2t輕型貨車機械傳動式變速箱設(shè)計畢業(yè)設(shè)計

1、<p><b>　　畢業(yè)設(shè)計說明書</b></p><p>　　2t輕型貨車機械傳動式變速箱設(shè)計</p><p>　　2 Tons Of Light Trucks Mechanical Transmission Gearbox Design</p><p>　　學(xué) 院（系）： 機械工程學(xué)院 </p>

2、<p>　　專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 </p><p>　　學(xué) 生 姓 名： </p><p>　　學(xué) 號： </p><p>　　指 導(dǎo) 教 師：

3、 </p><p>　　評 閱 教 師： </p><p>　　完 成 日 期： 2014年06月10日 </p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　變速箱是傳動系中的主要部件。它用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。本次設(shè)計的主要內(nèi)容

4、包括變速箱傳動機構(gòu)布置方案的確定，變速箱主要參數(shù)如擋數(shù)、傳動比范圍、中心距、各擋傳動比、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸的設(shè)計校核，同步器、操縱機構(gòu)及箱體的設(shè)計。在設(shè)計的過程中，本文根據(jù)輕型貨車變速箱的設(shè)計要求和車輛動力傳動系統(tǒng)自身的特點，參考多篇文獻資料，以及變速箱設(shè)計圖冊，設(shè)計出中間軸式變速箱。</p><p>　　關(guān)鍵詞：變速箱;齒輪；傳動系統(tǒng)</p><p><b>

5、;　　Abstract</b></p><p>　　Transmission is the main power train components. It is used to change the engine's torque spread and wheel speed. The main design contents include the layout program of tra

6、nsmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, gear parameters and the number of each gear, the design and verification

7、of gears and shafts, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design req</p><p>　　Keywords: Transmission；Gear；The transmission system

8、 目 錄</p><p>　　摘要..................................................................I</p><p>　　Abstract..............................................................I</p><p>

9、;　　引言..................................................................1</p><p>　　1.輕型載貨汽車主要參數(shù)的確定..........................................2</p><p>　　1.1 質(zhì)量參數(shù)的確定.................................

10、.................2</p><p>　　1.2 發(fā)動機的選型....................................................2</p><p>　　1.2.1根據(jù)已知數(shù)據(jù)對發(fā)動機最大功率進行估算........................3</p><p>　　1.2.2發(fā)動機主要性能指標(biāo)的選擇.....

11、...............................3</p><p>　　2.變速箱的設(shè)計與計算..................................................5 </p><p>　　2.1 變速箱的檔位數(shù)和傳動比..........................................5</p><

12、;p>　　2.1.1 確定檔位數(shù)和各檔速比......................................5</p><p>　　2.1.2 檔位數(shù)的確定..............................................7</p><p>　　2.2. 設(shè)計方案的確定........................................

13、.........8</p><p>　　2.2.1兩軸式....................................................8</p><p>　　2.2.2 三軸式...................................................8</p><p>　　2.2.3液力機械式 ........

14、.......................................9</p><p>　　2.2.4 確定方案.................................................9</p><p>　　2.3 零件的結(jié)構(gòu)分析.................................................10</p>

15、<p>　　2.3.1齒輪形式.................................................10</p><p>　　2.3.2 軸的結(jié)構(gòu)分析............................................11</p><p>　　2.3.3 軸承形式...................................

16、.............11</p><p>　　2.3.4 換擋機構(gòu)形式............................................12</p><p>　　2.4 主要參數(shù)的選擇和計算...........................................12</p><p>　　2.4.1 中心距..........

17、........................................12</p><p>　　2.4.2 變速器的外形尺寸........................................12</p><p>　　2.4.3 齒輪參數(shù) ...............................................13</p><

18、p>　　2.4.4 各檔齒輪齒數(shù)的分配......................................16</p><p>　　2.4.5 變位系數(shù)的選擇與計算....................................20</p><p>　　3 變速箱主要零部件的校核計算.........................................23

19、</p><p>　　3.1 齒輪的材料及熱處理............................................23</p><p>　　3.2 齒根彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力的計算方法..........................23</p><p>　　3.2.1 直齒齒輪彎曲應(yīng)力............................

20、............23</p><p>　　3.2.2 斜齒齒輪彎曲應(yīng)力........................................24</p><p>　　3.2.3 齒輪接觸應(yīng)力計算........................................24</p><p>　　3.2.4 各檔位齒輪強度的驗算.........

21、...........................25</p><p>　　3.3 變速箱軸的驗算................................................28</p><p>　　3.3.1 確定軸的結(jié)構(gòu)............................................28</p><p>　　3.3

22、.2 確定軸的尺寸............................................28</p><p>　　3.3.3 軸的校核................................................29</p><p>　　4 同步器的設(shè)計...................................................

