汽車設計變速器課程設計

1、<p><b>　　汽車設計課程設計</b></p><p>　　題目: 汽車變速器設計</p><p>　　學 號： </p><p>　　姓 名： </p><p>　　專 業(yè)： 車 輛 工 程 </p><p&g

2、t;　　班 級： </p><p>　　指導老師： </p><p>　　完成日期： </p><p>　　設計題目、要求及任務是：</p><p>　　金杯牌SY6474輕型客車變速器設計（4＋1）檔</p><p><b>　　

3、設計參數(shù)有：</b></p><p>　　發(fā)動機: Memax=173 N·m ；</p><p>　　車速：Vmax=110 Km/h ；</p><p>　　額定轉(zhuǎn)速：n=4000 r/min ；</p><p>　　車輪滾動半徑：R0=0.35 m ；</p><p>　　汽車總質(zhì)量：247

4、0 Kg ；</p><p><b>　　爬坡度：32﹪ ；</b></p><p>　　主減速比：i0=5.375 ；</p><p>　　驅(qū)動輪上法向反作用力：FZ=1181 Kg ；</p><p>　　設計要求：采用中間軸式，全同步器換檔，要進行齒輪參數(shù)設計計算，對一檔齒輪的接觸強度、彎曲應力進行校核計算。<

5、;/p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　目錄3</b></p><p>　　第一章 變速器的功用和要求4</p><p>　　第二章 變速器的方案論證5</p><p>　　第一節(jié) 變速器類型選擇及傳動方案設計5</p>&

6、lt;p><b>　　一、結(jié)構(gòu)工藝性5</b></p><p>　　二、變速器的徑向尺寸5</p><p>　　三、變速器齒輪的壽命5</p><p>　　四、變速器的傳動效率5</p><p>　　第二節(jié) 變速器傳動機構(gòu)的分析5</p><p>　　一、換檔結(jié)構(gòu)形式的選擇5&l

7、t;/p><p>　　二、倒檔的形式及布置方案6</p><p>　　第三節(jié) 變速器操縱機構(gòu)方案分析7</p><p>　　一、變速器操縱機構(gòu)的功用7</p><p>　　二、設計變速器操縱機構(gòu)時，應該滿足以下基本要求7</p><p><b>　　三、換檔位置8</b></p&g

8、t;<p>　　第三章 變速器設計計算9</p><p>　　第一節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇9</p><p><b>　　一、軸的直徑9</b></p><p>　　二. 傳動比的選擇9</p><p><b>　　三、中心矩A10</b></p><p

9、>　　四、齒輪參數(shù)選擇10</p><p>　　第二節(jié) 齒輪的強度校核15</p><p>　　一、齒輪的損壞形式15</p><p>　　二、齒輪強度校核16</p><p><b>　　參考文獻19</b></p><p>　　第一章 變速器的功用和要求</p>

10、<p>　　現(xiàn)代汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機作為動力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化。為了解決這一矛盾，在傳動系中設置了變速器。根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有合適的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。此外，為保證汽車倒車及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器應具有倒檔和空檔。一般的，變速器設有倒檔和空檔，以使在

11、不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向的情況下，汽車能夠倒退行駛和空檔滑行、或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。</p><p>　　為保證變速器具有良好的工作性能，達到使用要求，所以變速器的設計必須要滿足以下的使用條件：</p><p>　　（一）應該合理的選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性；</p><p>　?。ǘ┕?/p>

12、作可靠，操縱輕便。汽車行駛過程中，變速器內(nèi)不應有跳檔、亂檔、換檔等沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。此外，為減輕駕駛員勞動強度，提高行駛安全性操縱輕便性的要求日益突出。——可通過同步器或氣動換檔，自動、半自動換檔來實現(xiàn)；</p><p><b>　　（三）傳動效力高；</b></p><p>　　（四）結(jié)構(gòu)緊湊，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制造成本底。</p><p&g

13、t;　?。ㄎ澹┰胍粜?、為了減少齒輪的嚙合損失，應設有直接檔，此外，還有合理的齒輪型式以及結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高其制造和安裝精度；</p><p><b>　　它的功用：</b></p><p>　　（一）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>　　（二

14、）在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；</p><p>　?。ㄈ├每論酰袛鄤恿鬟f，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>　　第二章 變速器的方案論證</p><p>　　第一節(jié) 變速器類型選擇及傳動方案設計</p><p>　　變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和

15、綜合式的 。 有級變速器根據(jù)前進檔數(shù)目的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；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）式和綜合式的。其中，固定式變速器應用較廣泛，又可分為兩軸式，三軸式和多軸式變速器。</p><p>　　現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。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：</p><p>

