12檔變速箱說明書畢業(yè)設計

1、<p><b>　　1緒論</b></p><p><b>　　1.1 前言</b></p><p>　　變速器用于轉(zhuǎn)變發(fā)動機曲軸的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。變速器在汽車中起著重要的作用，它能使汽車以非常低且穩(wěn)定的車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最

2、低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達到的。</p><p>　　隨著汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出更經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題，也是我們作為汽車工程本科畢業(yè)生，必須肩負的重任。在面臨著前所未有的機遇的同時，我們要努力為我們的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。經(jīng)過四年的刻苦學習，我掌握了四十多門基礎知識和專業(yè)知識，閱讀了大量的專業(yè)書籍，為從事汽車行業(yè)的工作打下了

3、堅實的基礎。在大學畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委的要求，進行了這次設計。畢業(yè)設計是對我們在大學期間所學知識的一次檢閱，充分體現(xiàn)了一個設計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。畢業(yè)設計總體質(zhì)量的好壞也直接體現(xiàn)了畢業(yè)生的獨立創(chuàng)造設計能力。由于畢業(yè)設計具有特殊的重要意義，在兩個多月的畢業(yè)設計時間里我們到單位實習，并閱讀了大量的汽車資料，虛心向老師請教，且在老師的指導下，將老師傳授的設計方法運用到自己的設計中，使本次畢業(yè)設計得以順利完成。<

4、/p><p>　　1.2 汽車變速器的功用和要求</p><p><b>　　變速器的功用：</b></p><p>　　1改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；</p><p>　　2在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；<

5、;/p><p>　　3利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。</p><p>　　因此變速器通常還設有倒檔，在不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向的情況下汽車能倒退行駛；設有空擋，在滑行或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。變速器還應能進行動力輸出。</p><p>　　為保證變速器具有良好的工作性能，設計變速器必須滿足以下的使用條件和基本要求：

6、</p><p>　　1應該合理地選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性；</p><p>　　2工作可靠，在使用過程中不應該有自動跳檔、脫檔和換檔沖擊現(xiàn)象發(fā)生；此外，還不允許出現(xiàn)誤掛倒檔的現(xiàn)象；</p><p>　　3操縱輕便，以減輕駕駛員的勞動強度；</p><p>　　4傳動效力高、噪音小。為了減少齒輪的嚙合損失，應設

7、有直接檔。此外合理地齒輪形式以及結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高其制造和安裝精度，都是提高效率和減小噪聲的有效措施。 </p><p>　　5結(jié)構(gòu)緊湊，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制造成本底。</p><p>　　6制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；</p><p>　　7貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關(guān)標準規(guī)定；</p&g

8、t;<p>　　8需要時應設置動力輸出裝置。</p><p><b>　　2變速器的方案論證</b></p><p>　　2.1.變速器傳動機構(gòu)布置方案</p><p>　　1、變速器類型的選擇</p><p>　　本設計是大型貨車車機械式變速器設計，發(fā)動機為前置后驅(qū)形式，故變速器設計將采用十檔中間軸式變速

9、器形式，五檔主變速器加一個兩檔副變速器。</p><p><b>　　2、倒檔形式選擇</b></p><p>　　與前進擋比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。</p><p><b>　　3、齒輪型式選擇</b></p><p>　　變速器

10、用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。</p><p><b>　　4、軸的結(jié)構(gòu)分析</b></p><p>　　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)定心的矩形花健，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

11、利用材料來看，也是需要的。各截面尺寸不應相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應力集中會引起軸斷裂。[4]</p><p><b>　　5、軸承型式</b></p><p>　　變速器多采用滾動軸承，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。至于何處應當采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。[5]</p><p

12、><b>　　6、換擋機構(gòu)形式</b></p><p>　　嚙合套換檔:用嚙合套換檔，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。用嚙合套換檔，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換檔，因此它們都不會過早損壞，但是不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設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，這種換檔方法目

13、前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上使用。這是因為重型貨車檔位間的公比較小，要求換檔手感強，而且在這種車型上又不宜使用同步器（壽命太短）</p><p>　　2.2變速器的傳動效率</p><p>　　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，得到直接檔，因而傳動效率高，磨損小，噪聲也較小。 <