23、....32</p><p>　　4.1 同步器的結(jié)構(gòu)...................................................32</p><p>　　4.2 同步器的工作原理...............................................34</p><p>　　4.3 主要參數(shù).............

24、..........................................35 </p><p>　　5 變速箱的操縱機構(gòu)...................................................38</p><p>　　5.1 變速箱操縱機構(gòu)應(yīng)滿足的條件.....................................38</p

25、><p>　　5.2 變速箱操縱換擋方案的選擇.......................................38</p><p><b>　　引 言</b></p><p>　　變速箱是汽車傳動系中最主要的部件之一。變速箱由變速傳動機構(gòu)和變速操縱機構(gòu)兩部分組成。變速傳動機構(gòu)的主要作用是改變轉(zhuǎn)距和轉(zhuǎn)速的數(shù)值和方向；操縱機構(gòu)的主要作用是

26、控制傳動機構(gòu)，實現(xiàn)變速箱傳動比的交換，即實現(xiàn)換檔，以達到變速變距。本設(shè)計為輕型貨車五檔變速箱設(shè)計，設(shè)計中一檔和倒檔齒輪為直齒圓柱齒輪，其他檔位的齒輪為斜齒圓柱齒輪，用了兩個同步器。本設(shè)計先對輕型貨車進行了總體計算，選出作用的發(fā)動機，然后由發(fā)動機開始，進入到變速箱的詳細(xì)設(shè)計計算，確定了本設(shè)計的傳動方案，對齒輪進行了彎曲強度和接觸疲勞強度的校核，之后對軸進行了校核，最后介紹了一些同步器設(shè)計的知識和變速箱操縱機構(gòu)的知識。</p>

27、<p>　　第1章 輕型載貨車主要參數(shù)確定</p><p>　　1.1 質(zhì)量參數(shù)的確定</p><p>　　商用貨車的總質(zhì)量ma由整備質(zhì)量m0、載質(zhì)量me和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即 ma=m0+me+65n1 本設(shè)計主要參數(shù)如表1.1所示。</p><p>　　表1.1 主要質(zhì)量參數(shù)</p><p>　　1.2

28、 發(fā)動機的選型</p><p>　　1.2.1根據(jù)已知數(shù)據(jù)對發(fā)動機最大功率進行估算</p><p>　　由公式： （1.1）</p><p>　　其中____傳動系統(tǒng)效率，對單級主減速器型驅(qū)動橋的42汽車取0.90；</p><p>　　____重力加速度，此處取9.8m/;</p><p&g

29、t;　　____滾動阻力系數(shù)，對貨車取0.02；</p><p>　　----空氣阻力系數(shù)，對貨車取0.8--1.0，此處取0.8；</p><p>　　-----汽車正面投影面積，對貨車有</p><p>　　為前輪距，對于本設(shè)計輕型貨車取</p><p>　　為汽車正面投影面積，此處</p><p><b&g

30、t;　??；</b></p><p>　　-----最高車速，本例為120km/h (已知）；</p><p>　　-----汽車總質(zhì)量，此處為4130kg；</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)，得： </b></p><p>　　=1/0.90（4130×9.8×0.02×12

31、0/3600+0.8×2.34×1203/71640）</p><p><b>　　= 84.4kw</b></p><p>　　1.2.2發(fā)動機主要性能指標(biāo)的選擇</p><p>　　發(fā)動機最大功率與相應(yīng)轉(zhuǎn)速</p><p>　　根據(jù)給定的比功率和最大總質(zhì)量，可得：</p><p

32、>　　為滿足動力性能要求，所選發(fā)動機的功率不應(yīng)小于此值，故比較上述兩個結(jié)果后，滿足設(shè)計要求的最大功率。</p><p><b>　　查表1.2得</b></p><p>　　表1.2 最大功率轉(zhuǎn)速的范圍（r/min)</p><p>　　發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和相應(yīng)的轉(zhuǎn)速</p><p><b>　　發(fā)動機

33、最大轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　查相關(guān)資料的的值在1.4至2.0之間，在此取1.6，計算得</p><p>　　----最大功率時相應(yīng)的轉(zhuǎn)速；</p><p>　　---最大轉(zhuǎn)矩時相應(yīng)的轉(zhuǎn)矩；</p><p>　　發(fā)動機主要參數(shù)如表1.3</p><p>　　表1.3本設(shè)計發(fā)動機主要參數(shù)</p&

34、gt;<p>　　第2章 變速箱的設(shè)計與計算</p><p>　　2.1變速箱的檔位數(shù)和傳動比</p><p>　　不同類型汽車的變速箱，其檔位數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較?。s為3～4），過去常用3個或4個前進檔，但近年來為了提高其動力性尤其是燃料經(jīng)濟性，多已采用5個前進檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為5～6，其他貨車為7以上，其中總質(zhì)量在3.5t以下者