16、;<b>　　一、結(jié)構(gòu)工藝性</b></p><p>　　兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速 可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。</p><p>　　二、變速器的徑向尺寸</p><p>　　兩軸式變速器的前進檔均為一對齒輪副，而三軸式變速器則有兩對齒輪副。因此，對于

17、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。</p><p>　　三、變速器齒輪的壽命</p><p>　　兩軸式變速器的低檔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檔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。在直接檔時，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。</p>

18、<p>　　四、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，噪聲也小。</p><p>　　而這次設計的變速器是輕型客車使用，所以采用三軸式變速器。</p><p>　　第二節(jié) 變速器傳動機構(gòu)的分析&l

19、t;/p><p>　　根據(jù)第一節(jié)所述，采用中間軸式變速器，在各檔數(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)，換檔方案和倒檔傳動方案。</p><p>　　一、換檔結(jié)構(gòu)形式的選擇</p><p>　　目前，汽車上的機械式變速器的換檔結(jié)構(gòu)形式有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換檔三種。</p><p><b>　　滑動齒輪換檔</

20、b></p><p>　　通常是采用滑動直齒輪換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的?；瑒又饼X輪換檔的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、容易制造。缺點是換檔時齒端面承受很大的沖擊會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在一檔和倒檔上。</p><p><b>　?。ǘ﹪Ш咸讚Q檔</b></p><p>　　用嚙合套換檔，可以將結(jié)

21、構(gòu)為某傳動比的一對齒輪制造成常嚙合斜齒輪。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，而齒輪又不參與換檔，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，因增設了嚙合套和是、常嚙合齒輪，是變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此，這種換檔方法目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（壽命短，維修不

22、便）。</p><p><b>　?。ㄈ┩狡鲹Q檔</b></p><p>　　現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術(shù)熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性。</p><p>　　一般倒檔和一檔采用結(jié)構(gòu)較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式，對于常用的高檔位則采用同步器或嚙合

23、套，而該方案采用同步器換檔，僅倒檔使用直齒輪換檔。</p><p>　　二、倒檔的形式及布置方案</p><p>　　倒檔使用率不高，常采用直齒滑動齒輪方案換入倒檔。為實現(xiàn)傳動有些利用在前進檔的傳動路線中，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。</p><p>　　常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：</p><p><b&

24、gt;　　圖2.1</b></p><p>　　圖2.1a）在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。</p><p>　　圖2.1b）所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。</p>

25、;<p>　　圖2.1c）所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。</p><p>　　圖2.1d）所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖1-2c所示方案。</p><p>　　圖2.1e）所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。</p><p>　　圖2.1f）所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便

26、。</p><p>　　為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.1g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。 </p><p>　　綜上所述選擇第2.1f種倒擋布置方案。</p><p>　　因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在

27、在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，與此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。</p><p>　　倒擋軸位置與受力分析<

28、;/p><p>　　除此以外，倒擋的中間齒輪位于變速器的左側(cè)或右側(cè)對倒擋軸的受力狀況有影響（如圖）</p><p>　　第三節(jié) 變速器操縱機構(gòu)方案分析</p><p>　　一、變速器操縱機構(gòu)的功用</p><p>　　變速器操縱機構(gòu)的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛入兩個檔位。</p

29、><p>　　二、設計變速器操縱機構(gòu)時，應該滿足以下基本要求</p><p>　?。ㄒ唬┮墟i止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖;</p><p>　?。ǘ┮箵Q檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度;</p><p>　?。ㄈ柜{駛員得到必要的手感。</p><p><b>　　三、換檔位置</b&g

30、t;</p><p>　　設計操縱機構(gòu)首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應該注意以下三點：</p><p>　?。ㄒ唬┌磽Q檔次序來排列 ；</p><p>　?。ǘ⒊Ｓ脵n放在中間位置，其它檔放在兩邊；</p><p>　?。ㄈ榱吮苊庹`掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時于1檔組成一排。根據(jù)以上三點，本次設

31、計變速器的換檔位置如下圖所示： </p><p><b>　　圖2.2</b></p><p><b>　　傳動方案的設計</b></p><p>　　(本次設計傳動方案如圖2.3所示) 傳動路線：</p><p>　　Ⅰ檔：一軸→1→2→中間軸→10→9→5、9齒輪間的同步器→二軸→輸出</