14、;/p><p>　　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。</p><p>　　這次設計的變速器是重型貨車使用，所以采用三軸式變速器。</p><p><b>　　2.3傳

15、動路線</b></p><p>　?、駲n：一軸→1→2→中間軸→10→二軸→9齒輪間的同步器→輸出</p><p>　?、驒n：一軸→1→2→中間軸→8→二軸→7齒輪間的同步器→輸出</p><p>　　Ⅲ檔：一軸→1→2→中間軸→6→二軸→5齒輪間的同步器→輸出</p><p>　?、魴n：一軸→1→2→中間軸→4→二軸→3齒輪間的

16、同步器→輸出</p><p>　　Ⅴ檔：一軸→1齒輪間同步器→二軸→輸出</p><p>　　R檔：一軸→1→2→中間軸→13→12→11→二軸→輸出</p><p><b>　　2.4同步器的選擇</b></p><p>　　同步器是在接合套換擋機構(gòu)基礎上發(fā)展起來的，其中除有前面已述及的接合套、花鍵轂、對應齒輪上的接合

17、齒圈外，還增設了使接合套與對應接合齒圈的圓周速度迅速達到并保持一致的機構(gòu)，以及阻止二者在達到同步之前接合以防止沖擊的結(jié)構(gòu)。</p><p>　　同步器一般有常壓式、慣性式、和自行增力式幾種，其中慣性式同步器較為常用。</p><p><b>　　1.常壓式同步器</b></p><p>　　應用常壓式同步器換擋與用接合套換擋相比較，在工作過程上

18、的區(qū)別，主要在于前者的摩擦作用能使需接合的兩花鍵齒圈迅速達到并保持同步，并且由于帶彈簧的定位銷對接合套的阻力，使兩齒圈在達到同步之前暫不接合。但是，在這種同步器，對接合套的軸向阻力是由彈簧壓力造成的，故其大小有限。如果駕駛員用力過猛，則可能在未達到同步前，接合套便克服彈簧壓力，壓下定位銷而與齒輪的接合齒圈接觸，此時齒間仍將產(chǎn)生沖擊。因此，常壓式同步器工作不可靠，目前較少采用。</p><p><b>　

19、　2.慣性式同步器</b></p><p>　　慣性式同步器與常壓式同步器一樣，都是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但是它可以從結(jié)構(gòu)上保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以避免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。</p><p>　　慣性式同步器又分為：鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、多錐式等幾種：</p><p>　　慣性式同步器能做到換擋時兩換擋元件之間的

20、角速度達到完全相等之前，不允許換擋，因而能完善地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。</p><p>　　按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們的結(jié)構(gòu)不同，但都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。</p><p>　　滑塊式同步器 其本質(zhì)上是鎖環(huán)式同步器，它工作可靠，零件耐用，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制轉(zhuǎn)矩容量不大。而且鎖止面在同步錐環(huán)的接合齒上。齒面磨

21、損大，易失效。它主要用于轎車和輕型的變速器上，故而從汽車安全性方面考慮不宜采用。</p><p>　　鎖環(huán)式同步器 這種同步器的鎖止面在同步錐環(huán)和嚙合套的倒錐面上，省去了同步錐環(huán)的接合齒。這樣可使軸向尺寸變小。目前這種形式的同步器達到了廣泛的應用?？紤]到結(jié)構(gòu)布置上的合理性、緊湊性及錐面產(chǎn)生的摩擦力矩的大小等因素，本次設計中各檔換擋機構(gòu)均采用這種結(jié)構(gòu)形式。</p><p>　　鎖銷式同步器

22、 此種形式的同步器優(yōu)點是零件數(shù)量少，摩擦錐面平均半徑大，轉(zhuǎn)矩容量得到提高，多用于中、重型汽車的變速器中。</p><p><b>　　2.5 軸承形式</b></p><p>　　變速器要求增長傳遞功率與質(zhì)量之比，而且要求工作軸承的可靠性高，容量大，性能好、壽命長，故軸承的選擇比較重要。</p><p>　　一軸和二軸由于轉(zhuǎn)速較高，承受載荷中

