中間軸式變速器課程設(shè)計

1、<p>　　第一章 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案</p><p>　　1.1變速器傳動方案的選擇與分析</p><p>　　機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。變速器傳動方案分析與選擇</p><p>　　機(jī)械式變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。</p>

2、<p>　　其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè)計的很大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機(jī)縱置時直接輸出動力。</p><

3、p>　　而中間軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。</p><p>　　對不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不

4、同[5]。而傳動系的檔位數(shù)與汽車的動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的聯(lián)系。就動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率的機(jī)會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機(jī)在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產(chǎn)率，降低運輸成木。不過，增加檔數(shù)會使變速器機(jī)構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復(fù)雜。 </p><p>　　綜上所述，由于此次設(shè)計的汽車為：中間

5、軸式五檔（五檔為直接檔）商用車</p><p>　　1.2 倒檔方案的確定</p><p>　　倒檔布置選擇方案適用于全部齒輪均為常嚙合的齒輪，換擋輕便。如下圖</p><p>　　1.3換擋操縱裝置方案的確定</p><p>　　倒檔設(shè)置在變速器左側(cè)或右側(cè)，在結(jié)構(gòu)上均能實現(xiàn)，不同之處是掛到當(dāng)時駕駛員移動變速桿的方向改變了，為防止無掛倒檔，一

6、般在掛倒檔時設(shè)有一個掛到當(dāng)時克服彈簧所產(chǎn)生的力，來提醒駕駛員本次設(shè)計選的變速器檔桿換擋位置與順序如下圖：</p><p>　　1.4變速器總傳動方案的確定</p><p>　　由以上的內(nèi)容可以基本設(shè)計出檔位布置，如下圖：</p><p>　　1-一軸常嚙合齒輪 2-中間軸常嚙合齒輪 3-二軸四擋齒輪 4-中間軸四擋齒輪</p><p>　　5

7、-二軸三擋齒輪 6-中間軸三擋齒輪 7-二周二擋齒輪 8-中間軸二擋齒輪</p><p>　　9-二軸一擋齒輪 10-中間軸一擋齒輪 11-二軸倒擋齒輪 12-中間軸倒擋齒輪</p><p>　　13-倒擋中間齒輪。</p><p>　　第二章 變速器的設(shè)計與計算</p><p>　　2.1汽車基本參數(shù)的確定</p><

8、p><b>　　商用車（中間軸式）</b></p><p>　　最高車速(km/h) 95</p><p>　　總質(zhì)量（kg） 4000</p><p>　　額定功率(kW) 62.5</p><p>　　最大功率轉(zhuǎn)速(r/min) 3350<

9、;/p><p>　　最大轉(zhuǎn)矩(N?m) 196</p><p>　　最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速(r/min) 1850</p><p>　　輪胎 6.50R20</p><p>　　2.2主要參數(shù)的選擇和計算 </p><p>　　2.2.1擋數(shù)的確定</p>

10、<p>　　不同類型的汽車的檔數(shù)也不是相同的，主要決定于汽車的類型 燃油經(jīng)濟(jì)性 總質(zhì)量等等。轎車轎車變速器傳動比變化范圍較小，過去常采用三個或四個擋位。但近年來為了提高燃油經(jīng)濟(jì)性多采用五個擋。輕型貨車變速器總質(zhì)量在3.5t以下多用四檔，為了降低油耗經(jīng)常也會增加一個擋位總質(zhì)量在3.5t~10t多用五檔變速器；大于10t的汽車用六個或者個更多擋位的變速器。</p><p>　　本次設(shè)計汽車為商用車 總質(zhì)

11、量為4t 所以檔數(shù)初選為五個擋位</p><p>　　2.2.2. 傳動比范圍</p><p>　　變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達(dá)到的

12、最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 本設(shè)計最高檔傳動比為1。</p><p>　　2.2.3.變速器各檔傳動比的確定</p><p>　　1）確定主減速器傳動比的</p><p>　　發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為[12]：</p><p&g

