方案論證、結(jié)構(gòu)分析，確定合理的結(jié)構(gòu)方案。
2、選擇正確的參數(shù)，對變速器的強(qiáng)度及剛度進(jìn)行校核計算。
3、三維建模，變速器部分零件結(jié)構(gòu)圖（A1）一張。
4、設(shè)計中的計算要求編程，上機(jī)計算，打印程序、結(jié)果。
5、英譯中大于5000字符（折合中文約大于3000字）。
6、設(shè)計說明書應(yīng)包括：目錄、中、英文摘要、設(shè)計說明、方案論證、計算過程、
結(jié)論、畢業(yè)設(shè)計完成情況的自我評價及其它說明。要求大于1.2萬字。
第1章 變速器的概述
變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的部件，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，可在起動發(fā)動機(jī)、汽車滑行或停車時使發(fā)動機(jī)的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時變速器還有動力輸出功能。
為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提出如下設(shè)計要求：
1. 正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動比，使之與發(fā)動機(jī)參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽車具 有良好的動力性與經(jīng)濟(jì)性。
2. 設(shè)置空擋以保證汽車在必要時能將發(fā)動機(jī)與傳動系長時間分離；設(shè)置倒擋使汽車可以倒退行駛。
3. 換擋迅速、方便、省力。
4. 傳動效率高，工作平穩(wěn)、工作噪聲低。
5. 體積小、質(zhì)量輕、承載能力強(qiáng)，工作可靠。
6. 制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長。
7. 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。
8. 設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進(jìn)行功率輸出。
除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。
變速器由變速傳動機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。
按傳動比變化方式的不同，變速器可分為有級式、無級式和綜合式三種：
1. 有級式變速器應(yīng)用最為廣泛 。它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。
按所用輪系形式不同，有軸線固定式變速器（普通齒輪變速器）和軸線旋轉(zhuǎn)式變速器（行星齒輪變速器）兩種。目前，轎車和輕、中型貨車變速器的傳動比通常有3~5個前進(jìn)擋和一個倒擋；在重型貨車用的組合式變速器中，則有更多擋位。所謂變速器擋數(shù)，均指前進(jìn)擋位數(shù)。
2. 無級式變速器的傳動比在一定的范圍內(nèi)可按無限多級變化，常見的有電力式和液力式（動液式）兩種。電力式變速器在傳動系統(tǒng)中也有廣泛采用的趨勢，其變速器部件為直流串勵電動機(jī)。液力式變速器的傳動部件是液力變矩器。
3. 綜合式變速器是指由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機(jī)械式變速器，其傳動比可咋最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內(nèi)作無級變化，目前應(yīng)用較多。
按操縱方式不同，變速器又可分為強(qiáng)制操縱式、自動操縱式和半自動操縱式三種：
1. 強(qiáng)制操縱式變速器靠駕駛員直接操縱變速桿換擋，為大多數(shù)汽車所采用。
2. 自動操縱式變速器的傳動比選擇（換擋）是自動進(jìn)行的。駕駛員只需操縱加速踏板，即可控制車速。
3. 半自動操縱式變速器有兩種形式。一種是常用的幾個擋位自動操縱，其余擋位則由駕駛員操縱；另一種是預(yù)選式，即駕駛員預(yù)先用按鈕選定擋位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時，接通一個電磁裝置或液壓裝置來進(jìn)行換擋。
第2章 變速器的方案論證
2.1 變速器類型選擇及傳動方案設(shè)計
變速器的種類很多，按其傳動比變化方式不同可以分為有級式、無級式和綜合式三種。有級式變速器根據(jù)前進(jìn)擋數(shù)的不同，可以分為三、四、五擋和多擋變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線（行星齒輪）式和綜合式。其中，固定式變速器應(yīng)用較廣泛，又可分為兩軸式，三軸式和多軸式變速器。
現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。對發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的轎車，如變速器傳動比小，則常采用兩軸式變速器。以下是兩軸式和三軸式變速器的傳動方案。要采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面：
2.1.1 結(jié)構(gòu)工藝性
兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機(jī)縱置時，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而發(fā)動機(jī)橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。
2.1.2 變速器的徑向尺寸
兩軸式變速器的前進(jìn)擋均為一對齒輪副，而三軸式變速器則有兩對齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，三軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。