32、p><p>　　Ⅱ檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、9齒輪間的同步器→二軸→輸出</p><p>　　Ⅲ檔：一軸→1 →2→中間軸→4→3→1、3齒輪間同步器→二軸→輸出</p><p>　　Ⅳ檔：一軸→1→1、3齒輪間同步器→二軸→輸出</p><p>　　R檔：一軸→1→2→中間軸→8→11→7→二軸→輸出</p><

33、p><b>　　圖2.3</b></p><p>　　第三章 變速器設計計算</p><p>　　第一節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇</p><p><b>　　一、軸的直徑</b></p><p>　　第一軸花鍵部分直徑d（mm）初選</p><p>　　d＝K×

34、;(Memax)1/3 （3.1）</p><p>　　K——經(jīng)驗系數(shù)，K＝4.0～4.6，取K＝4.4;</p><p>　　Memax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）</p><p>　　d=19.75mm ，取d＝20mm<

35、;/p><p><b>　　二. 傳動比的選擇</b></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，速度較慢，故可以忽略空氣阻力，這時：</p><p>　　式中：——最大驅(qū)動力；</p><p><b>　　———滾動阻力；</b&g

36、t;</p><p>　　—— 最大上坡阻力。</p><p>　　根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比</p><p>　　i1≥m×g×(f×cosαmax+sinαmax)R0/(η) </p><p>　　——（《汽車現(xiàn)代設計制造》P36）</p><p>　　式中：——發(fā)動機最大扭矩；為

37、173N.m </p><p>　　——變速器一檔傳動比；</p><p>　　——主傳動器傳動比，=5.375；</p><p>　　m——汽車總質(zhì)量＝1960kg；</p><p>　　f——道路滾動阻力系數(shù)取0.02；</p><p>　　η——傳動系機械效率，取0.85；</p><p>

38、;　　g ——重力加速度取9.8；</p><p>　　——驅(qū)動輪滾動半徑，取0.35m；</p><p>　　αmax——汽車最大爬坡度為32％，即αmax＝17.740</p><p>　　i1≥3.10，取i1=3.84。</p><p>　　由 —（《汽車理論》第3版P5-9）</p>

39、<p>　　式中，q為常數(shù)，也就是各檔之間的公比，一般認為q不宜大于1.7-1.8。 </p><p>　　由中等比性質(zhì)；得：=i1(n-m)/(n-1)</p><p>　　m——檔位數(shù)，取m=2,3,4,</p><p>　　n——檔數(shù)，n=4 ；</p><p>　　i2=2.452；i3=1.566；i4=1.0(直接檔

40、)；</p><p>　　i1/i2=1.566；i2/i3=1.566；i3/i4=1.566；</p><p><b>　　符合q的要求。</b></p><p>　　∴i1=3.840, i2=2.452, i3=1.566, i4=1.000。</p><p><b>　　三、中心矩A</b

41、></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，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算</p><p>　　A=Ka×(Temax×i1×ηg)1/3 （3.2） </p><p

42、>　　--（《汽車設計》第4版P90） </p><p>　　Ka—— 中心矩系數(shù)：Ka=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：取ηg＝97％；</p><p>　　Memax ——

43、發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（Nm）；</p><p>　　∴A＝9.0*（173*3.840*0.97）1/3＝77.74mm</p><p><b>　　初選A=78mm</b></p><p><b>　　四、齒輪參數(shù)選擇</b></p><p><b>　?。ㄒ唬┠?shù)的選擇<

44、/b></p><p>　　影響齒輪模數(shù)的選取因素很多，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：為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，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)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應該有不同的模數(shù)，對客車，減小噪聲比減少質(zhì)量更重要，故齒輪應選用小些的模數(shù)。該設計選用同一模數(shù)進行，對于排量1.6<V≤2.5的乘

45、用車的選用范圍為2.75—3.0。故斜齒輪法向模數(shù)mn=2.75；直齒輪模數(shù)取.m=2.75。 </p><p>　　-- （《汽車設計》第4版P91）</p><p>　?。ǘ毫铅恋倪x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，為重合度以降低噪聲，應采用14.5&

46、#176;，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°等大些的壓力角，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°。</p><p>　　--（《汽車設計》第4版P91） <

47、;/p><p><b>　　（三）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。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。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。乘用車中間軸式變速器斜齒螺旋角的選擇范圍：22-34°。</p>

48、;<p><b>　　初選°，°，°</b></p><p><b>　?。ㄋ模X寬b</b></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)性、齒</p><p>　　強度和齒輪工作時受力的均勻程度。</p><p>　　通