35、多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加1個超速檔；總質(zhì)量為3.5～l0t多用五檔變速器；大于l0t的多用6個前進檔或更多的檔位。</p><p>　　選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。</p><p>　　2.1.1確定檔位數(shù)和各檔速比</p><p>　　一般來

36、說，汽車發(fā)揮最大車速時對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速就是最大功率時的轉(zhuǎn)速。輕型車輪輪胎尺寸根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)可選用6.00R16LT，即輪胎名義寬度為6.00英寸，輪輞名義直徑為16英寸，貨車輪胎扁平率為90---100，在此取90，則輪胎直徑可以計算為：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　則車輪半徑為r=0.34m。</p><p&

37、gt;　　確定傳動系最大傳動，要考慮三個問題：最大爬坡度，一檔最大動力因數(shù)、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系最大的傳動比通常是變速器一檔傳動比與主減速器傳動比的乘積，即：</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　a.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：</p><p>　　（2.3）

38、 </p><p><b>　　各表達式展：</b></p><p><b>　　（2.4）</b></p><p>　　則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為：</p><p>　?。?.5） </p>

39、<p>　　式中 ——汽車總質(zhì)量；</p><p><b>　　——重力加速度；</b></p><p>　　——道路阻力系數(shù)，此處取0.02；</p><p><b>　　——最大爬坡要求；</b></p><p>　　——驅(qū)動車輪的滾動半徑；</p><p>　

40、　——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；</p><p>　　——主減速比4.40；</p><p>　　——汽車傳動系的傳動效率，此處取0.9。</p><p>　　本課題變速器igh=1，該貨車的最大爬坡度約為30%，即=16.7°，</p><p><b>　　（2.5）</b></p><p>&

41、lt;b>　　=</b></p><p><b>　　=4.713</b></p><p>　　即一檔傳動比大于4.713，即可以滿足爬坡度的要求。</p><p>　　b.根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定</p><p>　　一檔傳動比還應(yīng)滿足附著條件：</p><p><

42、;b>　　（2.6）</b></p><p>　　對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式：</p><p><b>　?。?.7）</b></p><p>　　取=0.7，式子中為后軸軸載，可以從汽車設(shè)計手冊中查得； 回代得：</p><p><b>　　綜上：暫取。</b>

43、;</p><p>　　因此，此變速器傳動比范圍為1---6.00，傳動系統(tǒng)最大傳動比為=4.406=26.4 （2.2）</p><p>　　2.1.2檔位數(shù)確定</p><p>　　增加變速箱的檔位數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。但是，檔位數(shù)越多，變速箱的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使得輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋頻率也會增高。</p>

44、<p>　　在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速箱的檔位數(shù)會使得變速箱相鄰的低檔和高檔之間的傳動比值減小，使得換擋工作容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各個檔位的傳動比。實際上，汽車傳動系各檔位傳動比大體上按照等比級數(shù)分配的。因此，各檔位傳動比的大致關(guān)系為：</p><p>　?。╭為各檔之間的傳動比）（2.8）</p><p>　　因此，各檔傳動比為 &

45、lt;/p><p>　?。?.9） </p><p><b>　?。?.10）</b></p><p><b>　　（2.11）</b></p><p><b>　　.......</b></p><p>　　若為五檔變速箱，且，則各檔傳動比

46、與q有如下關(guān)系：</p><p><b>　?。?.12）</b></p><p><b>　　（2.13）</b></p><p><b>　?。?.14）</b></p><p><b>　?。?.15）</b></p><p>

47、;<b>　　若檔位數(shù)為n,有</b></p><p><b>　　（2.16）</b></p><p><b>　　暫定檔位數(shù)為5，則</b></p><p>　　對于選擇的檔位數(shù)有如下要求：</p><p>　　為了減小換擋難度，相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下；<

48、;/p><p>　　高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔位區(qū)相鄰檔位之間的比值小。</p><p>　　綜上，選擇5檔位滿足要求。則各個檔位速比大致為：</p><p>　　2.2 設(shè)計方案的確定</p><p>　　輕型載貨車變速箱一般選用機械式變速箱，它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。采用這種變速箱的輕型載貨車通常有3～5個前進檔和一

49、個倒檔。</p><p>　　最近幾年液力機械變速箱和機械式無級變速箱在汽車上的應(yīng)用越來越廣泛，根據(jù)目前廣泛使用變速器的種類，以及應(yīng)用的范圍，初步擬定三種設(shè)計方案。</p><p><b>　　2.2.1 兩軸式</b></p><p>　　兩軸式變速箱結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高。兩軸式變速箱的第二軸（即輸出軸）與主減速器主