13、t;<b>　?。?.1）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——汽車行駛速度（km/h）；</p><p>　　——發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）；</p><p>　　——車輪滾動半徑（m）；</p><p><b>　　——變速

14、器傳動比；</b></p><p>　　——主減速器傳動比。</p><p>　　已知：最高車速==95 km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.78；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格6.50R20得到=420(mm)；發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速==3350（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式：</p><p>　　2）最抵檔傳動比計算</p&g

15、t;<p>　　按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）[13]。用公式表示如下：</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　G

16、 ——車輛總重量(N)；</p><p>　　——坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面μ=0.01~0.02)；</p><p>　　——發(fā)動機(jī)最大扭矩(N·m)；</p><p>　　——主減速器傳動比；</p><p><b>　　——變速器傳動比；</b></p><p>　　——為

17、傳動效率（96%）；</p><p>　　R ——車輪滾動半徑；</p><p>　　——最大爬坡度（商用車要求能爬上30%的坡，大約）</p><p>　　由公式（3.2）得：</p><p><b>　　（3.3）</b></p><p>　　已知：m=4000kg；；；r=0.42m；

18、N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：</p><p>　　滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下：</p><p><b>　　（3.4）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——驅(qū)動輪的

19、地面法向反力，（滿載時軸荷分配75%）；</p><p>　　——驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或瀝青路面可取0.5~0.6之間。</p><p>　　已知：前輪軸荷kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：</p><p>　　所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是：</p><p>　　初選一檔傳動比為6。</p><p&

20、gt;<b>　　3）變速器各檔速比</b></p><p>　　按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比，即：</p><p>　　2.2.4.中心距的選擇</p><p>　　中間軸式變速器初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算[14]：</p><p><b>　　（3.5）</b></p><

21、p><b>　　式中：</b></p><p>　　A ——變速器中心距（mm）；</p><p>　　——中心距系數(shù)，商用車=8.6~9.6；</p><p>　　——發(fā)動機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為196（N·m）；</p><p>　　——變速器一檔傳動比為6；</p><p>　　

22、——變速器傳動效率，取96%。</p><p>　?。?.6~9.6）=（8.6-9.6）10.41=89.548~99.936mm</p><p>　　轎車變速器的中心距在86～97mm范圍內(nèi)變化。</p><p>　　也可以由發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩來確定</p><p><b>　　式中：</b></p>&l

23、t;p>　　A ——變速器中心距（mm）；</p><p>　　——中心距系數(shù)，商用車=16~19；</p><p>　　——發(fā)動機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為196（N·m）；</p><p>　　（16~19）=（17-19）5.838=98.749~110.927mm</p><p>　　綜上所述 初取A=100mm。</

24、p><p>　　2.2.5.變速器的外形尺寸</p><p>　　變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。</p><p>　　乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：</p><p><b>　　mm</b><

25、/p><p>　　初選長度為285mm。</p><p>　　2.2.6.齒輪參數(shù)的選擇</p><p><b>　　1、模數(shù)</b></p><p>　　選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面

26、考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。</p><p>　　表3.2　汽車變速器齒輪法向模數(shù)</p><p>　　表3.3　汽車變速器常用齒輪模數(shù)</p><p>　　根據(jù)表3.2及3.3.一擋和倒檔定為4.0mm,其他擋定位3.5</p><p&

27、gt;<b>　　。</b></p><p><b>　　2、壓力角</b></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(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。</p><p>　　對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°

28、等小些的壓力角。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[15]。 </p><p>　　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°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。</p><p>　　本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20

29、°。</p><p><b>　　3、螺旋角</b></p><p>　　齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 </p><p>　　試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)

30、上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。</p><p>　　本設(shè)計初選螺旋角全部為25°。</p><p><b>　　4、齒寬</b></p><p>　　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)度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。&l

31、t;/p><p>　　考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導(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。</p><p>

32、;　　通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：</p><p>　　斜齒，取為6.0～8.5，取7.0</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0，</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　采用

33、嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取4mm。</p><p><b>　　5、齒頂高系數(shù)</b></p><p>　　齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到