49、常根據(jù)模數(shù)m（mn）來選擇齒寬：</p><p>　　直齒：b=Kcm, Kc為齒寬系數(shù)，取4.5～8</p><p>　　斜齒：b=Kcmn，Kc取為6.0～8.5； --（《變速器》第1版P15） </p><p><b>　　*直齒 </b></p><p>　　b=(4.5～8

50、)×2.75=12.375～22(mm)</p><p>　　b7=20mm, b8=22mm, b11=20mm</p><p><b>　　*斜齒 </b></p><p>　　b=(6.0～8.5)×2.75=16.5～23.375(mm)</p><p>　　b1=20mm, b

51、2=18mm, b3=20mm, b4=18mm</p><p>　　b5=18mm, b6=20mm, b9=18mm, b10=20mm；</p><p><b>　?。ㄎ澹└鳈n齒數(shù)Z</b></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)。</p><p>　　* 一檔齒輪齒數(shù)

52、 </p><p>　　1)斜齒Zh=2×A×cosβ9.10/mn,選取β9.10＝24°， （3.3）</p><p>　　Zh=2×78×cos24°/2.75</p><p>　　=51.822 取=52（圓整）</p>

53、<p>　　由進行大小齒輪齒數(shù)分配，為使的傳動比更大些，</p><p>　　取Z9=34,Z10=18；</p><p>　　2)A=mn×(Z9+Z10)/(2×cosβ9.10) （3.4）</p><p>　　=2.75×(34＋18)/(2 

54、15;cos24°)=78.27mm</p><p><b>　　取A＝78；</b></p><p>　　3)Z2/Z1＝i1Z10/Z9=3.840×18/34=2.0329； （3.5）</p><p>　　4)由A= mn×(Z1+Z2)/(2×

55、cos)得</p><p>　　Z1+Z2＝2×78×cos27°/2.75=50.54，取Z1+Z2＝51；</p><p>　　取Z1=17，Z2=34（圓整）；</p><p><b>　　5)修正i1</b></p><p>　　i1 =Z2×Z9/(Z1×Z10

56、) （3.6）</p><p>　　=34×34/（17×18）</p><p><b>　　=3.7778</b></p><p>　　i%=(|3.840-3.7778|/3.7778)×100%</p>&

57、lt;p>　　=1.6%<5% (合格)；</p><p><b>　　6）修正β</b></p><p>　　由A＝mn(Z2+Z1)/2*cosβ1.2得</p><p>　　β1.2＝arccos［mn×(Z1+Z2)/2*A］=26.37° （3.7）&l

58、t;/p><p><b>　　同理</b></p><p>　　β9.10＝arccos［mn×(Z9+Z10)/2*A］=23.56°</p><p>　　確定Ⅱ檔齒輪齒數(shù)（取β5.6＝24°）</p><p>　　1)Z5/Z6=i2×Z1/Z2=2.452×17/34=

59、1.2599；</p><p>　　2)Z5+Z6=2×A×cosβ5.6/</p><p>　　=2×78×cos24°/2.75</p><p><b>　　=52.0000</b></p><p>　　取Z5+Z6 =52(圓整)</p><p&

60、gt;　　Z5=29,Z6=23；</p><p><b>　　3)修正i2</b></p><p>　　i2 ＝Z2×Z5/（Z1×Z6 ) </p><p>　?。?4×29/（17×23）</p><p>　?。?.5217 </p><p&

61、gt;　　i2％＝（|2.5217-2.452|/2.452）×100%</p><p>　?。?.3%<5% (合格)；</p><p><b>　　4)修正β5.6</b></p><p>　　β5.6＝arccos［mn(Z5+Z6)/A*2］=23.56°</p><p>　　5)tg

62、β1.2/tg5.6=1.113 </p><p>　　Z2/(Z1+Z2)×(1+Z5/Z6)=1.507 </p><p>　　|1.508-1.195|=0.344<0.5 </p><p&g

63、t;　　兩者相差不大，近似認為軸向力平衡。</p><p>　　確定Ⅲ檔齒輪齒數(shù)（β3.4＝20 °）</p><p>　　1)Z3/Z4＝i3×Z1/Z2</p><p>　?。?.566×17/34</p><p><b>　?。?.783</b></p><p>

64、;　　2)由A＝mn×(Z3+Z4)/2*cosβ3.4,取cosβ3.4＝24°,得</p><p>　　Z3＋Z4 ＝2×A×cosβ3.4/mn</p><p>　　=2×78×cos24°/2.75</p><p><b>　　=51.82</b></p>

65、<p>　　取Z3＝23，Z4＝29 （圓整）；</p><p><b>　　3)修正i3</b></p><p>　　i3=Z2×Z3/（Z1×Z4)</p><p>　　=34×23/（17×29）</p><p><b>　　=1.586</b&

