三軸式五擋手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)【含CAD圖紙、說(shuō)明書(shū)】

三軸式五擋手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)【含CAD圖紙、說(shuō)明書(shū)】,含CAD圖紙、說(shuō)明書(shū),三軸式五擋,手動(dòng),變速器,設(shè)計(jì),cad,圖紙,說(shuō)明書(shū),仿單 變速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 專(zhuān) 業(yè) 學(xué) 生 學(xué) 號(hào) 班 號(hào) 指導(dǎo)教師 年 10 月 29 日 摘要 汽車(chē)變速器是目前比較新型高效的一種變速器，用于汽車(chē)結(jié)構(gòu)中,變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，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(chē)獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋和倒擋。需要時(shí)變速器還有動(dòng)力輸出功能。因?yàn)樽兯傧湓诘蜋n工作時(shí)作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼體的結(jié)構(gòu)有關(guān)系。一般通過(guò)控制軸的長(zhǎng)度即控制檔數(shù)，來(lái)保證變速箱有足夠的剛性。本設(shè)計(jì)研究了 典型的三軸式五擋手動(dòng)變速器，對(duì)變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并進(jìn)行了強(qiáng)度校核，對(duì)一些標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行了選型。在此設(shè)計(jì)過(guò)程中，對(duì) 變速器進(jìn)行詳細(xì)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，通過(guò)分析其工作原理與結(jié)構(gòu)形式，以及在原存在的一些缺陷進(jìn)行改進(jìn)和優(yōu)化，以求達(dá)到實(shí)用的設(shè)計(jì)目的。 關(guān)鍵字：結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；工作原理；變速器；強(qiáng)度校核； 目 錄 摘要 2 目 錄 3 第一章 前 言 5 1.1 發(fā)展現(xiàn)狀分析 5 1.2研究的目的與意義 5 1.3.1 主要設(shè)計(jì)內(nèi)容 6 1.3.2 研究方案 7 第2章 變速器總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 9 2.1 設(shè)計(jì)要求分析 9 2.2初步設(shè)計(jì)方案分析 9 2.3 傳動(dòng)件的結(jié)構(gòu)形式選擇 11 2.4 變檔操縱機(jī)構(gòu)的選擇 12 第3章 變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 14 3.1變速器的傳動(dòng)比范圍 14 3.2各級(jí)傳動(dòng)比的確定 14 3.2.1主減速器傳動(dòng)比的確定 14 3.2.2最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 14 3.2.3變速器各檔傳動(dòng)比的選定 16 3.2.4中心距的選擇 16 3.3 傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 17 3.3.1模數(shù)的選取 17 3.3.2 壓力角 17 3.3.3螺旋角 17 3.3.4齒寬b 19 3.4 各級(jí)檔位齒輪齒數(shù)的確定 19 3.5傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 28 3.6 齒輪的強(qiáng)度校核 29 3.6.1 齒輪的失效形式與強(qiáng)度校核 29 3.6.2輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 29 3.6.3 輪齒接觸應(yīng)力校核 33 3.6.4輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算 36 第4章 設(shè)計(jì)總結(jié) 38 參考文獻(xiàn) 39 第一章 前 言 1.1 發(fā)展現(xiàn)狀分析 汽車(chē)是重要的交通運(yùn)輸工具，其設(shè)計(jì)和制造水平是各國(guó)科學(xué)技術(shù)發(fā)展水平的重要標(biāo)志，汽車(chē)工業(yè)是資金密集、技術(shù)密集、人才密集、綜合性強(qiáng)、經(jīng)濟(jì)效益高的產(chǎn)業(yè)。世界各個(gè)工業(yè)發(fā)達(dá)的國(guó)家?guī)缀鯚o(wú)一例外地把汽車(chē)工業(yè)作為國(guó)民經(jīng)濟(jì)的支柱產(chǎn)業(yè)，汽車(chē)的研制、生產(chǎn)、銷(xiāo)售、營(yíng)運(yùn)，與國(guó)民經(jīng)濟(jì)許多部門(mén)都息息相關(guān)，對(duì)社會(huì)經(jīng)濟(jì)建社和科學(xué)技術(shù)發(fā)展起重要的推動(dòng)作用。汽車(chē)也是社會(huì)物質(zhì)生活發(fā)展水平的標(biāo)志。汽車(chē)的保有量隨著國(guó)展人均收入水平的提高而增加。在許多發(fā)達(dá)國(guó)家中，汽車(chē)的數(shù)量巨大并已普及到千家萬(wàn)戶(hù)，進(jìn)而促使人們?cè)谏鐣?huì)生活方式發(fā)生了顯著的變化。近年來(lái)，隨著車(chē)輛技術(shù)的進(jìn)步和車(chē)輛密度的加大，對(duì)變速器的性能要求也越來(lái)越高。眾多的汽車(chē)工程師在改進(jìn)汽車(chē)變速器性能的研究中了大量的心血，使變速器技術(shù)得到了飛速的發(fā)展，近年來(lái)，隨著微電子技術(shù)的飛速發(fā)展，電子控制自動(dòng)變速器的問(wèn)世，給汽車(chē)帶來(lái)了更理想的傳動(dòng)系統(tǒng)，機(jī)電一體化技術(shù)進(jìn)入汽車(chē)領(lǐng)域，推動(dòng)汽車(chē)變速器裝置的重大變革。