圖2-1 二軸式變速器示意圖 圖2-2 三軸式變速器示意圖
2.1.3 變速器齒輪的壽命
兩軸式變速器的低擋齒輪副大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多，因此，小齒輪工作壽命比大齒輪要短。三軸式變速器的各前進(jìn)擋均為常嚙合齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命比較接近。在直接擋時，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。
2.1.4 變速器的傳動效率
兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動比，但是仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而三軸式變速器，可以將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接擋，因而傳動效率高，磨損小，噪聲也較小。
轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，這樣可將變速器和主傳動器組成一個整體，使傳動系的結(jié)構(gòu)緊湊，汽車得到較大的有效空間，便于汽車的總體布置。因此，近年來在歐洲的轎車中采用得比較多。而中、重型載貨汽車則多采用三軸式變速器。這次設(shè)計的變速器是中型貨車使用，所以采用三軸式變速器。
2.2變速器傳動機(jī)構(gòu)的分析
根據(jù)第一節(jié)所述，采用中間軸式變速器，在各擋數(shù)相同的條件下，各變速器的差別主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換擋方案和倒擋傳動方案。
2.2.1 換擋結(jié)構(gòu)形式的選擇
目前，汽車上的機(jī)械式變速器的換擋結(jié)構(gòu)形式有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種。
1）滑動齒輪換擋
通常是采用滑動直齒輪換擋，但也有采用滑動斜齒輪換擋的?；瑒又饼X輪換擋的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、容易制造。缺點(diǎn)是換擋時齒端面承受很大的沖擊會導(dǎo)致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換擋方式一般僅用在一擋和倒擋上。
2）嚙合套換擋
用嚙合套換擋，可以將結(jié)構(gòu)為某傳動比的一對齒輪，制造成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換擋，因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，因此它們都不會過早損壞，但是不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣量增大。因此，這種換擋方法目前只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，要求換擋手感強(qiáng)，而且在這種車型上又不宜使用同步器（壽命太短，維修不便）。
3）同步器換擋
現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換擋。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，與操作技術(shù)熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法相比，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)使用壽命短等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已得到基本解決。
上述三種換擋方案，可同時用在同一變速器中的不同擋位上，一般倒擋和一擋采用結(jié)構(gòu)較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式，對于常用的高擋位則采用同步器或嚙合套。
本次設(shè)計方案四個前進(jìn)擋和倒檔采用全同步器換擋。
2.2.2倒擋的形式及布置方案
倒擋使用率不高，常采用直齒滑動齒輪方案換入倒擋。為實現(xiàn)傳動有些利用在前進(jìn)擋的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。
圖2-3
常見的倒擋結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：
方案1.（如圖2-3a示）
在前進(jìn)擋的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四擋全同步器式變速器中。
方案2.（如圖2-3b所示）
此方案的優(yōu)點(diǎn)是可以利用中間軸上一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換擋時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換擋困難。某些輕型貨車四擋變速器采用此方案。
方案3.（如圖2-3c所示）
此方案能獲得較大的倒擋傳動比，突出的缺點(diǎn)是換擋程序不合理。
方案4.（如圖2-3d所示）
此方案針對前者的缺點(diǎn)作了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。
方案5.（如圖2-3e所示）
此方案中，將中間軸上一擋和倒擋齒輪做成一體其齒體、寬加大，因而縮短了一些長度。
方案6.（如圖2-3f所示）
此方案中，采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋方便。
方案7.（如圖2-3g所示）
為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有些貨車采用此方案，其缺點(diǎn)是一擋和倒擋得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些，一般3、4、5、6、7這五種方案用于五擋變速器。
綜合考慮，本次設(shè)計采用一擋和倒擋共用一個同步器換擋。