66、gt;</p><p>　　i3%=（|1.586-1.566|/1.566）×100%</p><p><b>　　=1.3%<5%</b></p><p><b>　　4)修正β3.4</b></p><p>　　β3.4＝arccos［mn×(Z3+Z4)/2*A］&

67、lt;/p><p><b>　　=23.56°</b></p><p>　　5)tgβ1.2/tgβ3.4=1.113</p><p>　　Z2/(Z1+Z2)×(1+Z3/Z4)=1.200</p><p>　　|1.200-1.166|=0.034<0.5</p><p>

68、;　　兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。</p><p><b>　　確定倒檔傳動比</b></p><p>　　倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相同，為保證中間軸倒檔齒輪不發(fā)生根切，初選Z8＝ 18，倒檔齒輪一般在21～23之間選擇。</p><p>　　初選Z11＝22。 ——（《汽車設計》第4

69、版P96）</p><p>　　根據(jù)中間軸和輸出軸的中心距A=78mm</p><p>　　那么 78= mn×(Z7+Z8)/2+2*ha </p><p>　　代入數(shù)字整圓后可求得Z7=34.7273 </p><p>　　為了保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉， 齒輪7和齒輪8的齒頂圓之間應保持0.5以上的間隙。假設取Z7=3

70、2，間隙=34.7273-32=2.73＞0.5，齒輪能正常嚙合且不發(fā)生運動干涉，所以取Z7=32。</p><p>　　修正倒檔傳動比： ir=Z2×Z7/(Z1×Z8) =34×32/（18×18） =3.5556</p><p>　　1)中間軸與倒檔軸之間的中心矩A′</p><p>　　A′= mn×(Z11

71、+Z8)/2 （3.10）</p><p>　　=2.75×(22+18)/2 </p><p><b>　　=55.00mm </b></p><p>　　2)第二軸與倒檔軸之間的中心矩A</p><p>　　A′′=m

72、n×(Z7+Z8)/2</p><p>　　=2.75×(32+18)/2</p><p><b>　　=68.750mm</b></p><p>　　A′+A′′=123.75>A=78</p><p>　　3)由A=m(Z7+Z8+4ha)/2.0+間隙 得</p><p

73、>　　間隙＝A－m×(Z7+Z8+4ha)/2.0</p><p>　?。?8－2.75×(32+18+4×1)/2.0</p><p>　　＝1.625＞0.5</p><p>　　齒輪能正常嚙合且不發(fā)生運動干涉。</p><p>　?。X輪精度的選擇</p><p>　　根據(jù)

74、推薦，提高高檔位齒輪的性能，取Z1～Z4為6級，Z5～Z11為7級。</p><p><b>　?。ㄆ撸┞菪较?lt;/b></p><p>　　由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力，故設計時應要求中間軸上的軸向力平衡。故中間軸上全部齒輪螺旋方向一律做齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。</p><p>　?。ò耍X輪變位系數(shù)的計算</p&g

75、t;<p>　　選擇變位系數(shù)首先要考慮到齒輪傳動的使用場合和齒輪的材料和熱處理等，使變位后的齒輪性能達到預期的要求，如提高承載能力，避免根切等。由于齒輪的變位影響齒輪的加工和齒輪的尺寸，因此，齒輪變位系數(shù)的選擇受到一定條件的限制：外齒輪要保證加工時不根切和不頂切，保證必要的齒頂厚，保證必要的重合度以及嚙合時不干涉。合理的選擇是既要滿足齒輪使用性能方面的要求，又滿足變位的限制條件。</p><p>&

76、lt;b>　　變位系數(shù)的計算：</b></p><p>　　已知實際中心距A’，β，mn，Z</p><p>　　1) 根據(jù)中心距求嚙合角αt cosαt= mn(Zk+ Zk+1) cosα/(2*A) 其中：9≥k≥1</p><p>　　則分別求出αt =22.12°，21.52°，21.52°，20

77、6;,21.52°。</p><p>　　2) 在圖中，分別求出αt 后，由o點按做射線，與Z= Zk+ Zk+1處向上引垂線相交于一點，在該點的縱坐標值即為所求的變位系數(shù)和X，該點在線圖的許用區(qū)內(nèi)，故可用。由也可按無側(cè)隙嚙合方程式求得X=0</p><p>　　3） 根據(jù)齒數(shù)比u= Zk+1/ Zk，故應按線圖左側(cè)的斜線分配X，自該點做水平線與斜線交于C點，C點橫坐標即為X1；