自動(dòng)變速器裝置出現(xiàn)了電子化趨勢(shì)，特別是大規(guī)模集成電路技術(shù)的發(fā)展，使由微機(jī)控制發(fā)動(dòng)機(jī)和變速器換擋成為可能。就目前而言，汽車(chē)工業(yè)發(fā)展迅速，汽車(chē)變速機(jī)作為汽車(chē)結(jié)構(gòu)組成中的重要部分。手動(dòng)變速機(jī)的許多最近的發(fā)展集中在為降低成本和體積的新制造方法上。傳統(tǒng)來(lái)說(shuō)，變速機(jī)制造包含大量的昂貴的機(jī)器，以及為機(jī)械加工和裝配操作所需留出的空間限制的設(shè)計(jì)。最新的技術(shù)包括，比如說(shuō)在最新的Ford／Getrag 6速變速機(jī)中可以看到的激光焊接沖壓鋼滑動(dòng)齒輪選擇器軸套。為替代前一代變速機(jī)的鑄鐵撥叉，這種精致而堅(jiān)固的設(shè)計(jì)方案可以導(dǎo)致更少的對(duì)內(nèi)部的傷害。齒輪盤(pán)片的激光和摩擦焊接同時(shí)保證了所需機(jī)器設(shè)計(jì)空間的降低，這是一種由雷諾公司在5速副軸原型變速機(jī)設(shè)計(jì)中發(fā)明的技術(shù)，命名為EMl，曾在2000年展出并因?yàn)樗暮?jiǎn)單和輕便僅22公斤卻能提供140Nm的轉(zhuǎn)矩而出名。另一個(gè)方面上，設(shè)計(jì)人員也在其齒輪提供高轉(zhuǎn)矩輸出的設(shè)計(jì)上認(rèn)真地研究過(guò)，提高了耐久性和低噪聲水平。 1.2研究的目的與意義 對(duì)于本課題的設(shè)計(jì)，預(yù)期需要達(dá)到的目標(biāo)是：通過(guò)相關(guān)資料查詢(xún)與分析，深入準(zhǔn)確的了解 變速器的工作原理與工作過(guò)程，分析 變速器的具體結(jié)構(gòu)與傳動(dòng)方式。掌握 變速器的設(shè)計(jì)過(guò)程，對(duì)變速器進(jìn)行詳細(xì)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析，對(duì)主要零部件的設(shè)計(jì)分析與校核，繪制相關(guān)圖紙，能夠通過(guò)本次設(shè)計(jì)過(guò)程對(duì)繪圖軟件的運(yùn)用與掌握提升到一個(gè)新的水平，對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械制圖、材料選用和熱處理、機(jī)械加工工藝等相關(guān)知識(shí)有一個(gè)全面的提升。 1.3課題設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容與研究方案 1.3.1 主要設(shè)計(jì)內(nèi)容 本課題設(shè)計(jì)主要設(shè)計(jì)內(nèi)容是： 1. 對(duì) 變速器的總體結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，對(duì)各種傳動(dòng)比的分配。 2. 對(duì) 變速器的主要零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，對(duì)主軸與齒輪進(jìn)行受力分析與強(qiáng)度校核。 3. 對(duì)主要標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行計(jì)算和選型。 4. 繪制相關(guān)總裝圖與零件圖。 5. 撰寫(xiě)設(shè)計(jì)論文。 1.3.2 研究方案 研究方案： 變速器設(shè)計(jì)方案 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)方案的選擇 全同步器式換擋 采用中間軸式變速器 變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 校核計(jì)算 擋數(shù)和傳動(dòng)比范圍 齒輪彎曲強(qiáng)度校核 齒輪接觸強(qiáng)度校核 軸的強(qiáng)度和剛度校核 外形尺寸 齒輪參數(shù) 同步器設(shè)計(jì) 采用慣性式同步器 同步器參數(shù)的設(shè)計(jì) 1.4 設(shè)計(jì)內(nèi)容 1.4.1基本內(nèi)容 （1）變速器齒輪、軸等主要零件參數(shù)的計(jì)算； （2）主要零部件的強(qiáng)度校核； （3）同步器的設(shè)計(jì)； （4）換擋機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。 關(guān)于變速器的設(shè)計(jì)，首先要確定變速器的各檔位的傳動(dòng)比和中心距，然后計(jì)算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒輪并且對(duì)其進(jìn)行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對(duì)軸和軸承的校核，最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。 （1）變速器齒輪、軸等主要零件參數(shù)的計(jì)算； （2）主要零部件的強(qiáng)度校核； （3）同步器的設(shè)計(jì)； （4）換擋機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。 關(guān)于變速器的設(shè)計(jì)，首先要確定變速器的各檔位的傳動(dòng)比和中心距，然后計(jì)算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒輪并且對(duì)其進(jìn)行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對(duì)軸和軸承的校核，最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。 1.4.2基本要求 （1）正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比，使之與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)匹配，以保證汽車(chē)具有良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性； （2）操縱簡(jiǎn)單、方便、迅速、省力、傳動(dòng)效率高，工作平穩(wěn)、無(wú)噪聲； （3）制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長(zhǎng)； （4）貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計(jì)要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。 