34、的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。</p><p>　　在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。</p><p>　　本設(shè)計取為1.00。</p><p>　　2.2.7.各擋齒輪齒數(shù)的分配及齒輪變位計算&

35、lt;/p><p>　　在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。一、二、三、四、五擋選用斜齒輪，倒擋選用直齒輪。</p><p>　　1、確定一擋齒輪的齒數(shù) </p><p>　　中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12~17之間選用，最小為12~14，取=14，一擋齒輪為斜齒輪。</p><p&g

36、t;　　一擋傳動比為 （1.4）</p><p>　　為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， </p><p>　　斜齒 （1.5）</p><p>　　==45.3取整為46</p><p>　　即=-=46-14=32</p&

37、gt;<p>　　2、對中心距進(jìn)行修正</p><p>　　因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。</p><p>　　==101.5mm取整為A=102mm。</p><p>　　對一擋齒輪進(jìn)行角度變位：</p><p><

38、;b>　　分度圓壓力角</b></p><p><b>　　∴</b></p><p><b>　　端面嚙合角</b></p><p><b>　　=°</b></p><p><b>　　=22.19°</b><

39、;/p><p>　　查變位系數(shù)線圖得： =0.31</p><p>　　中心變動系數(shù) </p><p>　　齒頂降低系數(shù) =-</p><p>　　計算精確值：A= º=25.5º</p><p><b>　　一擋齒輪參數(shù)：<

40、/b></p><p>　　分度圓直徑 =32×4/cos25.5=141.9mm</p><p>　　=14×4/cos25.5=62.08mm</p><p>　　齒頂高 ==4.86mm</p><p><b>　　==3.62mm</b&g

41、t;</p><p>　　齒根高 ==3.4mm</p><p><b>　　==5.36mm</b></p><p>　　齒全高 =9.74mm</p><p>　　齒頂圓直徑 =141.9+2×4.86 =151.62mm</p

42、><p>　　=62.08+2×3.62=69.32mm</p><p>　　齒根圓直徑 ==135.1mm</p><p><b>　　==51.36mm</b></p><p>　　當(dāng)量齒數(shù) ==43.54</p><p><b>

43、;　　==19.05</b></p><p>　　2、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)</p><p>　　由式（1.4）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比</p><p>　　==2.625 （2.6）</p><p>　　常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即</p>&

44、lt;p><b>　?。?.7）</b></p><p><b>　　==52.61</b></p><p>　　由式（2.6）、（2.7）得=14.51，=38.1取整為=15，=38，則：</p><p><b>　　==5.79</b></p><p>　　對常嚙合

45、齒輪進(jìn)行角度變位：</p><p>　　理論中心距 ==102.83mm</p><p>　　端面嚙合角 tan==0.398</p><p><b>　　=21.98</b></p><p>　　嚙合角 ==0.935</p>

46、;<p><b>　　=20.8</b></p><p>　　變位系數(shù)之和 </p><p><b>　　=－0.48</b></p><p>　　.255 </p><p>　　中心距變動系數(shù) =</p><

47、p>　　齒頂降低系數(shù) =-=-0.243</p><p>　　分度圓直徑 ==58.20mm</p><p>　　==147.45mm</p><p>　　齒頂高 ==5.23mm</p><p><b>　　==1.79mm</b><

48、;/p><p>　　齒根高 ==3.5mm</p><p><b>　　==6.93mm</b></p><p>　　齒全高 ==8.73mm</p><p>　　齒頂圓直徑 =58.20+2×5.23=68.66mm</p><p&

49、gt;　　=147.45+2×1.79=151.03mm</p><p>　　齒根圓直徑 =58.20-2×3.5=51.20 mm</p><p>　　=147.45-2×6.93=133.59mm</p><p>　　當(dāng)量齒數(shù) ==20.41</p><p

50、><b>　　==51.7</b></p><p>　　3.確定二擋嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)</p><p>　　齒輪的模數(shù)為3.5，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，</p><p><b>　?。?.8）</b></p><p><b>　　==1.513</b></p&