78、</p><p>　　X2=X-X1 (3.11) </p><p><b>　　查封閉圖可得：</b></p><p><b>　　表3.1</b></p><p>　　--（《漸開線齒輪變位系數(shù)的選擇》P28）</p><

79、;p>　?。ň牛┯嬎闼谬X輪參數(shù)：</p><p><b>　　表3.2</b></p><p>　　直齒圓柱齒輪： (2) 斜齒圓柱齒輪：</p><p>　　分度圓直徑：d=Z×m 端面模數(shù)=cosβ</p><p>　　齒頂高ha=m（+

80、） 分度圓直徑：d=Z×mt</p><p>　　齒根高hf=(ha*＋c*-Xt)×m 齒頂高：ha=ha*×mt+Xt×mt</p><p>　　齒頂圓直徑：da=d+2×ha 齒全高：h=(2×ha*+C*)×mt&

81、lt;/p><p>　　齒高h=ha+ 齒頂圓直徑齒頂高系數(shù)ha*=1.0</p><p>　　齒根高系數(shù)c*=0.25 齒根圓直徑：=d-2</p><p>　　齒根圓直徑：=d-2</p><p>　　第二節(jié) 齒輪的強度校核</p><p>

82、<b>　　一、齒輪的損壞形式</b></p><p>　　變速器齒輪的損壞有以下幾種形式：</p><p><b>　?。?）齒輪折斷</b></p><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

83、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，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：增大輪齒根部厚度；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

84、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>　?。?）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，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。

85、</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></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

86、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，或嚙合齒輪采用不同材料等。</p><p><b>　　二、齒輪強度校核</b></p><p><b

87、>　?。?）接觸強度計算</b></p><p>　　用下列公式計算接觸應力</p><p>　　（N/mm2） (3.11)</p><p>　　式中：——法面內(nèi)基圓周切向力，=；</p><p>　　——端面內(nèi)分度圓切向力，=；</p><p>　　——計算轉(zhuǎn)矩，N*mm；<

88、/p><p><b>　　——節(jié)圓直徑；</b></p><p><b>　　——節(jié)圓壓力角；</b></p><p><b>　　——螺旋角；</b></p><p>　　——輪齒材料的彈性模量；</p><p>　　——齒輪接觸的實際寬度；</p&

89、gt;<p>　　、——主、被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑；</p><p><b>　　=，=；</b></p><p>　　對于標準齒輪，r1＝d1/ 2，r2＝d2/2，r1、r2——主、被動齒輪節(jié)圓半徑</p><p>　　計算轉(zhuǎn)矩=時的許用應力為：</p><p>　　常嚙合齒輪：1300~1400

90、N/mm2</p><p>　　一檔及倒檔齒輪：1900~2000 N/mm2</p><p>　　這里是發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。</p><p><b>　　最后結(jié)果:</b></p><p>　　一檔齒輪的接觸強度分別是（按傳動順序）：</p><p>　　971.25N/mm2 686.78N/m

91、m2 735.88N/mm2 921.64N/m m2 （滿足要求）</p><p><b>　?。?）彎曲強度計算</b></p><p>　　直齒輪用下式計算彎曲應力：</p><p>　　= （N/mm2） (3.12)</p><p>　　斜齒輪用下列公式計算：</p

92、><p>　　= （N/mm2） (3.13)</p><p>　　式中：——圓周力，=，N；</p><p>　　——應力集中系數(shù)，主動齒輪取1.65，被動齒輪取1.5；</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>　

93、　——端面周節(jié)，=；</b></p><p><b>　　——法面周節(jié)，=；</b></p><p><b>　　——齒形系數(shù)；</b></p><p>　　——重合度影響系數(shù)，=2。</p><p>　　許用應力為400~850 N/mm2（直齒輪）；180~350 N/mm2（轎車斜

94、齒輪）；100~250 N/mm2（貨車斜齒輪）。</p><p><b>　　最后結(jié)果:</b></p><p>　　一檔齒輪的彎曲強度分別是（按傳動順序）：</p><p>　　55.84N/mm2 55.77N/mm2 55.64N/mm2 56.16N/mm2（滿足要求）</p><p>　　第二節(jié)

95、變速器軸的設計計算</p><p>　　一、軸的功用及設計要求</p><p>　　變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩，彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足，在負荷作用下，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。</p><p>　　設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式

96、和尺寸等。</p><p>　　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。</p><p><b>　　二、軸尺寸初選</b></p><p>　　在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變數(shù)器軸的長度可以初步確定。軸的長度對軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。軸的直徑與支承跨度長度之間關(guān)系可