第2章 變速器總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.1 設(shè)計(jì)要求分析 對(duì)于 變速器的設(shè)計(jì)要求主要有以下幾點(diǎn)： 1. 設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)穩(wěn)定可靠，確保變速器換擋操作準(zhǔn)確可靠。 2. 對(duì)各傳動(dòng)軸的速度匹配合理。 3. 對(duì)所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)確保各零部件安裝方便，便于拆裝和維修。 4. 對(duì)汽車(chē)變速器中的傳動(dòng)齒輪，軸承等零件能夠有良好的潤(rùn)滑方式。 5. 對(duì)主要受力件比如傳動(dòng)軸、齒輪等進(jìn)行強(qiáng)度校核分析，對(duì)軸承選型進(jìn)行計(jì)算與校核。 除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿(mǎn)足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求。滿(mǎn)足汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的檔數(shù)，傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車(chē)工作的道路條件越復(fù)雜，比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。 2.2初步設(shè)計(jì)方案分析 對(duì)于 變速器常用的結(jié)構(gòu)形式為固定軸式變速器，固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上，中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，輪廓尺寸小，布置方便，中間擋位傳動(dòng)效率高和噪聲低等優(yōu)點(diǎn)。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高擋工作時(shí)齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。此外，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計(jì)得很大。所以我選擇的是中間軸式的變速器。 圖2.1 中間軸式變速器 圖2.1，分別示出了中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案。它們的共同特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線(xiàn)在同一直線(xiàn)上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高，可達(dá)90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因?yàn)橹苯訐醯睦寐矢哂谄渌鼡跷?，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)擋位工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過(guò)設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對(duì)齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動(dòng)比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接擋以外的其他擋位工作時(shí)，中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在擋數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換擋方式和到檔傳動(dòng)方案上有差別。除一檔和倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動(dòng)，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速擋的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)擋的變速器。以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的貨車(chē)采用中間軸式變速器，為加強(qiáng)傳動(dòng)軸剛度，可將變速器后端加中間支撐。 中間軸和第二軸都有三個(gè)支承。如果在殼體內(nèi)，布置倒擋傳動(dòng)齒輪和換擋機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 2.3 傳動(dòng)件的結(jié)構(gòu)形式選擇 在 變速器的傳動(dòng)件中，主要為齒輪傳動(dòng)，齒輪的結(jié)構(gòu)形式比較多，一般主要使用直齒圓柱齒輪與斜齒輪，斜齒輪與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。我的設(shè)計(jì)中一擋和倒擋用的是直齒輪，其他擋都是斜齒輪。 圖2.2 直齒輪與斜齒輪圖 2.4 變檔操縱機(jī)構(gòu)的選擇 變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪，嚙合套和同步器換擋三種形式。汽車(chē)行駛時(shí)各擋齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動(dòng)直齒齒輪的方式換擋，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過(guò)早損壞，同時(shí)使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)（如兩腳離合器），時(shí)齒輪換擋時(shí)無(wú)沖擊，才能克服上述缺點(diǎn)。但是該瞬間駕駛員注意力被分散，會(huì)影響行駛安全性。