23、等，且多為徑向載荷，只有很小的軸向載荷，但要求支撐剛度高，故從以上方面考慮，選用深溝球軸承，二軸前端通過滾針軸承支撐在一軸后段內(nèi)腔中。中間軸由于跨度大，直徑大，質(zhì)量大，而且有相當大的軸向力，同時考慮到軸承蓋的布置問題，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力，而后端采用外圈有擋圈的圓柱滾子軸承。二軸齒輪通過滾針軸承空套在二軸上，倒擋齒輪由于利用率低，且轉(zhuǎn)速也不高，可直接套在倒擋軸上。</p><p&

24、gt;<b>　　2.6軸的結(jié)構(gòu)設計</b></p><p>　　變速器中的軸在工作時承受轉(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)形狀除應保證其強度與剛度外，還應考慮齒輪、同步器及軸承等的安裝，固定它與加工工藝也有密切關(guān)系。</p><p>　　第一軸通常與齒輪作成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花鍵尺寸與離合

25、器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，本次設計采用矩形花鍵。</p><p>　　第二軸制成階梯式，以便于各齒輪的安裝，從受力及合理利用材料來看也是必須的。各截面尺寸不應相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應力集中會引起軸的斷裂。第二軸安裝同步器齒座的花鍵采用矩形花鍵且以小徑定心更為合理。因為矩形花鍵定心精度易從工藝上得到保證，定心精度高。</p><p>　　固定式中間軸為齒輪軸。</p&

26、gt;<p>　　2.7 變速器的操縱機構(gòu)</p><p>　　變速器的操縱機構(gòu)由變速桿、撥叉軸、撥叉、自鎖與互鎖裝置、倒擋安全裝置等組合與變速器蓋上。</p><p>　　變速器的操縱機構(gòu)應滿足以下要求：安全可靠（每次只能掛入一個擋，不誤掛倒擋、不自動脫擋），掛擋準確（換擋后應使齒輪在全齒長嚙合）、結(jié)構(gòu)簡單、操縱輕便、擋位清晰、變速桿的換擋位置合理等。</p>

27、<p>　　按動作原理，變速器操縱機構(gòu)有機械式、液壓式、氣動式、電控式，以及它們之間的組合，其中最常用的是機械式。按變速桿相對于變速器的位置，機械式又可分為直接操縱與遠距離操縱。</p><p>　　直接操縱是最簡單的操縱方案，在各類汽車上得到廣泛應用。依靠手力換擋的變速器稱為手動變速器。而駕駛員手力只通過變速器外部一根杠桿直接完成換擋功能的手動變速器，又稱為直接換擋變速器。近年來單軌式操縱機構(gòu)應用較

28、多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸且各擋用同一組自鎖裝置，因而使操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡化，但它要求換擋行程相等。</p><p>　　遠距離操縱，受布局限制，有些車輛變速器距駕駛員座椅較遠，此時換擋手力需要通過轉(zhuǎn)化機構(gòu)才能完成換擋的功能，這種手動換擋變速器稱為遠距離操縱變速器。這時整套機構(gòu)應有足夠的剛度，且各連接件間隙不能過大，否則換擋手感不明顯，并增加了變速桿顫動的可能性。</p><p>　　本次設計

29、中，采用手動換擋直接操縱變速器。</p><p>　　1.換檔時只允許掛一個檔。這通?？炕ユi裝置來保證，其結(jié)構(gòu)型式有如右圖所示：</p><p>　　圖2-8變速器自鎖與互鎖結(jié)構(gòu)</p><p>　　1-自鎖鋼球2-自鎖彈簧3-變速器蓋 </p><p>　　4-互鎖鋼球5-互鎖銷6-撥叉軸</p><p>　　2.在

30、掛檔的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應設置自鎖裝置（如圖2-8所示）。</p><p>　　汽車行進中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。汽車起步時如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應設置倒檔鎖。&

31、lt;/p><p><b>　　3變速器設計計算</b></p><p>　　3.1變速器主要參數(shù)的選擇</p><p>　　3.1.1傳動比的選擇</p><p>　　汽車在最大爬坡路面上行使時，最大驅(qū)動力應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：</p>

32、<p><b>　　（3-3）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——最大驅(qū)動力；即 = / </p><p>　　——滾動阻力；即 =cos </p><p>　　——最大上坡阻力。即 =sin </p>