2.3 變速器操縱機(jī)構(gòu)方案分析
2.3.1變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用
變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用是保證各擋齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的擋位，而且又不允許同時掛入兩個擋位。
2.3.2 設(shè)計變速器操縱機(jī)構(gòu)時，應(yīng)該滿足的基本要求：
1. 要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒擋鎖；
2. 要使換擋動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度；
3. 應(yīng)使駕駛員得到必要的手感。
2.3.3換擋位置
設(shè)計操縱機(jī)構(gòu)首先要確定換擋位置。換擋位置的確定主要從換擋方便考慮。為此應(yīng)該注意以下三點(diǎn)：
1. 按換擋次序來排列 ；
2. 將常用擋位放在中間位置，其它擋位放在兩邊；
3. 為了避免誤掛倒擋，往往將倒擋安排在最靠邊的位置，有時于1擋組成一排。
2.4 齒輪形式的分析確定
斜齒圓柱齒輪雖然工作時有軸向力且加工復(fù)雜些，但仍以其運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)噪聲低壽命長的突出優(yōu)點(diǎn)得到變速器的普遍采用。本次設(shè)計一檔，倒擋采用直齒輪，其它各擋均采用斜齒輪。
2.5 齒輪副安排的分析確定
各齒輪副的相對安排位置，對于整個變速器的結(jié)構(gòu)布置有很大的影響。各擋位置的安排，應(yīng)考慮以下四個方面的要求：
2.5.1 整車總布置
根據(jù)整車的總布置，對變速器輸入軸與輸出軸的相對位置和變速器的輪廓形狀以及換擋機(jī)構(gòu)提出要求。比如說是該車是采用發(fā)動機(jī)前置前驅(qū)動還是發(fā)動機(jī)前置后驅(qū)動等等，這些問題都牽連著變速器的設(shè)計方案。
2.5.2 駕駛員的使用習(xí)慣
人們習(xí)慣于按擋的高低順序，由左到右或由右到左排列來換擋，如下圖b和c。值得注意的是倒擋，雖然它是平常換擋序列之外的一個特殊擋位，然而卻是決定序列組合方案的重要環(huán)節(jié)。例如在四擋變速器中采用的基本序列組合方案有三種，見圖2.2。其中b和c是倒擋與序列不結(jié)合的方案，即掛擋時，需先換位再掛倒擋。倒擋與序列結(jié)合與不結(jié)合兩者比較，前者在結(jié)構(gòu)上可省去一個撥叉和一根變速滑桿，后者如布置適當(dāng)，則可使變速器的軸向長度縮短。
按習(xí)慣，倒擋最好與序列不結(jié)合。否則，從安全考慮，將倒擋與一擋放在一起較好。
圖2-4
根據(jù)以上的要求，本次設(shè)計的擋位布置方案如圖2.5所示：
圖 2.5
2.5.3 提高平均傳動效率
為提高平均傳動效率，在三軸式變速器中，普遍采用具有直接擋的傳動方案，并盡可能地將使用時間最多的擋位實際成直接擋。
2.5.4改善齒輪受載狀況
各擋齒輪在變速器中的位置安排，應(yīng)考慮齒輪的受載狀況。承受載荷大的低擋齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以減小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。變速器齒輪主要是因接觸應(yīng)力過高而造成表面點(diǎn)蝕損壞，因此將高擋齒輪安排在離兩支承較遠(yuǎn)處較好。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉(zhuǎn)角較小，故齒輪的偏載也小。
本次設(shè)計傳動方案如圖2.6所示
傳動路線：
Ⅰ擋：一軸→1→2→中間軸→10→9→9和11間的同步器→二軸→輸出
Ⅱ擋：一軸→1→2→中間軸→8→7→5和7間的同步器→二軸→輸出
Ⅲ擋：一軸→1→2→中間軸→6→5→5和7間的同步器→二軸→輸出
Ⅳ擋：一軸→1→2→中間軸→4→3→1和3間的同步器→二軸→輸出
Ⅴ擋：一軸→1和3間的同步器→二軸→輸出
R擋：一軸→1→2→中間軸→12→14→13→11→9和11間的同步器→二軸→輸出
圖2.6
(注：第一軸后端為齒輪1，第二軸從左往右依次為齒輪3、5、7、9、11，中間軸從左往右依次為齒輪2、4、6、8、10、12，倒擋軸上位齒輪13,14)
第3章 變速器的設(shè)計與計算
3.1 變速器主要參數(shù)的選擇
3.1.1 擋數(shù)
變速器的擋數(shù)可在3~20個擋位范圍內(nèi)變化。增加變速器的擋數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。
在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減小，是換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進(jìn)行。因高擋使用頻繁，所以又要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值，要比抵擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。
近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個擋位的變速器。發(fā)動機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個擋。商用車變速器采用4~5個擋或多擋?？傎|(zhì)量為3.5t以下的貨車采用四擋變速器，總質(zhì)量在3.5~10.0t的貨車采用五擋變速器，總質(zhì)量大于10.0t的多采用六擋變速器。特殊用途的車輛可用組合變速器形成更多擋位。所以本次采用的五檔變速器。
3.1.2.各檔傳動比的確定與選擇
汽車在最大爬坡路面上行使時，最大驅(qū)動力應(yīng)能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行使時，車速不高，故可以忽略空氣阻力，這時：
≥ +
式中：——最大驅(qū)動力；即 = / Error! No bookmark name given.