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但除一擋，倒擋外已很少使用。 由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可用移動(dòng)嚙合套換擋。這時(shí)，因同時(shí)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，它們都不會(huì)過(guò)早損壞，但不能消除換擋沖擊，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，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性矩增大。 因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車(chē)變速器上應(yīng)用。這是因?yàn)橹匦拓涇?chē)擋位間的公比較小，則換擋機(jī)構(gòu)連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且還能降低制造成本及減小變速器長(zhǎng)度。 使用同步器能保證迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車(chē)的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有機(jī)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。 使用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程小。在滑動(dòng)齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，換入不同擋位的變速桿行程要求盡可能一樣。 自動(dòng)脫擋是變速器的主要故障之一。為解決這個(gè)問(wèn)題，除工藝上采取措施外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的方案有以下幾種： 互鎖裝置是保證移動(dòng)某一變速叉軸時(shí)，其它變速叉軸互被鎖住，該機(jī)構(gòu)的作用是防止同時(shí)掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見(jiàn)的互鎖機(jī)構(gòu)有： （1）互鎖銷(xiāo)式 圖2.4是汽車(chē)上用得最廣泛的一種機(jī)構(gòu)，互鎖銷(xiāo)和頂銷(xiāo)裝在變速叉軸之間，用銷(xiāo)子的長(zhǎng)度和凹槽來(lái)保證互鎖。 圖2.4，a為空檔位置，此時(shí)任一叉軸可自由移動(dòng)。圖2.4，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。 （2）擺動(dòng)鎖塊式 圖2.5為擺動(dòng)鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu)工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線(xiàn)自由轉(zhuǎn)動(dòng)，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時(shí)，鎖塊的一個(gè)或兩個(gè)突起部分A檔住其它兩個(gè)變速叉軸槽，保證換檔時(shí)不能同時(shí)掛入兩檔。 （3）轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式 圖2.6為與上述鎖塊機(jī)構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉(zhuǎn)動(dòng)。選檔時(shí)操縱桿轉(zhuǎn)動(dòng)鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時(shí)鉗形板的一個(gè)或兩個(gè)鉗爪抓住其它兩個(gè)變速叉，保證互鎖作用。 操縱機(jī)構(gòu)還應(yīng)設(shè)有保證不能誤掛倒檔的機(jī)構(gòu)。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機(jī)構(gòu)，使司機(jī)在換檔時(shí)因有彈簧力作用，產(chǎn)生明顯的手感。 本次設(shè)計(jì)鎖定機(jī)構(gòu)采用自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來(lái)實(shí)現(xiàn)自鎖，通過(guò)互鎖銷(xiāo)實(shí)現(xiàn)互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來(lái)實(shí)現(xiàn)，使駕駛員有感覺(jué)，防止誤掛倒檔。 第3章 變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.1變速器的傳動(dòng)比范圍 變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋轉(zhuǎn)動(dòng)比的比值。傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)，汽車(chē)的最高車(chē)速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車(chē)的傳動(dòng)比范圍在3~4之間，輕型貨車(chē)在5~6之間，其他貨車(chē)則更大。 3.2各級(jí)傳動(dòng)比的確定 3.2.1主減速器傳動(dòng)比的確定 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車(chē)行駛速度之間的關(guān)系式為： （3.1） 式中 ——汽車(chē)行駛速度，（km/h）； ——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，（r/min）； ——車(chē)輪滾動(dòng)半徑，（m）； ——變速器傳動(dòng)比； ——主減速器傳動(dòng)比。 