51、gt;<p><b>　?。?.9） </b></p><p>　　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</p><p><b>　?。?.10）</b></p><p>　　由式（3.8）、（3.9）、（3.10）得=，=56，取=34，=22</p><p>

52、;<b>　　==3.91</b></p><p>　　對二擋齒輪進(jìn)行角度變位：</p><p>　　理論中心距 ==101.45mm</p><p>　　端面嚙合角 tan==0.376</p><p><b>　　=20.72</b></p&

53、gt;<p>　　嚙合角 ==0.93</p><p><b>　　=21.98</b></p><p>　　變位系數(shù)之和 </p><p><b>　　=0.37</b></p><p><b>　　.31

54、 </b></p><p>　　中心距變動系數(shù) =</p><p>　　齒頂降低系數(shù) =-=0.21</p><p>　　分度圓直徑 ==123.188mm</p><p><b>　　==79.71mm</b></p>

55、<p>　　齒頂高 ==3.85mm</p><p><b>　　==2.975mm</b></p><p>　　齒根高 ==3.29mm</p><p><b>　　==4.16mm</b></p><p>　　齒全高 ==

56、7.84mm</p><p>　　齒頂圓直徑 =123.188+2×3.85=130.89mm</p><p>　　=79.71+2×2.975=85.66mm</p><p>　　齒根圓直徑 =123.188-2×3.29=116.6mm</p><p>

57、　　=79.71-2×4.16=71.39mm</p><p>　　當(dāng)量齒數(shù) ==37.73</p><p><b>　　==24.42</b></p><p>　　4.確定三擋嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)</p><p>　　三擋齒輪為斜齒輪，齒輪的模數(shù)為3.5，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，<

58、/p><p>　　=0.967 （3.11）</p><p><b>　?。?.12）</b></p><p>　　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</p><p>　　=1.41 （3.13）</p><p>　　由式

59、（3.11）、（3.12）、（3.13）得=，=27，=28</p><p><b>　　==2.443</b></p><p>　　對三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋?lt;/p><p>　　理論中心距 ==101.74mm</p><p>　　端面嚙合角 tan==0.38<

60、/p><p><b>　　=21.05</b></p><p>　　嚙合角 ==0.937</p><p><b>　　=20.42</b></p><p>　　變位系數(shù)之和 </p><p><b>　　

61、=0</b></p><p><b>　　.11 </b></p><p>　　中心距變動系數(shù) =</p><p>　　齒頂降低系數(shù) =-=-0.07</p><p>　　分度圓直徑 ==99.89mm</p><

62、p>　　==103.59mm</p><p>　　齒頂高 ==3.36mm</p><p><b>　　==4.13mm</b></p><p>　　齒根高 ==4.76mm</p><p><b>　　==3.99mm</b></p>

63、<p>　　齒全高 ==8.12mm</p><p>　　齒頂圓直徑 =99.89+2×3.36=104.61mm</p><p>　　=103.59+2×4.13=111.85mm</p><p>　　齒根圓直徑 =99.89-2×4.76=90.3

64、7mm</p><p>　　=103.59-2×3.99=95.61mm</p><p>　　當(dāng)量齒數(shù) ==31.84</p><p><b>　　==33.02</b></p><p>　　（3）四擋齒輪為斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，</p><p&

65、gt;　　=0.617 （3.14）</p><p><b>　?。?.15）</b></p><p>　　=1.16 （3.16）</p><p>　　由（3.14）、（3.15）、（3.16）得=，=21，=33，則：</p><p><b>　　

66、==1.612</b></p><p>　　對四擋齒輪進(jìn)行角度變位：</p><p>　　理論中心距 ==102.27mm</p><p>　　端面嚙合角 tan==0.39</p><p><b>　　=21.30</b></p><p&g

67、t;　　嚙合角 ==0.94</p><p><b>　　=20.1</b></p><p>　　變位系數(shù)之和 </p><p><b>　　=0.08</b></p><p><b>　　.22 </b>