33、<p>　　把以上參數(shù)代入（3-3）得：</p><p><b>　　（3-4）</b></p><p>　　以上是根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比，式中：</p><p>　　——發(fā)動機最大扭矩，=911.5 N·m；</p><p>　　——變速器一檔傳動比；</p><p>

34、;　　——主傳動器傳動比，=5；</p><p>　　——汽車總質(zhì)量，＝31000kg；</p><p>　　——道路滾動阻力系數(shù)取0.020；</p><p>　　——傳動系機械效率，取0.84；</p><p>　　——重力加速度；取=9.8；</p><p>　　——驅(qū)動輪滾動半徑，取0.5291m；</p

35、><p>　　——汽車最大爬坡度為30％，即＝</p><p><b>　　取>=12.8</b></p><p>　?。?）根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定</p><p>　　式中——汽車滿載靜止于水平路面時后驅(qū)動橋給地面的載荷；=mg×60%。</p><p>　　——道路的附著

36、系數(shù)，在瀝青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。</p><p>　　則=18.8 </p><p><b>　　所以選=15</b></p><p>　　速器的1檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔為直接檔，本設計變速器次高檔十擋為直接擋,=1.0。[6]</p><p>　

37、　一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系</p><p><b>　?。矗?lt;/b></p><p><b>　　則q=1.35；</b></p><p>　　=15；=11.1；8.22；=6.09；=4.51；=3.34；=2.48；1.83；=1.36；1；</p><p>　　由于我們采取的是一

38、個五檔的主變速器加一個后置副變速器所以，我們組決定主變速器的各傳動比為=15；8.22；=4.51；=2.48；=1.36；副變速器的傳動比為=1；=1.35；</p><p><b>　　3.1.2中心矩A</b></p><p>　　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</p><p>　　初選中心矩A時，可根

39、據(jù)經(jīng)驗公式計算</p><p>　　= (3-5)</p><p>　　—— 中心距系數(shù)：=8.6~9.6,取9.0；</p><p>　　—— 變速器一檔傳動比；</p><p>　　—— 變速器傳動效率：?。?6％；</p><p>　　—— 發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（Nm

40、）；</p><p>　　∴A=9.0×(911.5×15×0.96)1/3</p><p><b>　　取=212mm</b></p><p><b>　　3.2齒輪參數(shù)選擇</b></p><p>　　3.2.1模數(shù)的選擇</p><p>　

41、　影響齒輪模數(shù)選取的因素很多，如齒輪強度、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：合理減少模數(shù)，增加齒寬會使噪聲降低；為了減輕變速器的質(zhì)量，應增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數(shù)，而從齒輪強度方面考慮，各檔齒輪應該有不同的模數(shù)。對貨車，減輕質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應選用大些的模數(shù)。</p><p>　　重型貨車變速器齒輪的模數(shù)為4.5-6，在根據(jù)優(yōu)先數(shù)初步選擇模數(shù)為

42、m=5</p><p>　　3.2.3壓力角α的選擇</p><p>　　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，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為提高重合度以降低噪聲，應采用14.5°,15°，16°，16.5°等小些的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，應選用22.5°或25°等大些的壓力。

43、實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為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有20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。</p><p><b>　　3.2.4螺旋角β</b></p><p>　　選取斜齒輪的螺旋角，應注意到它對齒輪工作噪聲，輪齒的強度和軸向力有影響。

44、在齒輪選取大的螺旋角時，齒輪嚙合重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。隨著β增大，齒的強度也相應提高，不過，當螺旋角大于30°時，抗彎強度急劇下降，會使軸向力及軸承載荷過大。</p><p>　　貨車變速器斜齒螺旋角β的選擇范圍：18°～26°。初選=25°，====20°</p><p><b>　　3.2.5齒寬b</b>

45、;</p><p>　　齒寬的選擇，應注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)行、齒</p><p>　　強度和齒輪工作時受力的均勻程度。</p><p>　　通常根據(jù)模數(shù)（）來選擇齒寬：</p><p>　　直齒：=,為齒寬系數(shù)，取4.5～8.0</p><p>　　斜齒：=，取為6.0～8.5； &