任務(wù)書(shū)基本參數(shù)如下： 動(dòng)力類(lèi)型：汽油機(jī) 變速箱：五檔MT 車(chē)體長(zhǎng)寬高：440X1680X1770 車(chē)身結(jié)構(gòu)：5門(mén)8座 最高車(chē)速：140km/h 最大馬力：86Ps 最大功率/轉(zhuǎn)速(kw/rpm):63/6000 最大扭矩(Nm/rpm):108/4400-4800 檔位數(shù)：5 類(lèi)型：手動(dòng)變速箱 由上文可知最高車(chē)速==140km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=1；查詢(xún)?cè)O(shè)計(jì)手冊(cè)按標(biāo)準(zhǔn)車(chē)輪車(chē)輪滾動(dòng)半徑=0.37（m）；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==6000（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式： 3.2.2最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿(mǎn)足最大通過(guò)能力條件，即用一檔通過(guò)要求的最大坡道角坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）。用公式表示如下： （3.2） 式中：G ——車(chē)輛總重量，（N）； ——滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)良好路面μ=0.01~0.02； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩，（N·m）； ——主減速器傳動(dòng)比； ——變速器傳動(dòng)比； ——為傳動(dòng)效率（0.85~0.9）； R ——車(chē)輪滾動(dòng)半徑； ——最大爬坡度本設(shè)計(jì)為能爬30%的坡，大約。 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=6000kg；；；r=0.45m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 滿(mǎn)足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4） 式中 ——驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，； ——驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)；對(duì)混凝土或?yàn)r青路面可取0.5~0.6之間。 取0.55，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是： 初選一檔傳動(dòng)比為6.5。 3.2.3變速器各檔傳動(dòng)比的選定 變速器的Ⅰ檔傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時(shí)用超速擋，在本設(shè)計(jì)中最高檔即為超速擋。中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為（其中n為檔位數(shù)）的幾何級(jí)數(shù)排列，實(shí)際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。 3.2.4中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算： （3.5） 式中 ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，商用車(chē)=8.6~9.6； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為245，（N·m）； ——變速器一檔傳動(dòng)比為6.5； ——變速器傳動(dòng)效率，取96%。 （8.6~9.6）=96.623~107.85mm 商用車(chē)變速器的中心距在80～170mm范圍內(nèi)變化。所以根據(jù)計(jì)算結(jié)果，初取A=100mm。 3.3 傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 3.3.1模數(shù)的選取 遵循的一般原則：為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加數(shù)，同時(shí)減少尺寬；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，各擋齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù)。減少轎車(chē)齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選??；對(duì)貨車(chē)，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)。 低擋齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車(chē)變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線(xiàn)齒輪。由于工藝上的原應(yīng)，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車(chē)和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車(chē)為2.0～4.5mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。 初選齒輪模數(shù) =4.0mm 3.3.2 壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)商用車(chē)，為加大重合度已降低噪聲，取小些。 變速器齒輪壓力角為 20 3.3.3螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對(duì)齒輪工作噪聲齒輪的強(qiáng)度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過(guò)當(dāng)螺旋角大于30時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)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)選用較大螺旋角。 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡(jiǎn)便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋，則第一、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(jì)為直齒時(shí)，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因?yàn)檫@些擋位使用得少，所以也是允許的)，而此時(shí)第二軸則沒(méi)有軸向力作用。 