68、</p><p>　　中心距變動系數(shù) =</p><p>　　齒頂降低系數(shù) =-=0.15</p><p>　　分度圓直徑 ==79.55mm</p><p><b>　　==125mm</b></p><p>　　齒頂高

69、 ==2.205mm</p><p><b>　　==4.025mm</b></p><p>　　齒根高 ==5.145mm</p><p><b>　　==3.325mm</b></p><p>　　齒全高 ==7.35mm</p>

70、<p>　　齒頂圓直徑 =79.55+2×2.205=83.96mm</p><p>　　=125+2×4.025=133.05mm</p><p>　　齒根圓直徑 =79.55-2×5.145=69.26mm</p><p>　　=125-2×3.325=

71、118.35mm</p><p>　　當(dāng)量齒數(shù) ==26.58</p><p><b>　　==41.77</b></p><p>　　5、確定倒擋齒輪齒數(shù)</p><p>　　倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=

72、22，=15，則：</p><p><b>　　==74mm</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(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為</p><p>　　=2×102－4×（15+2）－4</p><p><b>

73、　　=132mm</b></p><p>　　=－2=31.75mm </p><p><b>　　Z11取31</b></p><p>　　為了保證齒輪11和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取為31</p><p>　　計算倒擋軸和第二軸的中心距</p><p><

74、;b>　　==106mm</b></p><p><b>　　計算倒擋傳動比 </b></p><p><b>　　==5.4</b></p><p><b>　　對齒輪進(jìn)行變?yōu)椋?lt;/b></p><p>　　U· =

75、=20°</p><p>　　查變位系數(shù)線圖得： =0</p><p>　　中心變動系數(shù) =0</p><p>　　齒頂降低系數(shù) =-=0</p><p><b>　　一擋齒輪參數(shù)：</b></p><p>　　分度圓直徑

76、 =124mm</p><p><b>　　=60mm</b></p><p><b>　　=88 mm</b></p><p>　　齒頂高 =4.1mm</p><p><b>　　=3.6mm</b></p><

77、;p><b>　　=4.4mm</b></p><p>　　齒根高 =4.1mm</p><p><b>　　=4.1mm</b></p><p><b>　　=4.1</b></p><p>　　齒全高 =9.74mm

78、</p><p>　　齒頂圓直徑 =132mm</p><p><b>　　=68mm</b></p><p><b>　　=96mm</b></p><p>　　齒根圓直徑 =104.73mm</p><p><b>　

79、　=41.02mm</b></p><p><b>　　=78.8</b></p><p>　　當(dāng)量齒數(shù) =31</p><p><b>　　=15</b></p><p><b>　　=22</b></p><p>

80、;　　本節(jié)首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各+.擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進(jìn)行變位。 </p><p>　　2.3變速器齒輪的校核</p><p>　　2.3.1.齒輪材料的選擇</p>

81、;<p>　　速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒這段、齒面疲勞剝落、移動換擋輪齒端部破壞以及齒面膠合。所以變速器齒輪必須進(jìn)行校核：</p><p>　　1、滿足工作條件的要求 </p><p>　　不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。</p><

82、;p>　　2、合理選擇材料配對 </p><p>　　如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。</p><p>　　3、考慮加工工藝及熱處理工藝 </p><p>　　變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：</p>

83、;<p>　　時滲碳層深度0.8～1.2</p><p>　　時滲碳層深度0.9～1.3</p><p>　　時滲碳層深度1.0～1.3</p><p>　　表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48</p><p>　　對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。</p>&

84、lt;p>　　對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，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)化材料晶面粒[13]。</p><p>　　2.3.2.各軸的轉(zhuǎn)矩計算</p><p>　　發(fā)動機(jī)最大扭矩為196N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率98%。</p><p&

85、gt;　　Ι軸 ==196×99%×98%=190.16N.m</p><p>　　中間軸 ==176.576×0.98×0.99×38/15=467.38N.m</p><p>　　Ⅱ軸 一擋=467.38×0.98×0.99×32/14=1036.45N.m&l