——滾動阻力；即 =
——最大上坡阻力。即 =sin
把以上參數(shù)代入（3-1）得：
=+）/
以上是根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比，
式中：
——發(fā)動機(jī)最大扭矩，=450 N·m；
——變速器一檔傳動比；
——主傳動器傳動比，=5.86；
——汽車總質(zhì)量，＝12000kg；
——道路滾動阻力系數(shù)取0.020；
——傳動系機(jī)械效率，取0.90；
——重力加速度；取=9.8；
——驅(qū)動輪滾動半徑，取0.48 m；
——汽車最大爬坡度為30%，即＝
代入數(shù)據(jù)計算得
≥6.979 取=7.31
變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常是指直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動比為0.7~0.8。目前在國產(chǎn)汽車中，轎車的傳動比變化范圍是3~4，輕型貨車的約為5~6，其它貨車的就在7以上。兩種變速器傳動比變化范圍相同時，若鄰擋傳動比比值小，則擋數(shù)多；鄰擋傳動比比值大，則擋數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單。但鄰擋傳動比比值若大于1.8，則換擋困難。
已知==7.31，取五擋為直接擋==1.00，則：
=
=
=
===1.64
q 為幾何級數(shù)的公比， ，則：
=1.000*1.64=1.64 ；
=1.64*1.64=2.70 ；
=2.70*1.64=4.43 ；
3.1.3 中心距A
對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A。初選中心矩A時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算：
（3-1）
————(《汽車設(shè)計》第四版P90)
式中： A——變速器中心距（mm）；
——中心距系數(shù)，=8.6~9.6，取8.6；
——變速器一擋傳動比；
——變速器傳動效率，取96%；
——發(fā)動機(jī)最大扭矩（N·m）。
已知=450N·m， =7.31，則126.17mm
為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)，初取A=126mm。
3.2 齒輪參數(shù)
3.2.1 模數(shù)的確定
齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素很多，如齒輪強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。選取齒輪模數(shù)時一般遵循的原則是：
1.為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時增加齒寬。
2.為使質(zhì)量小些，應(yīng)增加模數(shù)，同時減小齒寬。
3.從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該有不同的模數(shù)。
4.對貨車，減少質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)。
5.變速器抵擋齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。
變速器用齒輪的范圍見表3-1
車型
乘用車的發(fā)動機(jī)排量V/L
貨車的最大總重量/t
1.0>V 1.6
1.614.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00
所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357—1987的規(guī)定，見表3-2。選用時，應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。
第一系列
1.00
1.25
1.5
—
2.00
—
2.50
—
3.00
—
—
—
4.00
—
5.00
—
6.00
第二系列
—
—
—
1.75
—
2.25
—
2.75
—
3.25
3.5
3.75
—
4.50
—
5.50
—
表3-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357—1987）
初選模數(shù)時，可參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定；也可以根據(jù)經(jīng)驗公式確定，即
3.56 （3-2） 高擋齒輪K=1
4.77 一擋和倒擋齒輪
式中： 為斜齒輪法向模數(shù)；
為一擋和倒擋齒輪模數(shù)；
——發(fā)動機(jī)最大扭矩；=450N·m
——變速器一擋傳動比； =7.31
—— 變速器傳動效率：?。?6％；
根據(jù)上述對經(jīng)驗公式的計算和對表3-1及表3-2的參考，并且貨車變速器更應(yīng)該注重減小質(zhì)量，因此，齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；變速器低擋齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。故本次設(shè)計的一擋和倒擋齒輪模數(shù)取m=4.5，其它高擋斜齒輪法向模數(shù)=4.0。
3.2.2壓力角α的確定
齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于較低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。理論上對于乘用車，為提高重合度以降低噪聲，應(yīng)采用14.5°,15°，16°，16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪的承載能力，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。實際上，因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角為20°、25°、30°，但普遍采用30°壓力角。
因此，本次設(shè)計，變速器齒輪采用壓力角為20°，同步器接合齒壓力角為30°。
3.2.3斜齒輪螺旋角的確定
選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)注意到它對齒輪工作噪聲，輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選取大的螺旋角時，齒合重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲低。實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高，不過，當(dāng)螺旋角大于30°時，抗彎強(qiáng)度急劇下降，而接觸強(qiáng)度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高抵擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望過大的螺旋角，以15°～25°為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)選較大的螺旋角。其中，貨車變速器斜齒螺旋角的選擇范圍為：18°～ 26°。初選斜齒輪螺旋角如下:
=25°, =20°, =20°, =20°.