97、按下式選取：</p><p>　　第一軸及中間軸：=0.16~0.18</p><p>　　第二軸： =0.18~0.21 </p><p>　　軸直徑與軸傳遞轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中心距有一定關(guān)系，可按以下公式初選軸直徑：</p><p>　　中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑：</p>&l

98、t;p>　　=（0.45~0.6）（mm）</p><p>　　第一軸花鍵部分直徑([]為mm)可按下式初選：</p><p>　　=（4.0~4.6）</p><p>　　式中：——變速器中心距，mm；</p><p>　　——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N?m。</p><p>　　軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系

99、，要根據(jù)具體情況，按其標準進行修正。</p><p>　　以下是軸的計算尺寸：</p><p>　　第二軸： （C是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)） (3.24) </p><p>　　T=9.55×106×P1/n1</p><p>　　T=Temax×i× </p>

100、<p>　　因發(fā)動機最大扭矩不大，故C取較小值，由機械設計（第八版）表15-3選取C＝100</p><p>　　∴P1/n1=T/9.55×106</p><p>　　∴dmin=C×(Temax×i×/9.55×106)1/3 （mm）</p><p>　　齒輪1處： dmin=100×

101、;（1.6×105×1.000×0.96/9.55×106）1/3＝25.24(mm)；</p><p>　　齒輪3處： dmin=100×（1.6×105×1.632×0.96/9.55×106）1/3＝29.72(mm);</p><p>　　齒輪5處： dmin=100×（1.

102、6×105×2.902×0.96/9.55×106）1/3＝36.00(mm);</p><p>　　齒輪7處： dmin=100×（1.6×105×4.590×0.96/9.55×106）1/3＝41.95(mm);</p><p>　　齒輪9處： dmin=100×（1.6

103、15;105×4.865×0.96/9.55×106）1/3＝42.77(mm);</p><p><b>　　中間軸：</b></p><p>　　齒輪2、4處：dmin=100×（1.6×105×2.176×0.96/9.55×106）1/3＝32.71(mm);

104、 </p><p>　　當軸截面上開著鍵槽時，應增大軸徑以考慮對軸的強度減弱，同步器花鍵增加5％。</p><p>　　∴修正后，軸徑如下：</p><p>　　齒輪9處： d=42.77×（1+5％）＝45.00（mm） </p><p>　　齒輪2、4處：d=32.

105、71×（1+5％）＝35.50（mm）</p><p>　　Ⅲ與Ⅳ檔同步器軸徑：d小徑＝32mm</p><p>　?、衽cⅡ檔同步器軸徑：d小徑＝40mm </p><p>　　其它尺寸查看標準構(gòu)件來定。</p>

106、;<p><b>　　三、軸的結(jié)構(gòu)形狀</b></p><p>　　軸的結(jié)構(gòu)形狀應保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。并與工藝要求有密切關(guān)系。</p><p>　　本次設計輕型貨車變速器，由于輕型汽車變速器中心距較小，殼體上無足夠位置設置滾動軸承和軸承蓋，因而采用固定式中間軸。</p><p><b>　　四、軸的受力

107、分析</b></p><p>　　計算軸的強度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。</p><p>　　求支承反力，先從第二軸開始，然后計算第一軸。中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結(jié)構(gòu)保證，無需進行強度分析。軸的受力分析，根據(jù)軸的受力情況，可畫出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖，再確定軸的危險截面，從而可對軸進行強度和剛

108、度校核。</p><p>　?。ㄒ唬X輪的受力分析：</p><p>　　圓周力：Ft＝2×M/d (3.25)</p><p>　　徑向力：Fr=Ft×tanαn/cosβ (3.26)</

109、p><p>　　軸向力：Fa=Ft×tanβ (3.27)</p><p><b>　　其中：</b></p><p><b>　　M——計算轉(zhuǎn)矩</b></p><p><b>　　αn——法向壓力角&

110、lt;/b></p><p><b>　　β——分度圓壓力角</b></p><p><b>　?。ǘ┓较?lt;/b></p><p>　　Ft：主動輪與旋轉(zhuǎn)方向相反，從動輪與旋轉(zhuǎn)方向相同。</p><p>　　Fr：分別指向各齒輪中心</p><p>　　Fa：受力方向

111、通常用“主動輪左、右手法則”來判定，左旋齒輪用左手，右旋齒輪用右手，拇指指向軸向力Fa的方向，從動輪Fa與主動輪Fa方向相反。</p><p>　　不同檔位時，軸所承受力及支承反力是不同的，須分別計算。</p><p>　　二軸 圖 3.1 一軸</p><p>　　齒輪上的作用力認為作用有效齒面寬中心。軸承支承反力作