46、lt;/p><p>　　小齒輪的齒寬在計算上認為加寬約5～10，所以有</p><p>　　1、直齒 </p><p>　　=(4.5～8.0)×5=22.5～40(mm)</p><p>　　=30mm, b12=32mm, b13=30mm</p><p>&

47、lt;b>　　2、斜齒 </b></p><p>　　=(6.0～8.0)×5=30～40(mm) </p><p>　　因為本設計中間軸上預定用寶塔齒輪，所以取:</p><p>　　=30mm, =30mm, =30mm, =30mm</p><p>　　=20mm, =30mm, =20mm, =30

48、mm；=30mm；=32mm</p><p><b>　　5）齒頂高系數(shù)</b></p><p>　　一般齒輪的齒頂高系數(shù)＝1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用。</p><p>　　變速器基本參數(shù)列入表2-2：</p><p><b>　　表2-2變速器參數(shù)</b></p><p

49、><b>　　3.3齒輪設計計算</b></p><p>　　3.3.1各檔齒數(shù)Z</p><p>　　齒數(shù)確定原則：各檔齒輪齒數(shù)比應盡可能不是整數(shù), 且各檔齒數(shù)無公約數(shù)。</p><p>　　1 一檔齒輪齒數(shù) </p><p><b>　　一檔傳動比為</b><

50、/p><p>　　為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，一擋齒輪為斜齒齒輪，</p><p>　　=76.8。取整為77。</p><p>　　由= Z9+ Z10進行大小齒輪齒數(shù)分配，為使的動比更大些，取</p><p>　　Z9=59 Z10 =18；</p><p>　　=×(Z9+ Z10)/(2×co

51、s)</p><p>　　=5×(59＋18)/(2 ×cos20°)=204.8mm</p><p><b>　　取＝212mm；</b></p><p>　　/＝ Z10/ Z9 </p><p>　　=15×18/59=10.9；</p><p>　　

52、= ×(+)/(2×cos) </p><p>　　+＝2×212×cos25°/5=76.8</p><p>　　取=14，=63（圓整）；</p><p><b>　　修正</b></p><p>　　=×Z9/(×Z10)

53、 </p><p>　　=59×63/（14×18）</p><p><b>　　=14.75</b></p><p>　　%=|15-14.75|/15=1.6%<5% (合格)；</p><p><b>　　修正<

54、/b></p><p>　　由＝×(+)/（2×cos） </p><p>　　得＝arccos［×(+)/（2×A）］= 24.7°</p><p><b>　　同理</b></p><p>　　β9,10＝arccos［×(Z9+ Z1

55、0)/（2×A）］= 24.7°</p><p>　　2確定二檔齒輪齒數(shù)（取β7,8＝20°）</p><p>　　Z7/ Z8=×/ </p><p>　　=8.22×14/63=1.827</p><p>

56、;　　Z7+ Z8=2××cosβ7,8/ </p><p>　　=2×212×cos20°/5 = 79.6</p><p>　　取Z7=52, Z8=28(圓整)；</p><p><b>　　修正</b></p&

57、gt;<p>　　＝×Z7/（×Z8） </p><p>　?。?3×52/（14×28）</p><p><b>　?。?.35</b></p><p>　　%＝|8.35-8.22|/8.22×1

58、00%</p><p>　?。?.6%<5% (合格)；</p><p><b>　　修正β7,8</b></p><p>　　β7,8＝arccos［( Z7+ Z8)/（2×A）］=19.3° </p><p>　　從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還

59、必須滿足下列關(guān)系式：</p><p>　　tg /tgβ7,8=/(+)×(1+ Z7/ Z8)</p><p>　　tg /tg=1.28</p><p>　　/(+)×(1+ Z7/ Z8)=1.63</p><p>　　|1.8361 -1.3719|=0.4642<0.5 </p><p

60、>　　兩者相差不大，近似認為軸向力平衡。</p><p>　　3確定三檔齒輪齒數(shù)（β5,6＝20°）</p><p>　　Z5/ Z6＝×/ </p><p>　　＝4.51×14/63</p><p><b>