50、動齒輪做成一體。當(dāng)發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪；當(dāng)發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔位均采用常嚙合齒輪（斜齒圓柱齒輪）傳動,但兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損。這種結(jié)構(gòu)適用于發(fā)動機前置、前輪驅(qū)動或發(fā)動機后置、后輪驅(qū)動的轎車和微、輕型貨車上，其特點是輸入軸和輸出軸平行，無中間軸。</p><p><

51、b>　　2.2.2 三軸式</b></p><p>　　三軸式變速箱的第一軸常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩．因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小, 其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況

52、下仍然可以獲得大的一檔傳動比，但除了直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低，適用于傳統(tǒng)的發(fā)動機前置、后輪驅(qū)動的布置形式。 </p><p>　　2.2.3 液力機械式</p><p>　　由液力變矩器和齒輪式有級變速箱組成,其特點是傳動比可在最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內(nèi)作無級變化，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價高，傳動效率低。</p><p>　　2.2.4 確定方案<

53、/p><p>　　由于輕型載貨車一般是傳統(tǒng)的發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動的布置形式，同時考慮到制造成本以及便于用戶維護等因素，再結(jié)合變速箱的特點和任務(wù)書的要求，現(xiàn)選用機械三軸式變速箱。 </p><p>　　倒檔的形式及布置方案：</p><p>　　倒檔的使用率不高，所以，直齒滑動齒輪方案換入倒檔被普遍采用。</p><p>　　圖2.1常見倒檔布置方

54、案</p><p>　　如圖2.1所示是常用的倒檔布置方案，經(jīng)過對比比較，本次設(shè)計用g)所示的倒檔方案。</p><p>　　綜上，該五檔變速箱傳動方案如下：</p><p>　　圖2.2 五檔變速箱傳動方案示意圖</p><p><b>　　各檔速比計算如下：</b></p><p>　　一檔傳

55、動比: (2.17)</p><p>　　二檔傳動比: (2.18)</p><p>　　三檔傳動比: (2.19)</p><p>　　四檔傳動比: (2.20)</p><p>　　五檔傳動比:

56、 </p><p>　　倒檔傳動比: (2.21)</p><p>　　2.3 零部件的結(jié)構(gòu)分析</p><p><b>　　2.3.1齒輪型式</b></p><p>　　本設(shè)計中采用斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪，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；缺點是制造時

57、稍微復(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檔和倒檔。</p><p>　　2.3.2軸的結(jié)構(gòu)分析</p><p>　　變速箱軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結(jié)構(gòu)形狀除應(yīng)保證其強度與剛度外，還應(yīng)考慮齒輪、軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有密切關(guān)系。</p><p>

58、;　　第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動配合。</p><p>　　第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應(yīng)增大，可增強軸的剛度。當(dāng)一檔、倒檔采用滑動齒輪掛檔時，第二軸的相

59、應(yīng)花鍵則采用矩形花鍵及動配合，這時不僅要求磨削定心的外徑，一般也要磨削鍵齒側(cè)，而矩形花鍵的齒側(cè)磨削要比漸開線花鍵容易。</p><p>　　變速器中間軸分為旋轉(zhuǎn)式及固定式兩種。</p><p>　　旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。其上的一檔齒輪常與軸做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過盈配合與軸連接以便于更換。</p><p>　　固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，

60、與殼體呈輕壓配合并用鎖片等作軸向定位。剛度主要由支承于其上的連體齒輪（寶塔齒輪）的結(jié)構(gòu)保證。僅用于當(dāng)殼體上無足夠位置設(shè)置滾動軸承和軸承蓋時。</p><p><b>　　2.3.3軸承型式</b></p><p>　　變速箱多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗算其壽命。</p>&l

61、t;p>　　第一軸前軸承（安裝在發(fā)動機飛輪內(nèi)腔中）采用向心球軸承：后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸承或者圓錐滾子軸承，因為它不僅受徑向負(fù)荷而且承受向外的軸向負(fù)荷。為便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。</p><p>　　第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的單列向心球軸承或者圓錐滾子軸承，因為它也要承受向外的軸向力。某些轎車往往在加長的第二軸后端設(shè)置輔助支承

62、，并選擇向心球軸承。</p><p>　　旋轉(zhuǎn)式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承不承受軸向力，因為在該處布置軸承蓋困難；后軸承為帶止動槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應(yīng)力求相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。中間軸軸承的徑向尺寸常受中心距尺寸限制，故有時采用無內(nèi)圈的短圓柱滾子軸承。</p><p>　　2.3.4換擋機構(gòu)形式</p><p>　　此變速箱換擋機

63、構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。</p><p>　　2.4主要參數(shù)的選擇和計算</p><p><b>　　2.4.1 中心距</b></p><p>　　中心距對變速箱的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選：</p>&l