112、用點，對于向心軸承取寬度方向中點：對于向心推力軸承取滾動體負荷響亮與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子軸承取滾動體寬中心點滾動中心線的匯交點，其尺寸可查有關(guān)軸承的標準手冊。</p><p><b>　?。ㄈ└髁Φ淖饔命c</b></p><p>　　齒輪上的作用力，均為作用在有效齒寬中心，軸承上支承反力作用點取軸承寬度方向中點。

113、</p><p>　　五、軸的強度計算及校核</p><p>　　由變速器結(jié)構(gòu)布置并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。求出不同檔位時的各支承反力，可計算軸的各截面的彎曲力矩：</p><p><b>　　表 3.3</b></p><p>　　畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取

114、危險處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應力和扭曲應力以及合成應力。</p><p>　　求出不同檔位時的各支承反力，可以計算軸的各截面的彎曲力矩</p><p>　?。?(3.28)</p><p>　　式中：——支承中心至計算斷面距離。</p><p>　　畫出軸的彎矩圖，確定危險斷

115、面，取危險斷面處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力以及合成應力。</p><p>　　彎曲應力：＝ (3.29)</p><p>　　扭轉(zhuǎn)應力：＝ (3.30)</p><p>　　合成應力：＝

116、 (3.31)</p><p>　　式中：——軸截面抗彎截面系數(shù)；</p><p>　　——軸截面抗扭截面系數(shù)。</p><p>　　對圓截面： ＝ (3.32)</p><p>　?。?

117、 (3.33)</p><p>　　對外徑為D,內(nèi)徑為的空心軸：</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　花鍵按小徑計算。</b></p><p>　　當以發(fā)動

118、機最大轉(zhuǎn)矩計算軸的強度時，其安全系數(shù)(按金屬材料的屈服極限計算)在5~10范圍內(nèi)選取。第一軸取上限，中間軸和第二軸取下限。</p><p>　　安全系數(shù)：s=σs/σ 取s=5 </p><p>　　中間軸：20CrMnTi σs=850Mpa</p><p>　　第二軸：20CrMnTi

119、σs=850Mpa</p><p>　　所以中間軸和第二軸 [σ]=170 Mpa</p><p><b>　　二軸應力的計算</b></p><p><b>　　設＝，＝ 得：</b></p><p>　　水平彎矩：＝ (

120、3.34)</p><p>　　垂直彎矩：＝ (3.35)</p><p>　　合成彎矩：＝ (3.36)</p><p>　　扭矩：＝ (3.37)</p&

121、gt;<p>　　彎曲應力：＝ (3.38)</p><p>　　扭轉(zhuǎn)應力：＝ (3.39)</p><p>　　合成應力：＝ (3.40)<

122、;/p><p>　　注：＝ </p><p><b>　　＝</b></p><p><b>　?。?lt;/b></p><p>　　其彎矩和扭矩圖如下：</p><p><b>　　如圖3.2</b></p><

123、;p><b>　　中間軸的應力計算：</b></p><p>　　由受力分析圖，設（a=a2，cx=a1，ex=l-cx，b=l-a2）得：</p><p>　　水平彎矩：Ms=[(Px×a1－Pc×a2)×ex]/l （3.41）</p><p>　　垂直彎

124、矩：Mc=[(Rc×a2＋Rx×a1－Qx×rx+Qc×rc)×ex]/l （3.42）</p><p>　　合成彎矩：Mh=(Ms2＋Mc2)1/2 （3.43）</p><p>　　彎矩應力：σw=Mh/Ww

125、 （3.44）</p><p>　　扭矩：Mn= Temax×ic （3.45）</p><p>　　扭轉(zhuǎn)應力：τn=Mn/Wn （3.46）</p&g

126、t;<p>　　合成應力：σ=(σw2+4×τn2)1/2 （3.47）</p><p>　　其彎矩和扭矩圖如下：</p><p><b>　　如圖3.3</b></p><p>　　六、軸的剛度計算和校核</p><p>　　變速

127、器軸的剛度用軸的撓度和轉(zhuǎn)角來評價，軸的剛度比其強度更重要。對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角，前者使齒輪中心距發(fā)生變化，并破壞了齒輪的正確嚙合。軸有轉(zhuǎn)角使大、小齒輪相互歪斜，結(jié)果沿齒長方向的壓力分布不正確。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學有關(guān)公式計算。</p><p>　　應分別計算軸在水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)的撓度，然后用下列公式計算總撓度。</p><p>　?。?