86、t;/p><p>　　二擋=467.38×0.98×0.99×34/22=700.78N.m</p><p>　　三擋=467.38×0.98×0.99×27/28=437.25.m</p><p>　　四擋=467.38×0.98×0.99×21/33=288.55N.m<

87、/p><p>　　倒檔軸 =467.38×0.99×22/15=678.64 N.m</p><p>　　倒擋 =678.64×0.98×0.99×32/22=957.69N.m</p><p>　　2.3.3輪齒彎曲強(qiáng)度校核</p><p><b>　　1、斜齒輪彎曲應(yīng)力&

88、lt;/b></p><p>　　圖4.1 齒形系數(shù)圖</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　式中：—計算載荷（N·mm）；</p><p>　　—法向模數(shù)（mm）；</p><p><b>　　—齒數(shù)；</b></p>

89、;<p>　　—斜齒輪螺旋角（°）；</p><p>　　—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；</p><p>　　—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4.1中查得；</p><p><b>　　—齒寬系數(shù)=7.0</b></p><p>　　—重合度影響系數(shù)，=2.0。</p><p>

90、　　當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)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(yīng)力，</p><p>　　=32，=14，=0.154，=0.162，=1036.45N.m，=467.38N.m</p><p><b>　　=25.5&

91、#176;</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=202,.287MPa<100～250MPa</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=198.2MPa<100～250MPa</p><p>　?。?/p>

92、2）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力</p><p>　　=15，=38，=0.12，=0.115，=190.16N.m，=467.38N.m，=25.5</p><p>　　=151.67MPa<100～250MPa</p><p>　　=153.55MPa<100～250MPa</p><p>　?。?）計算二擋齒輪7，8的彎曲

93、應(yīng)力，</p><p>　　=34，=22，=0.167，=0.135，=700.78N.m，=467.38N.m，=15°</p><p>　　=189.76MPa<100～250MPa</p><p>　　=241.96MPa<100～250MPa</p><p>　?。?）計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力</p&

94、gt;<p>　　=27，=28，=0.135，=0.149，=437.25N.m，=467.38N.m，=18.8</p><p>　　=180.74MPa<100～250MPa</p><p>　　=168.79MPa<100～250MPa</p><p>　?。?）計算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力</p><p>

95、　　=21，=33，=0.123，=0.131，=288.55N.m，=467.38N.m，=22.4</p><p>　　=164.38Pa<100～250MPa</p><p>　　=159.09MPa<100～250MPa</p><p><b>　　2、直齒輪彎曲應(yīng)力</b></p><p><

96、b>　　（4.2）</b></p><p>　　式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；</p><p>　　—計算載荷（N.mm）；</p><p>　　—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；</p><p>　　—摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點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；<

97、;/p><p><b>　　—齒寬（mm）；</b></p><p><b>　　—模數(shù)；</b></p><p>　　—齒形系數(shù)，如圖4.1。</p><p>　　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、倒擋直齒輪許用彎曲應(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

98、輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。</p><p>　　（1）計算倒擋齒輪13，14，15的彎曲應(yīng)力</p><p>　　=32，=15，=22，=0.148，=0.118，=0.137，=957.69N.m，=467.38N.m，=678.64 N.m</p><p>　　=426.935MPa<400～850MPa</p><p>　　=681

99、.39MPa<400～850MPa</p><p>　　= 475.384MPa<400～850MPa</p><p>　　2.3.4.齒輪接觸應(yīng)力校核</p><p><b>　　輪齒接觸應(yīng)力σj</b></p><p><b>　　（4.3）</b></p><p

100、>　　式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；</p><p>　　F—齒面上的法向力(F/)</p><p>　　F1—計算載荷（2Tg/d；</p><p>　　—節(jié)圓直徑(mm)；</p><p>　　—節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）；</p><p>　　—齒輪材料的彈性模量（MPa

101、）；</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>　　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。</p><p>　　