64、t;p>　　(2.22) </p><p>　　式中 ——中心距系數(shù)。對轎車取8.9～9.3；對貨車取8.6～9.6；對多檔主變速器，取9.5～11對本設(shè)計，輕型貨車去9.4；</p><p>　　——變速箱處于1檔時的輸出轉(zhuǎn)矩，； （2.23) </p><p>　　——發(fā)動機最大

65、轉(zhuǎn)矩，N?m；</p><p>　　——變速箱的1檔傳動比；</p><p>　　——變速箱的傳動效率，取0.96。</p><p>　　由公式（2.23）得：</p><p>　　=226×6×0.96</p><p>　　=1301.76N·m</p><p>

66、　　由公式（2.22)得:</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　2.4.2 變速箱的外形尺寸</p><p>　　變速箱的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，設(shè)計初可根據(jù)中心距A的尺寸參用下列關(guān)系初選。</p><p>　　貨車變速箱殼體的軸向尺寸：</p>

67、<p>　　四檔（2.4～2.8）A</p><p>　　五檔（2.7～3.0）A</p><p>　　六檔 （3.2～3.5）A</p><p>　　初選軸向尺寸:（2.7～3.0）A=（2.7～3.0）×103=278～309mm</p><p>　　對于本設(shè)計輕型貨車，五檔變速箱的軸向尺寸取310mm.&

68、lt;/p><p>　　變速箱殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。</p><p><b>　　2.4.3齒輪參數(shù)</b></p><p><b>　　a.齒輪模數(shù)m</b></p><p>　　齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選擇模數(shù)時應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小

69、模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速箱的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應(yīng)重視減小質(zhì)量。</p><p>　　根據(jù)圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數(shù)m與彎曲應(yīng)力之間有如下關(guān)系：</p><p><b>　　直齒輪模數(shù)</b></p><p>　　(2.24)

70、 </p><p>　　式中 ——計算載荷，N?mm；</p><p>　　——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65；</p><p>　　——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9；</p><p><b>　　——齒輪齒數(shù)；</b></p><p&g

71、t;　　——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4～7.0；</p><p>　　——齒形系數(shù)，見圖3-3。齒高系數(shù)相同、節(jié)點處壓力角不同時：，，，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時，；</p><p>　　——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時，直齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。</p><p>　　圖2.3 齒形系數(shù)y（當(dāng)載荷作用在齒頂,α=20°,f0=1.0）</p>&

72、lt;p>　　根據(jù)參考同類車型，初選第一軸的軸齒輪的齒數(shù)z=19，查圖3-3得y=0.125。</p><p>　　由公式（3-8）得：</p><p>　　≈2.734～3.515</p><p>　　從輪齒應(yīng)力的合理性及強度考慮,每對齒輪應(yīng)有各自的模數(shù),但出于工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案。表3-1給出了汽車變速箱齒輪模數(shù)范圍。</p>

73、;<p>　　表2.1汽車變速箱齒輪的法向模數(shù)mn</p><p>　　設(shè)計時所選模數(shù)應(yīng)符合國標(biāo)GB1357-78規(guī)定（表3-2）并滿足強度要求。</p><p>　　由表2.1并且參照同類車型選取一檔和倒檔齒輪模數(shù)選取m=3.5，其他檔位齒輪選取模數(shù)m=3.0。</p><p>　　嚙合套和同步器的結(jié)合齒多數(shù)采用漸開線齒形，由于工藝上的原因，同一變速

74、器中的結(jié)合齒模數(shù)相同。按照取用范圍，選取較小的模數(shù)可使得齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取2.0。</p><p>　　b.齒形、壓力角和螺旋角</p><p>　　汽車變速箱齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按下表取值。</p><p>　　表2.2 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角</p><p>　　齒形壓力角較小時，重合度較大，并降低了輪齒剛度

75、，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。試 驗證明對于直齒輪壓力角為28°時強度最高，超過28°強度增加不多；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°。本課題的所有齒輪選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪。</p><p><b>　　c.齒寬b</b>

76、</p><p>　　齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩(wěn)性。齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量，但是齒寬減小使得齒輪傳動平穩(wěn)性的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加；選用寬的齒輪，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使得齒輪沿著齒寬方向的受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。</p&

77、gt;<p>　　第一軸的常嚙合直齒齒輪寬度系數(shù)可以取得大一些，使得接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高平穩(wěn)性和使用壽命。</p><p>　　通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b：</p><p>　?。?.25） </p><p>　　式中 ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.5

78、～8.0，斜齒輪取6.0～8.5；</p><p><b>　　——法面模數(shù)。</b></p><p>　　第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。</p><p>　　由公式（2.25）得：</p><p>　　b=（4.4～7.0）×3.5=15.4～24.5mm,可以確定各擋的