3.2.4齒寬b的確定
在選擇齒寬的時，應(yīng)注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時受力的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少質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時雖然可以用增加螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時軸承承受的軸相力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用寬些的齒輪，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造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。齒寬可根據(jù)齒輪模數(shù)
初選：
直齒： =,為齒寬系數(shù)，取4.5～8.0
斜齒:=，取為6.0～8.5； 1）直齒
=(4.5～8.0)×4.5=20.25～36 (mm)
= 26mm, =30mm, =26mm, =30mm =30mm b14=30mm
2） 斜齒
b=(6.0～8.5)×4.0=24～34（mm）
=30mm, =26mm, =30mm, =26mm , =30mm ,
= 26mm, =26mm, =30mm.
其中上述各表達(dá)式中b的下標(biāo)1、2、3、4、5、6、7、8、9、10、11、12、13代表圖2.4中的各個齒輪，如表示齒輪1的齒寬。
圖3-1
3.2.5各檔齒輪齒數(shù)的確定
1）Ⅰ檔齒輪的齒數(shù)確定( β1,2=25°)
1、直齒=2A/m=2×126/4.5=56，圓整取=55
由=Z9 + Z10進(jìn)行大小齒輪齒數(shù)分配，為使Z9/Z10的傳動比更大些，
取Z9=38；Z10=17
2、對中心距A進(jìn)行修正
A=(×m)/2
=(38＋17)×4.5/2=123.5mm
取A=126mm
3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)
＝＝7.31×17/38=3.270
由A=(+)×/2×cos25°=126mm,
+=2×A×cos25°/=2×126×cos25°/4.0=56.10
根據(jù)上述兩式可求出 =13.137 =42.96
取Z1=13 Z2=44
4、修正
= （×Z9）/（×Z10）
= 44×38/（17×13）
=7.56
=（7.56-7.31）/7.31×100%=3.497＜5（合格）
5、修正螺旋角β1,2
由＝×(+)/（2×cos） 得
＝［×(+)/（2×A）］
＝ ［4.0×（13＋44）/（2×126）］=25.21°
2）Ⅱ檔齒輪的齒數(shù)確定（ β7,8=20°）
1、二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角 β7, 8與常嚙合齒輪的不同，因此有
Z7/Z8=×/
=4.43×13/44=1.309
而 A=×（Z7+Z8）/（2×β7, 8）可得
Z7+Z8 =（2×β7, 8×A）/
=（2×cos20°×126）/4.0=59.20
求得 Z7=33.56 Z8=25.64
圓整后取得 Z7=33 Z8=26
2、修正
=（× Z7 ）/（×Z8 ）
=（40×33）/（19×26）
=4.296
％=｜4.296-4.43｜/4.43×100%=3.028＜5（合格）
3、修正β7, 8
β7, 8 =［× ( Z7 +Z8)/（2×A）］
=［4.0×（33＋26）/（2×126）］
=20.53°
取
從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關(guān)系式：
/ =/(+)×（1＋Z7/Z8）=44/（44+13）*（1+33/26）=1.751固有， / =1.257
|2.751－1.257|=0.494＜0.5
兩者相差不大，近似認(rèn)為軸向力平衡。
3)Ⅲ檔齒輪的齒數(shù)確定（ β5,6 =20°）