61、;　?。?.00</b></p><p>　　由＝×(+)/2cosβ5,6 </p><p>　　取β5,6＝20°,得</p><p>　　Z5＋Z6＝2××cosβ5,6/</p><p>　　=2×212&

62、#215;cos20°/5=79.6</p><p>　　取Z5＝40，Z6＝40（圓整）；</p><p><b>　　修正</b></p><p>　　=×Z5/（×Z6） </p><p>　　=63&

63、#215;40/（14×40）</p><p><b>　　=4.5</b></p><p>　　%=|4.5-4.51|/4.51×100%=0.22%<5%(合格)</p><p><b>　　修正β5,6</b></p><p>　　β5,6＝arccos［×

64、;(Z5+ Z6)/（2×A）］ </p><p><b>　　=19.3°;</b></p><p>　　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：</p><p>　　tg/tgβ5,6=/(+)×(1+ Z5/ Z6)</p>

65、<p>　　tg/tgβ5,6=1.33</p><p>　　/(+)×(1+/)=1.63</p><p>　　|1.63-1.33|=0.49<0.3</p><p>　　兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。</p><p>　　4確定四檔齒輪齒數(shù)（β3,4＝20°）</p>&l

66、t;p>　　Z3/ Z4＝×/ </p><p>　　＝2.48×14/63</p><p><b>　?。?.55</b></p><p>　　由＝×(Z3+ Z4)/2cosβ3,4

67、 </p><p><b>　　?。?0°,得</b></p><p>　?。?××cosβ3,4/</p><p>　　=2×212×cos20°/5=79.6</p><p>　　取Z3＝29，Z4＝51（圓整）；</p&

68、gt;<p><b>　　修正</b></p><p>　　=×Z3/（×Z4） </p><p>　　=63×29/（14×51）</p><p><b>　　=2.55</b><

69、/p><p>　　%=|2.55-2.48|/2.48×100%=3.1%<5%(合格)</p><p><b>　　修正β3,4</b></p><p>　?。絘rccos［×(Z3+ Z4)/（2×A）］ </p><p><

70、;b>　　=19.3°;</b></p><p>　　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：</p><p>　　tg/tgβ3,4=/(+)×(1+ Z3/ Z4)</p><p>　　tg/tgβ3,4=1.326</p><p>　　/(+)×(1+ Z3/ Z4)=1

71、.28</p><p>　　|1.326-1.28|=0.07<0.5</p><p>　　兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。</p><p><b>　　5確定倒檔傳動比</b></p><p>　　倒擋齒輪采用直齒滑動齒輪，選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與

72、倒擋軸的中心距。初選=23，=22，則：</p><p><b>　　=112.5mm</b></p><p>　　為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為</p><p><b>　　=310mm</b></p><p&g

73、t;　　=60 </p><p><b>　　取=60</b></p><p>　　計算倒擋軸和第二軸的中心距</p><p><b>　　=207.5mm</b></p><p><b>　　計算倒擋傳動比 </b></p><p>

74、;<b>　　=12.27</b></p><p><b>　　7齒輪精度的選擇</b></p><p>　　根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取～為6級，～為7級。</p><p><b>　　8螺旋方向</b></p><p>　　由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力，故設計時應

75、要求中間軸上的軸向力平衡。關(guān)于螺旋角的方向，第一、二軸齒輪采用左旋，這樣可使第一、二軸所受的軸向力直接經(jīng)過軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經(jīng)過軸承的彈性檔圈傳遞。中間軸齒輪全部采用右旋，因此同時嚙合的兩對齒輪軸向力方向相反，軸向力可互相抵消一部分。</p><p><b>　　9材料選擇</b></p><p>　　現(xiàn)代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層

76、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。本次設計的齒輪的材料選用40Cr。</p><p>　　3.4齒輪的強度校核</p><p>　　3.4.1齒輪的損壞形式</p><p>　　齒輪的損壞有以下幾種形式：</p><p><b>　　1輪齒折斷</b></p>

77、<p>　　齒輪在嚙合過程中，齒輪表面承受有集中載荷的作用?？梢园妖X輪看作是懸臂梁，輪齒根部彎曲應力很大，過渡圓角處又有應力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。輪齒折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導致輪齒斷裂。另一種是受到多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度以后，齒輪突然折斷。</p><p>　　為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的彎曲應力