79、齒輪的齒寬。</p><p>　　具體齒輪寬度，根據(jù)對齒輪的強度驗算，來確定。</p><p><b>　　d.齒頂高系數(shù)</b></p><p>　　在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被使用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒輪的齒頂高系數(shù)＝1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用?，F(xiàn)代轎車變速器多采用齒頂高系數(shù)大于1的“高齒齒輪”（或相對于短齒齒輪而言而稱

80、為長齒齒輪），因為它不僅可使重合度增大，而且在強度、噪聲、動載荷和振動等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相對滑動速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于0.3）等問題。本課題的齒頂高系數(shù)＝1.0。</p><p>　　2.4.4 各檔齒輪齒數(shù)的分配</p><p>　　在初選變速箱的檔位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速箱的結(jié)構(gòu)方案簡圖后，即可對各檔齒輪的

81、齒數(shù)進行分配。</p><p><b>　　確定1檔齒輪的齒數(shù)</b></p><p>　　在本設(shè)計中，一檔采用滑動直齒輪9傳動，模數(shù)為3.5，中心距為103，帶入式子</p><p><b>　?。?.26）</b></p><p>　　其中A---中心距；</p><p>

82、;<b>　　m---齒輪模數(shù)</b></p><p>　　---兩嚙合齒輪齒數(shù)之和。</p><p>　　帶入式（2.26）得：=</p><p>　　發(fā)現(xiàn)不為整數(shù)，所以說明中心距選得不太合適，現(xiàn)在將齒數(shù)湊為60，則此時中心距變?yōu)?05mm.</p><p>　　綜上，修正后的中心距為105。</p>&

83、lt;p>　　先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給z9、z10。為了使z9/z10盡量大一些，應(yīng)將z10取得盡量小一些，這樣，在ig1已定的條件下z2/z1的傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承。Z10的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此z10的選定應(yīng)與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速箱中間軸的1檔直齒輪的最小齒數(shù)為12～17。由公式（2.26）得：</p><p>

84、　　初步取z10=112，得出z9=60-12=48。</p><p>　　確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)</p><p>　　由公式（2.17），求出常嚙合傳動齒輪的傳動比，常嚙合傳動齒輪，的中心距和一檔齒輪的中心距相等，由式子</p><p><b>　?。?.27）</b></p><p><b>　　得到：

85、</b></p><p>　　常嚙合齒輪1,2采用斜圓柱齒輪，模數(shù)為=3.0，初步選取螺旋角，帶入以上兩式子，求得，取整得</p><p><b>　　得 ，取整得；</b></p><p>　　核算傳動比：==6.08</p><p>　　計算誤差：％5％ （合格）</p><p>

86、;　　根據(jù)算出來的齒數(shù)，按照式（2.27）算出精確的螺旋角，在——之間，所以螺旋角符合要求。</p><p>　?。?）2檔齒輪副的齒數(shù)：</p><p><b>　　（2.28） </b></p><p>　　聯(lián)立 （2.29）</p><p>　　此外，從抵消或者減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還

87、要滿足以下關(guān)系式</p><p><b>　　（2.30）</b></p><p>　　已知，又貨車斜齒輪螺旋角的選用范圍為18度至24度，這里取，則此時</p><p>　　盡管相差比較大，但基本滿足要求，因為該檔采用斜齒輪，由于常嚙合齒輪的軸向力不可能完全消失，且二檔位較低檔，使用頻率也比較低，而在設(shè)計過程中主要使頻率高的檔位軸向力盡可能減

88、小。</p><p><b>　　將回代得：，；</b></p><p><b>　　取整為：，；</b></p><p>　　由此數(shù)據(jù)即可算出精確的螺旋角：</p><p>　　由（2.29）即可得出。</p><p>　　所以選不合適，改選，由此可得；</p>

89、<p><b>　　計算精確傳動比：</b></p><p><b>　　計算誤差率：</b></p><p><b>　　符合要求。</b></p><p><b>　　三檔齒輪參數(shù)</b></p><p>　　三檔常嚙合齒輪通常是斜齒圓柱

90、齒輪，計算過程與二檔相似，有</p><p>　　， （2.31）</p><p><b>　?。?.32）</b></p><p>　　從低效或者減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還須滿足</p><p>　　, （2.33）</p><p><b>　　計算,</b>&

91、lt;/p><p>　　選，則有，與1.576相比很接近，基本可以滿足軸向力相互抵消的要求，從而可以求得，取整</p><p><b>　　，取整，</b></p><p>　　下面精確計算螺旋角，由，代入數(shù)據(jù)得<</p><p>　　故調(diào)整齒數(shù)，將調(diào)整為40，不變；或者不變，將調(diào)整為25；</p>&l