1、Z5/Z6=×/
=2.70×13/44
=0.797
而 A=×（＋）/（2×β5,6）可得：
Z5 ＋Z6 =(2×β5,6 ×A）/
=(2×cos20°×126)/4.0= 59.20
解上述兩個方程式可求出 Z5=26.26 Z6 =32.93
圓整后取 Z5=26 Z6 =33
2、修正
=× Z5 /×Z6
=44×26/13×33
=2.67
=（2.70-2.67）/2.70×100%=1.234%＜ 5（合格）
3、修正β5,6
β5,6＝［× ( Z5+ Z6 )/（2×A）］
= ［4.0×（26＋33）/（2×126）］
=20.53°
從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關(guān)系式：
/ =/(+)×（1＋ Z5 / Z6 ）=1.380
/ =1.257
/(+)×（1＋ Z5 / Z6 ）= 44/（13+44）*（1+26/33）=1.380
|1.558－1.177|=0.122<0.5
兩者相差不大，近似認(rèn)為軸向力平衡。
4）、Ⅳ檔齒輪的齒數(shù)確定（ β3,4 =20°）
1、 Z3/ Z4=×/
=1.64×13/44
=0.480
而 A=×（ Z3＋Z4）/（2×β3,4）可得
Z5＋=(2××A）/
=(2×cos20°×126)/4.0=59.20
解上述兩個方程式可求出 Z3= 19.322 Z4=39.88
圓整后取 Z3=19 Z4=40
2、修正
=× Z3/*Z4
=44×19/（13×40）
=1.608
% =（1.64-1.608）/1.64×100%=1.97％＜ 5（合格）
3、修正β3,4
β3,4＝［× ( Z3 + Z4 )/（2×A）］
=［4.0×（19＋40）/（2×126）］
=20.53°
從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關(guān)系式：
/ =/(+)×（1＋ Z3/Z4 )
/ =1.257
/(+)×（1＋Z3 /Z4 ）=44/（13+44）×（1+19/40）=1.138
|1.257-1.138|=0.119<0.5
5）倒擋齒輪齒數(shù)的確定
一般倒擋傳動比和一擋的傳動比相近，故初選倒擋傳動比 =7.7，而中間軸上倒擋齒輪一般比齒輪略小，則取=15。倒擋齒輪一般在21～23之間選擇，初選=21，（注，齒輪13和齒輪14是做成一體的兩個相同的齒輪）
，故 34.125，圓整=34
可計算出中間軸與倒擋軸的中間距A′
81mm
倒擋軸與第二軸的中心距A″
=123.75mm
校核倒擋傳動比==7.67
修正后各擋的傳動比為：
=7.56, =4.296, =2.67, =1.608 =1.00，
=7.67
3.2.6齒輪精度的選擇
根據(jù)推薦，提高高擋位齒輪的性能，取～為6級，～為7級。
3.2.7 螺旋方向
由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力，設(shè)計時應(yīng)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(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋，第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設(shè)計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消（但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的），而此時第二軸沒有軸向力作用。
3.2.8齒輪變位系數(shù)的選擇和計算
采用變位系數(shù)，除了避免齒輪產(chǎn)生干涉、根切和配湊中心距以外，還因為變速器不同擋位的齒輪在彎曲強(qiáng)度、接觸強(qiáng)度、使用平穩(wěn)性、耐磨性及抗膠合能力等方面有不同的要求，采用齒輪變位就能分別予以兼故。齒輪變位是提高齒輪壽命的有效方法。
對實際中心距等于已知中心距時，采用高度變位，反之采用角度變位。由于角度變位可獲得良好的齒合性能及傳動質(zhì)量,故較多被采用.