78、，提高齒輪的彎曲強度。采用下列措施，可提高輪齒的彎曲強度：增大輪齒根部齒厚；加大輪齒根部過渡圓角半徑；采用長齒齒輪傳動；提高重合度；使同時嚙合的輪齒對數(shù)增多；使齒面及齒根部過渡圓角處盡量光滑；提高材料的許用應力，如采用優(yōu)質(zhì)鋼材等。</p><p><b>　　2齒面點蝕</b></p><p>　　齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪在潤滑油中工作

79、，齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。而裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量的扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。</p><p>　　提高接觸強度的措施：一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應力降低；另一方面是提高齒面硬度，如采用許用應力大的鋼材等。</p><p><b>　　3齒面膠合</b></

80、p><p>　　高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸應力大，使齒面間潤滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。</p><p>　　防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤滑油，提高油膜強度，使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度，或嚙

81、合齒輪采用不同材料等。</p><p>　　3.4.2圓柱齒輪強度的簡化計算方法</p><p><b>　　1計算各軸的轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　已知發(fā)動機最大扭矩為911.5N.m,齒輪傳動的效率為99%，離合器傳動效率為99%，軸承傳動效率為96%。</p><p>　　I軸 = =866.

82、29N.m</p><p>　　中間軸 = =3704.95N.m</p><p><b>　　II軸 </b></p><p>　　一擋 =3704.95×0.96×0.99×59/18=11541.65N.m</p><p>　　二擋 =3704.95×

83、0.96×0.99×52/28=6539.34N.m</p><p>　　三擋 =3704.95×0.96×0.99×40/40=3521.18N.m</p><p>　　四檔 =3704.95×0.96×0.99×29/51=2002.24N.m</p><p>　　倒擋

84、=3704.95×0.96×0.99×60/22=9603.23N.m</p><p>　　3.4.3、齒輪的強度校核</p><p>　　1）輪齒彎曲強度計算</p><p>　?。?）直齒輪彎曲應力</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p>

85、　　式中：—彎曲應力（MPa）；</p><p>　　—計算載荷（N.mm）；</p><p>　　—應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；</p><p><b>　　—齒形系數(shù)</b></p><p><b>　　—應力校正系數(shù)</b></p><p><b>　　

86、—齒寬系數(shù)</b></p><p>　　當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，倒擋直齒輪許用彎曲應力在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力應取下限。</p><p>　　計算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應力：</p><p>　　=404.04Pa<400～850MPa</p><

87、;p>　　=147.89MPa<400～850MPa</p><p>　　=247.98MPa<400～850MPa</p><p><b>　　2）斜齒輪彎曲應力</b></p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　式中：—計算載荷（N.mm）；</

88、p><p>　　—法向模數(shù)（mm）；</p><p><b>　　—齒數(shù)；</b></p><p>　　—斜齒輪螺旋角（°）；</p><p>　　—應力集中系數(shù)，=1.50；</p><p>　　—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖2-2中查得；</p><p>　　—齒寬

89、系數(shù)=8.0；</p><p>　　—重合度影響系數(shù)，=2.0。</p><p>　　當計算載荷取作用到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擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。</p><p>　　計算一擋齒輪9，10的彎曲應力：</p><p>　　=487.85MPa<650～70

90、0MP</p><p>　　=513.3MPa<650～700MP</p><p>　　其它各擋齒輪彎曲應力按同樣方法計算，列表如表2-3：</p><p>　　表2-3 齒輪彎曲應力</p><p><b>　　3）輪齒接觸應力σ</b></p><p><b>　?。?-10）

91、</b></p><p>　　式中：—輪齒的接觸應力（MPa）；</p><p>　　—計算載荷（N .m）；</p><p>　　—節(jié)圓直徑(mm)；</p><p>　　—節(jié)點處壓力角（°）；</p><p>　　—齒輪螺旋角（°）；</p><p>　　—齒

92、輪材料的彈性模量（MPa）；</p><p>　　—齒輪接觸的實際寬度(mm)；</p><p>　　、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；</p><p>　　、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。</p><p>　　彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=8×5=40mm。<