92、t;p>　　經(jīng)過計算，方案=41 =25 引起的速比誤差較小，故綜上=41 =25 計算此時的精確螺旋角為，</p><p>　　此時=1.37，與1.567相比接近核算傳動比，有</p><p><b>　　速比誤差<0.05</b></p><p><b>　　基本滿足要求。</b></p&

93、gt;<p>　　綜上=41 =25 齒輪副的螺旋角為，</p><p><b>　　四檔齒輪參數(shù)設(shè)計</b></p><p>　　由 （2.34）</p><p><b>　?。?.35）</b></p><p><b>　?。?.36）</b&g

94、t;</p><p><b>　　計算</b></p><p>　　先對進行假設(shè)，假設(shè)，</p><p>　　此時，與1.22接近，基本滿足要求。</p><p>　　現(xiàn)在將回并取整得 </p><p>　　根據(jù)所求得的齒數(shù)，核算傳動比：</p><p>　　算出精確螺旋

95、角，此時</p><p>　　與很接近，可以滿足軸向力互相抵消一部分的要求。</p><p><b>　　五檔為直接檔.</b></p><p>　　確定倒檔齒數(shù)、中心距及傳動比</p><p>　　如傳動示意圖中所示，倒檔齒輪的齒數(shù)，一般在21--23之間，初步選取，之后，便可以計算出中間軸與倒檔軸的中心距,即<

96、/p><p>　　本設(shè)計初步取=21，=22 m=3.5</p><p><b>　　則</b></p><p>　　倒檔齒輪與一檔齒輪，可以選擇相同的齒數(shù)。則可以計算出倒檔軸與第二周的中心距</p><p><b>　?。?.37）</b></p><p>　　則倒檔傳動比為

97、 （2.38）</p><p>　　2.4.5變位系數(shù)的選擇及計算</p><p>　　用范成法切制齒輪時，有時刀具的頂部會過多地切入齒輪根部，因而將齒輪根部的漸開線切去一部分，這種現(xiàn)象被稱為齒輪的根切。嚴(yán)重根切的齒輪，齒輪的抗彎強度降低，對傳動不利，因此要比繆按嚴(yán)重根切的產(chǎn)生。</p><p>　　采用正變位的方法可以避免根切。用齒條刀具加工

98、的齒輪，可消除根切的變位系數(shù)由以下式確定：</p><p><b>　　（2.39）</b></p><p><b>　　式中——齒頂高系數(shù)</b></p><p><b>　　Z——齒輪齒數(shù)</b></p><p><b>　　α——齒形角</b><

99、;/p><p>　　本設(shè)計中有兩個齒輪齒數(shù)小于17，會產(chǎn)生根切。對于齒輪10，其變位系數(shù)為：</p><p>　　對齒輪10取變位系數(shù)為,即可避免齒輪10根切，同時為了保證原有中心距，使齒輪9的變位系數(shù)為，進過計算，當(dāng)齒輪9變位系數(shù)為時，齒輪9不會產(chǎn)生根切。</p><p>　　同理，齒輪13的變位系數(shù)為0.3.</p><p><b>

100、;　　綜上：</b></p><p><b>　　其他齒輪不變位。</b></p><p>　　綜上，各個齒輪參數(shù)如下表</p><p>　　表3.1 齒輪主要參數(shù)</p><p>　　第三章 變速箱主要零部件的校核計算</p><p>　　3.1 齒輪的材料及熱處理</p>

101、;<p>　　現(xiàn)代汽車變速箱齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合,以大大提高其接觸強度,彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應(yīng)考慮到其機械加工性能及制造成本。</p><p>　　國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。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)化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要

102、進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下[4]：</p><p>　　mn≤3.5 滲碳深度0.8～1.2mm</p><p>　　3.5＜mn＜5 滲碳深度0.9～1.3mm</p><p>　　mn≥5 滲碳深度1.0～1.6mm</p><p>　　滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為H

103、RC58～63，心部硬度為HRC33～48。</p><p>　　本課題變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。</p><p>　　3.2 齒根彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力的計算方法</p><p>　　3.2.1直齒齒輪彎曲應(yīng)力</p><p><b>　　（3.1）</b></p><p>　　式中

104、---計算載荷 N.m;</p><p>　　---應(yīng)力集中系數(shù)，此設(shè)計取1.65；</p><p>　　---摩擦影響系數(shù)。因為主、從動齒輪在嚙合上的摩擦力不同，所以對彎曲應(yīng)力的影響也不同。對于主動齒輪，從動齒輪；</p><p><b>　　m---齒輪模數(shù);</b></p><p><b>　　Z---

105、齒數(shù)；</b></p><p><b>　　---齒寬系數(shù)；</b></p><p>　　y--- 齒形系數(shù)；</p><p>　　---齒輪彎曲應(yīng)力，當(dāng)計算載荷取作用在變速器第一軸上的最大彎矩時，直齒輪許用彎曲應(yīng)力為400---850Mpa；轎車斜齒輪取180---350Mpa;貨車斜齒輪取100---250Mpa;</p&