變速器齒輪是斷續(xù)工作的,各擋使用條件不同,齒輪經(jīng)常承受循環(huán)負(fù)荷,有時還承受沖擊負(fù)荷。使用表明,變速器齒輪大多是因為齒面剝落和疲勞斷裂而損壞的,因此,變位系數(shù)只要應(yīng)按提高接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。對于常用的高擋齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，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)。為提高接觸強(qiáng)度,應(yīng)使所選用的變位系數(shù)盡可能取大些,這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低擋齒輪，由于齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞的載荷較大，有時會出現(xiàn)小齒輪的彎曲強(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)，此時小齒輪的變位系數(shù)大于零。為提高耐磨性及抗膠合能力，應(yīng)使所選用的變位系數(shù)能降低兩齒合齒輪的相對滑動系數(shù)，并使兩齒輪齒根外的滑動系數(shù)趨于平齊。利用變位系數(shù)封閉圖分配變位系數(shù)是目前較好的一種方法，它比較全面地綜合了各種限制條件和各種傳動質(zhì)量指標(biāo)。使用該圖分配變位系數(shù)可不必校核是否干涉，根切，齒頂變尖以及重合系數(shù)過低等情況。
3.2.9變位系數(shù)的計算:
通過軟件六藝方圓計算出個嚙合齒輪副分配系數(shù)。
分配變位系數(shù)：
X1 =0.4 X2 =－0.04 X3 =0.25 X4 =－0.25 X5 =0.125
X6 =-0.125 X7 =-0.125 X8 =-0.125 X9 =－0.325X10 =0.325 X11 =-0.25 X12 =0.125 X13 = -0.125
3.2.10 計算所得齒輪參數(shù)
各個參數(shù)具體數(shù)值如表3-2所示（表中齒形系數(shù)y是通過查齒形系數(shù)圖得出的，即查汽車設(shè)計第4版P97圖3-19）：
表3-3
Z
13
44
19
40
26
33
b
30
26
30
26
30
26
β
25.21°
20.53°
20.53°
4
4
4
21°54′51″
21°14′19″
21°14′19″
5.600
2.400
5.000
3.000
4.500
3.500
3.400
6.600
4.000
6.000
4.500
5.500
57.396
194.263
81.154
170.851
111.053
140.952
68.596
199.063
91.154
176.851
120.053
147.952
50.596
181.063
73.154
158.851
102.053
129.952
x
0.4
-0.4
0.25
-0.25
0.125
-0.125
17.553
59.410
23.134
48.703
31.657
40.180
y
0.158
0.127
0.148
0.134
0.146
0.135
Z14
Z12
Z13
Z
33
26
38
17
34
21
15
21
b
26
30
26
30
26
30
26
30
β
20.53°
0°
0°
0°
4.0
4.5
4.5
4.5
4.27
4.5
4.5
4.5
21°14′19″
20°
20°
20°
3.500
4.500
3.038
5.962
3.375
5.625
5.063
3.375
5.500
4.500
7.087
4.163
6.750
4.500
5.063
6.750
140.952
111.053
171.000
76.500
153.00
94.500
67.50
94.5.00
147.952
120.053
177.075
88.425
159.75
105.750
77.625
105.75
129.952
102.053
156.825
68.175
139.50
85.500
57.375
85.5
x
-0.125
0.125
-0.325
0.325
-0.25
0.25
0.125
-0.25
40.180
31.657
41
17
34
21
15
21
y
0.135
0.146
0.130
0.154
0.137
0.151
0.126
0.151
注：直齒圓柱齒輪： 斜齒圓柱齒輪：
齒頂高=（＋－）； 端面模數(shù)=/；
齒根高=（+ －）； 分度圓直徑=；
齒頂高系數(shù)=1.0； （其它可根據(jù)直齒齒輪的公式來計算）
頂隙系數(shù)=0.25；
齒頂圓直徑=+2；
齒根圓直徑=-2；
分度圓直徑=
齒高=+
3.3 變速器齒輪的校核
3.3.1 齒輪的損壞形式
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。
3.3.2輪齒強(qiáng)度計算
圖3-2 齒形系數(shù)圖
.1)輪齒彎曲強(qiáng)度計算
（1）直齒輪彎曲應(yīng)力
（3-3）
式中，為彎曲應(yīng)力（MPa）；為圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；為齒寬（mm）；為端面齒距（mm），，為模數(shù)；為齒形系數(shù)（由表3-2得出）。
又 ，為齒數(shù)，故
（3-4）
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用請按去應(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。
計算得各直齒彎曲應(yīng)力為：
163.6492MPa， 327.0947MPa，173.5567MPa，522.7924MPa =3280.3669MPa，=289.1945