93、;/p><p>　　變速器齒輪的許用接觸應力如下表：</p><p>　　計算一擋齒輪9，10的接觸應力</p><p>　　=11541.65N.m，=3704.95N.m</p><p><b>　　，</b></p><p>　　=1799.2MPa<1900～2000MPa</p&

94、gt;<p>　　=1845.37MPa<1900～2000MPa</p><p>　　其他檔位齒輪接觸應力按同樣方法計算，列表如表2-4：</p><p>　　表2-4 各檔位齒輪接觸應力</p><p>　　4、計算各擋齒輪的受力</p><p>　　一擋齒輪9，10的受力</p><p>&

95、lt;b>　　N</b></p><p>　　（2）二擋齒輪7，8的受力</p><p>　　三擋齒輪5，6的受力</p><p>　　五擋齒輪3，4的受力</p><p>　　常嚙合齒輪1，2的受力</p><p>　　倒擋齒輪11，12的受力</p><p><b&g

96、t;　　4 軸設計計算</b></p><p><b>　　4.1初選軸的直徑</b></p><p>　　已知中間軸式變速器中心距=212mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：</p><p>　　對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。</p><p>　　第一

97、軸花鍵部分直徑（mm）可按式（4-1）初選:</p><p><b>　　（4-1）</b></p><p>　　式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；</p><p>　　—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。</p><p>　　第一軸花鍵部分直徑=38.78mm～44.60mm，d1=40mm；第二軸最大直徑=95.4～127

98、.2mm，d2=110mm；中間軸最大直徑=95.4～127.2mm ，d中間=110mm</p><p>　　第二軸：；第一軸及中間軸：。</p><p>　　第二軸支承之間的長度=454.28～706.6，=600mm；中間軸支承之間的長度=530～706.67mm，=600mm，第一軸支承之間的長度=242.38～278.75mm，=250mm。</p><p&g

99、t;　　4.2、軸的剛度驗算</p><p>　　若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（4-2）、（4-3）、（4-4）計算</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p><b>　?。?-3）</b></p><p><b>　?。?-4）<

100、;/b></p><p><b>　　軸的全撓度為mm。</b></p><p>　　軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002rad。</p><p>　　二軸受力彎曲示意圖2-3：</p><p>　　圖2-3 二軸受力圖</

101、p><p>　?。?）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。</p><p><b>　　（2）二軸的剛度</b></p><p><b>　　一檔時</b></p><p><b>　　=0.084mm</b></p><p

102、><b>　　=0.11</b></p><p>　　=-0.0011rad0.002rad</p><p><b>　　二檔時</b></p><p><b>　　=0.033mm </b></p><p><b>　　=0.0859</b><

103、;/p><p>　　=-0.000022rad0.002rad</p><p><b>　　三檔時</b></p><p><b>　　=0.0064mm</b></p><p><b>　　=0.016</b></p><p><b>　　四檔時

104、</b></p><p><b>　　=0.031mm</b></p><p><b>　　=0.078</b></p><p><b>　　倒檔時</b></p><p>　　=0.0159mm<0.05～0.10mm</p><p>

105、;　　=0.0437<0.05～0.10mm</p><p>　　=-0.00044rad0.002rad</p><p><b>　　中間軸剛度</b></p><p>　　中間軸受力圖如圖2-4 ：</p><p>　　圖2-4 中間軸受力圖</p><p><b>　　一檔時

106、</b></p><p><b>　　=0.031mm</b></p><p><b>　　=0.079</b></p><p><b>　　二檔時</b></p><p><b>　　=0.033mm</b></p><p

107、><b>　　=0.0859</b></p><p>　　=-0.000022rad0.002rad</p><p><b>　　三檔時</b></p><p><b>　　=0.049mm</b></p><p><b>　　=0.026</b>&

108、lt;/p><p>　　=0.00027rad0.002rad</p><p><b>　　四檔時</b></p><p>　　=0.0133mm </p><p><b>　　=0.0335</b></p><p>　　=0.00009rad0.002rad</p>

109、<p><b>　　常嚙合</b></p><p><b>　　=0.0034mm</b></p><p><b>　　=0.0088</b></p><p>　　=0.0001rad0.002rad</p><p><b>　　倒檔時</b>