106、gt;<p>　　3.2.2斜齒齒輪彎曲應(yīng)力</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　式中---計算載荷 N.m ;</p><p>　　---應(yīng)力集中系數(shù)，此處取1.5；</p><p>　　---斜齒輪螺旋角 （o);</p><p><b&g

107、t;　　z---齒數(shù);</b></p><p>　　---法面模數(shù)（mm);</p><p><b>　　y---齒形系數(shù);</b></p><p><b>　　---重合度系數(shù)；</b></p><p><b>　　---齒寬系數(shù)；</b></p>

108、<p>　　當(dāng)計算載荷取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應(yīng)力在180---350MPa,對貨車為100---250MPa.</p><p>　　3.2.3 齒輪接觸應(yīng)力計算</p><p>　　齒輪接觸應(yīng)力可以按照下式計算： （3.3）</p><p>　　式子中---齒輪接觸應(yīng)力（Mpa);</p>

109、<p>　　F---齒面上的法向力（N)；，其中為圓周力（N),,為計算載荷（N.mm),d為節(jié)圓直徑（mm);</p><p>　　---節(jié)點處壓力角（o);</p><p>　　---齒輪螺旋角（o);</p><p>　　E---為齒輪材料彈性模量（Mpa)；</p><p>　　b ---齒輪接觸實際寬度：</p&g

110、t;<p>　　---為主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm);</p><p>　　對于直齒輪有 ；</p><p>　　對于斜齒輪有 ；</p><p>　　將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的需用接觸應(yīng)力如下表：</p><p>　　表3.1 變速箱齒輪的許用接觸應(yīng)力</p>

111、<p>　　3.2.4 各個檔位齒輪強度的驗算</p><p><b>　　一檔直齒輪的驗算</b></p><p>　　A.一檔主動齒輪彎曲應(yīng)力計算</p><p><b>　　則</b></p><p>　　一檔從動齒輪彎曲應(yīng)力計算：</p><p><b

112、>　??；</b></p><p>　　一檔齒輪副接觸應(yīng)力計算：</p><p><b>　　圓周力：</b></p><p><b>　　齒面法向力：</b></p><p><b>　　則</b></p><p>　　綜上，一檔齒輪強

113、度滿足設(shè)計要求。</p><p><b>　　二檔齒輪的驗算</b></p><p>　　二檔主動齒輪彎曲應(yīng)力</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=243 M＜[]<

114、;/b></p><p>　　二檔從動齒輪彎曲應(yīng)力</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=246 M＜[]</b></p><p><b>　　二檔齒輪接觸應(yīng)力<

115、;/b></p><p><b>　　=0.418 </b></p><p><b>　　= 0.418</b></p><p>　　=1167 M＜[]</p><p>　　二檔從動齒輪接觸應(yīng)力</p><p><b>　　三檔齒輪的驗算</b>

116、</p><p>　　三檔主動齒輪彎曲應(yīng)力</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　= 220M＜[]</p><p>　　三檔從動齒輪彎曲應(yīng)力</p><p><b>　　=&l

117、t;/b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=284 M＜[]</b></p><p>　　三檔齒輪接觸應(yīng)力 </p><p>　　=0.418 </p><p>　　= 0.418 </p>

118、;<p>　　=1046 M＜[]</p><p><b>　　四檔齒輪的驗算</b></p><p>　　四檔主動齒輪彎曲應(yīng)力</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=162.

119、67 M＜[]</p><p>　　四檔從動齒輪彎曲應(yīng)力</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=196.56 M＜[]</p><p>　　其他齒輪的驗算與之相似，經(jīng)過驗算，其他齒輪強度也滿足要求。 <

120、/p><p>　　3.3變速箱軸的驗算</p><p>　　3.3.1確定軸的結(jié)構(gòu)</p><p>　　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</p><p>　　中間軸分為

121、旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔齒輪較小，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，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖3.1所示：</p><p><b>　　圖3.1中間軸結(jié)構(gòu)</b></p><p>　　3.3.2 確定軸的尺寸</p><p>　　變速箱軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮

122、加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計時，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)驗公式初步選定：</p><p>　　第一軸和中間軸： （3.4） </p><p>　　第二軸： （3.5） </p>

123、<p>　　式中 ----發(fā)動機的最大扭矩，N·m</p><p>　　為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(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?。?lt;/p><p>　　第一軸和中間軸：d/L=0.160.18；</p><p>　　第二軸：d/L=0.180.21。</p><p>　　3.

124、3.3 軸的校核</p><p>　　由變速箱結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。</p>