102、彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬</p><p>　　表4.1　變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力</p><p>　　（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力</p><p>　　=1036.45N.m，=467.38N.m，==4×7=28</p><p><b>　　=11.769mm</b

103、></p><p><b>　　=26.90mm</b></p><p>　　=1732.59MPa<1900～2000MPa</p><p>　　=1759.014MPa<1900～2000MPa</p><p>　?。?）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力</p><p>　　=19

104、0.16N.m，=487.58N.m，==24.5</p><p><b>　　=27.95</b></p><p>　　=1260.262MPa<1300～1400MPa</p><p>　　=1241.338MPa<1300～1400MPa</p><p>　　（3）計算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力</

105、p><p>　　=700.78N.m，=467.38N.m，==24.5</p><p><b>　　=14.11</b></p><p><b>　　=21.80</b></p><p>　　=1392.197MPa<1300～1400MPa</p><p>　　=151

106、4.951MPa<1300～1400MPa</p><p>　?。?）計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力</p><p>　　=437.25N.m，=467.38N.m，==24.5</p><p><b>　　=18.70</b></p><p><b>　　=18.03</b></p>

107、;<p>　　=1290.713MPa<1300～1400MPa</p><p>　　=1310.396MPa<1300～1400MPa</p><p>　?。?）計算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力</p><p>　　=288.55N.m，=467.38N.m，==24.5</p><p><b>　　=23.

108、11</b></p><p><b>　　=14.70</b></p><p>　　=1215.983MPa<1300～1400MPa</p><p>　　=1234.839MPa<1300～1400MPa</p><p>　　（6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力</p>&

109、lt;p>　　=957.69N.m，=687.64N.m，=467.38N.m，==28</p><p><b>　　mm,mm</b></p><p>　　=4×22=88mm</p><p><b>　　=21.88</b></p><p><b>　　=10.26&l

110、t;/b></p><p><b>　　=15.05</b></p><p>　　=1205.87MPa<1900～2000MPa</p><p>　　=1514.96MPa<1900～2000MPa</p><p>　　=1461.65MPa<1900～2000MPa</p>&l

111、t;p>　　第三章 軸的設(shè)計和尺寸設(shè)計</p><p>　　3.1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計</p><p>　　3.1.1軸的工藝要求</p><p>　　倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上

112、的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8[15]。</p><p>　　對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度[16]。</p><p>　　對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。</p><p>　　對

113、于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少[17]。</p><p>　　3.1.2.初選軸的直徑</p><p>　　在已知中間軸式變速器中心距時，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>　　第一軸花鍵部分直徑（m

114、m）可按式（5.1）初選</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；</p><p>　　—發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。</p><p>　　第一軸花鍵部分直徑=23.2～26.68mm取25mm；第二軸最大直徑=45.9～61.2mm取55mm；中間軸最大直徑

115、=45.9～61.2mm取55mm</p><p>　　第二軸：；第一軸及中間軸：</p><p>　　第二軸支承之間的長度=261.9～305.56mm取265mm；</p><p>　　中間軸支承之間的長度=305.56～343.75mm取305mm，</p><p>　　第一軸支承之間的長度=138.8～156.25mm取140mm&

116、lt;/p><p>　　3.2.軸的強(qiáng)度驗算</p><p>　　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)有足夠的剛度和強(qiáng)度，因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設(shè)計變速器時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗和一直條件初選軸的直

117、徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗算。</p><p>　　3.2.1各擋齒輪的受力計算</p><p>　　作用于齒面上的法向力Fn =Ft/可分解為互相垂直的三個力 圓 周力 徑向力 軸向力</p><p>　?。?）一擋齒輪9，10的圓周力、</p><p><b>　　圓周力</b></p>

118、<p><b>　　N</b></p><p><b>　　徑向力： </b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　?。?）常嚙合齒輪1，2的圓周力、</p><p>　　（3）二擋齒輪7，8的圓周力、</p><p&g