（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力
（3-5）
式中，為圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm），
，為法向模數(shù)（mm）；為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角（°）；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.50；為齒寬（mm）；為法向齒距（mm），；為齒形系數(shù)（由表3-2得出）； 為重合度影響系數(shù)，=2.0。
將以上有關(guān)參數(shù)代入（3-5），得
（3-6）
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對貨車，許用應(yīng)力為100~250MPa。
計算得各斜齒彎曲應(yīng)力為：
=197.27058MPa，=83.6670MPa，=139.7090MPa，=90.2856MPa，=110.4865MPa，
=108.6264MPa，=108.6264MPa，=110.4864MPa。
2) 輪齒接觸應(yīng)力
（3-7）
式中，為輪齒的接觸應(yīng)力（）；為池面上的法向力（N），；
為圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），為齒輪螺旋角（°）；為齒輪材料的彈性模量（MPa）；為齒輪接觸的實際寬度（mm）；、為主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪、
，斜齒輪、；、為主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
將上述有關(guān)參數(shù)代入（3-7），得
直齒輪： （3-8）
斜齒輪： （3-9）
將作用在變速器第一軸上的載荷（為發(fā)動機(jī)最大扭矩）作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表3-4。
表3-4 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
——（《汽車設(shè)計》第4版P98）
變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、15MnCr5、20MnCr5、25MCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。本次設(shè)計所用齒輪材料為20CrMnTi，其彈性模量。
計算得各齒輪的接觸應(yīng)力為：
直齒輪：=661.2452MPa =920.3561MPa =664.9393MPa =1219.3814MPa =959.4042Mpa，=787.6583
斜齒輪：=1062.0679MPa =620.1140MPa =826.8950MPa =612.1687MPa =665.2787MPa =634.3184MPa =634.3184MPa =665.2787MPa
(注：齒輪的接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度的計算程序及結(jié)果見附錄)
3.4變速器軸的設(shè)計計算
3.4.1軸的功用及設(shè)計要求
變速器在工作時，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)有足夠的的剛度和強(qiáng)度。軸的剛度不足，在負(fù)荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。
設(shè)計變速器軸時主要考慮以下問題：軸的結(jié)構(gòu)形狀，軸的直徑、長度、軸的剛度和強(qiáng)度、軸上花鍵形式和尺寸等。
軸的結(jié)構(gòu)主要依據(jù)變速器結(jié)構(gòu)布置的要求，并考慮加工工藝，裝配工藝而最后確定。
3.4.2初選軸的直徑
在已知中間軸式變速器中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑d≈0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值：對第一軸和中間軸，d/L=0.16~0.18；對第二軸，d/L=0.18~0.21。已知A=126mm，則第二軸和中間軸中部直徑
d=0.45×126mm≈6.7mm
第一軸花鍵部分直徑d（mm）可按下式初選
（3-10）
式中，K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6，取K=4.2；為發(fā)動機(jī)最大扭矩（N·m），
=450 N·m，故第一軸花鍵部分直徑 d=32.18mm，取d=33mm。
與中間軸齒輪常嚙合的第二軸齒輪，常裝在青銅襯套或滾針軸承上，也有的直接裝在軸上，這就能夠增大軸的直徑因而增加軸的剛度。
軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)
修正。
第二軸各軸段最小軸徑：= （是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)，取=100） ,因為 T=9.55××，而 ，可得=/9.55×
其中： P——軸傳遞的功率（）；
——軸的轉(zhuǎn)速，；
T——軸所受的扭矩；
——發(fā)動機(jī)最大扭矩；
——各擋傳動比；
——傳動效率，取=96%。
故第二軸各軸段最小軸徑為：
齒輪1處：35.63mm
齒輪3處：41.74mm
齒輪5處：49.43mm
齒輪7處：57.92mm
齒輪9處：69.93mm
齒輪11處：70.27mm
當(dāng)軸截面上開著鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮對軸的強(qiáng)度減弱，同步器花鍵增加5％，中間軸有兩鍵槽且直徑小于10
收藏