根據(jù)圖3.1可知，欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，需滿(mǎn)足下述條件 （3.6） （3.7） 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿(mǎn)足 （3.8） 式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r1，r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對(duì)嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。 圖3.1 中間軸軸向力的平衡 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 商用車(chē)中間軸式變速器為 20～30° 初選的螺旋角=23 3.3.4齒寬b 應(yīng)注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度均有影響。 考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應(yīng)該選用較小的齒寬。減少齒寬會(huì)使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，還會(huì)使工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒寬，工作時(shí)會(huì)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并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來(lái)選定齒寬。 直齒：b=m， 為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0 取=7 斜齒：b=，取6.0~8.5 ，取=7 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線(xiàn)長(zhǎng)度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。 直齒 b==74=28mm 斜齒 b==74=28mm 3.4 各級(jí)檔位齒輪齒數(shù)的確定 在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。 圖3.2 五擋變速器傳動(dòng)方案 1. 一擋齒輪的齒數(shù)確定 一擋傳動(dòng)比 （3.9） 如果，齒數(shù)確定了，則與的傳動(dòng)比可求出，為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 直齒=2A/m （3.10） 斜齒=2A/ （3.11） 因?yàn)橐粨跤玫氖侵饼X輪，所以=2A/m=2100/3=46.98 取47 計(jì)算后取整，然后進(jìn)行大小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使/的傳動(dòng)比大些，在已定的情況下，/的傳動(dòng)比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸經(jīng)尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時(shí)，對(duì)軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。中間軸上一擋齒輪數(shù)可在15~17間取，貨車(chē)在12~17間取。 因?yàn)?6.5取中間軸上一擋齒輪=13 輸出軸上一擋齒輪=-=47-13=34 根據(jù)確定的中心距A求嚙合角： =0.9397 得： ==故總變位 即為高度變位 根據(jù)齒數(shù)比u= 查得： 則 分度圓直徑 =144.68mm =55.32mm 齒頂高 =2.808mm =4.284mm 齒根高 =5.764mm =4.288mm 齒全高 =8.572mm 齒頂圓直徑 =150.296mm =63.888mm 齒根圓直徑 =133.152mm =46.744mm 當(dāng)量齒數(shù) =40.96 =15.66 節(jié)圓直徑 2.確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 求出傳動(dòng)比 （3.12） 而常嚙合傳動(dòng)齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即 A=/2 （3.13） 100=3（+）/2cos25 求得常嚙合齒輪齒數(shù)為 =13.46取14 =33.54取33 核算 =6.17 在誤差允許范圍內(nèi) 故可得齒輪1、2精確的螺旋角為18.2 湊配中心距 嚙合角 高度變位 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 故 分度圓直徑 =59.57mm =140.43mm 齒頂高 =4.244mm =2.848mm 齒根高 =4.328mm =5.724mm 齒全高 =8.572mm 齒頂圓直徑 =67.058mm =146.126mm 齒根圓直徑 =50.914mm =128.982mm 當(dāng)量齒數(shù) =16.85 =37.71 節(jié)圓直徑 3 確定其他各擋的齒數(shù)及變位系數(shù) 二擋齒輪是斜齒輪螺旋角與常嚙合齒輪不同 （3.14） （3.15） 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿(mǎn)足下列關(guān)系式： （3.16） 聯(lián)解上述三式，采用試湊法，，解（3.14）、（3.15）得： 求得二擋齒輪齒數(shù)為 ： 取29 取18 代入上式近似滿(mǎn)足軸向力平衡 嚙合角 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 分度圓直徑 =76.596mm =123.404mm 齒頂高 =4.156mm =2.936mm 齒根高 =4.416mm =5.636mm 齒全高 =8.572mm 齒頂圓直徑 =84.908mm =129.276mm 齒根圓直徑 =67.764mm =112.132mm 當(dāng)量齒數(shù) =21.661 =34.898 節(jié)圓直徑 