119、t;　　（4）三擋齒輪5，6的圓周力、</p><p>　?。?）四擋齒輪3，4的圓周力、</p><p>　?。?）倒檔齒輪11，12，13的圓周力、、</p><p>　　3.2.2.軸的剛度計算</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（5.2）、（5.3）、（5.4）計算</p>

120、<p><b>　　（5.2）</b></p><p><b>　?。?.3）</b></p><p><b>　　（5.4）</b></p><p>　　式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；</p><p>　　—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；</p

121、><p>　　—彈性模量（MPa），=2.1×105MPa；</p><p>　　—慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；</p><p>　　、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；</p><p>　　—支座間的距離（mm）。</p><p><b>　　軸的全

122、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(yīng)超過0.002rad。</p><p>　?。?）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，</p><p><b>　　可以不必計算</b></p>

123、<p>　?。?）二軸的剛度,選擇軸最細(xì)的地方進(jìn)行計算</p><p>　　N，=3090.572</p><p><b>　　mm，，mm</b></p><p><b>　?。?）中間軸剛度</b></p><p>　　=16692.14N，=6734.225N</p>

124、<p>　　=25mm，=53.47+37.14=91.5mm，=325mm</p><p>　　3.2.3.軸的強(qiáng)度計算</p><p>　?。?）二軸的強(qiáng)度校核</p><p>　　一檔時撓度最大，最危險，因此校核。</p><p><b>　??；；；</b></p><p><

125、;b>　?。?；；；</b></p><p>　　1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩</p><p><b>　　+=</b></p><p>　　由以上兩式可得=5398.177N，=10796.353N，=1133617.17N.mm</p><p>　　2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩</p>

126、<p><b>　　+=</b></p><p>　　由以上兩式可得=268.01N，=4987.71N，=54138.02N.mm，=448270.44N.mm</p><p><b>　　按第三強(qiáng)度理論得：</b></p><p><b>　　N.mm</b></p>&l

127、t;p>　?。?）中間軸強(qiáng)度校核</p><p><b>　??；；；</b></p><p><b>　?。?；；</b></p><p><b>　?。?；；</b></p><p>　　1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、</p><p><b&g

128、t;　　++=</b></p><p><b>　　+</b></p><p>　　由以上兩式可得=-13768.32N，=13468.48N，=-397560.24N.mm，=348496.92N.mm</p><p>　　2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、</p><p><b>　　+=+<

129、/b></p><p>　　由以上兩式可得=2355.29N，=5493.17N，=68008.99N.mm，=132314.49N.mm，=142135.77N.mm</p><p><b>　　按第三強(qiáng)度理論得：</b></p><p><b>　　N.mm</b></p><p><

130、;b>　　N.mm</b></p><p>　　第4章 .軸承的選擇與壽命計算</p><p>　　4.1.一軸軸承的選擇與壽命計算</p><p><b>　　1、初選軸承型號</b></p><p>　　由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號30208，轉(zhuǎn)速=1850r/min，查《機(jī)械設(shè)計實踐》該軸

131、承的=42800N，=59800N，=0.37，預(yù)期壽命=30000h</p><p>　　2、計算軸承當(dāng)量動載荷</p><p>　　=3454.754/2922.573=1.12＞=0.37。查《機(jī)械設(shè)計原理與設(shè)計》，則=0.4，查《機(jī)械設(shè)計實踐》=1.6。</p><p>　　，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機(jī)械設(shè)計原理與設(shè)計》。</p>&

132、lt;p>　?。?.2～1.8）取=1.2</p><p>　　=1.2（0.4×2922.573+1.6×3454.754）=9353.79N</p><p>　　3、計算軸承的基本額定壽命</p><p>　　，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。</p><p>　　=40889h＞=30000h合

133、格[19,20]。</p><p>　　4.2.二軸軸承的選擇與壽命計算</p><p><b>　　1、初選軸承型號</b></p><p>　　由工作條件和軸頸直徑初選二軸軸承型號30208，查《機(jī)械設(shè)計實踐》該軸承的=42800N，=59800N，=0.37，預(yù)期壽命=30000h</p><p><b>