圖3.3選擇變位系數(shù)線(xiàn)路圖 同理：三擋齒輪齒數(shù) 嚙合角 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 分度圓直徑 =102.128mm =106.383mm 齒頂高 =3.716mm =3.376 齒根高 =4.856mm =5.196mm 齒全高 =8.572mm 齒頂圓直徑 =109.56mm =113.135mm 齒根圓直徑 =92.416mm =95.991mm 當(dāng)量齒數(shù) =28.881 =30.084 節(jié)圓直徑 四擋齒輪齒數(shù) 湊配中心距 嚙合角 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 分度圓直徑 =80.85mm =119.15mm 齒頂高 =4.116mm =2.976mm 齒根高 =4.456mm =5.596mm 齒全高 =8.572mm 齒頂圓直徑 =89.082mm =125.102mm 齒根圓直徑 =71.938mm =107.958mm 當(dāng)量齒數(shù) =22.864 =33.694 節(jié)圓直徑 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在~23之間 初選 計(jì)算輸入軸與倒檔軸的中心距 設(shè) 有中心距 圓整后取 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，故取滿(mǎn)足輸入軸與中間軸距離 假設(shè)當(dāng)齒輪11和齒輪12嚙合時(shí)中心距： ==88.5A且mm 故倒檔軸與中間軸的中心距 根據(jù)中心距求嚙合角 故 高度變位 根據(jù)齒數(shù)比 查得 3.5傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 變速器軸在工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩、彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強(qiáng)度和剛度。軸的剛度不足，在負(fù)荷的作用下，軸會(huì)產(chǎn)生過(guò)大的變形，影響齒輪的經(jīng)常嚙合，產(chǎn)生過(guò)大的噪聲，并會(huì)降低齒輪的使用壽命。設(shè)計(jì)變速器時(shí)主要考慮的問(wèn)題有： 軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長(zhǎng)度、軸的強(qiáng)度和剛度等。 在已知兩軸式變速器中心距時(shí)，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸，=0.16～0.18；對(duì)輸出軸，0.18～0.21。 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選取： 式中 ——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，（N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑為 =24.02～28.78mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長(zhǎng)度=330mm。 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑為 式中 ： d——軸的最小直徑，（mm）； ——軸的許用剪應(yīng)力，（MPa）； P——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率，（kw）； n——發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速，（r/min）。 得： mm 所以，選擇軸的最小直徑為25mm 3.6 齒輪的強(qiáng)度校核 3.6.1 齒輪的失效形式與強(qiáng)度校核 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動(dòng)換擋齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 齒輪工作時(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。與其他機(jī)械行業(yè)相比，不同用途汽車(chē)的變速器齒輪使用條間仍是相似的。此外，汽車(chē)變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級(jí)別，支承方式也基本一致。如汽車(chē)變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工 ，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB179—83，6級(jí) 和7級(jí)。因此，用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車(chē)齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。下面介紹的是計(jì)算汽車(chē)變速器齒輪強(qiáng)度用的簡(jiǎn)化計(jì)算公式。 3.6.2輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 式中：—彎曲應(yīng)力，（MPa）； —計(jì)算載荷，（N.mm）； —應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9； 圖4.1 齒形系數(shù)圖 —齒寬，（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如圖4.1。 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車(chē)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。 1、斜齒輪彎曲應(yīng)力 式中：—計(jì)算載荷，（N·mm）； —法向模數(shù)，（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角，（°）； —應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=7.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車(chē)常嚙合齒輪和高擋齒輪，對(duì)貨車(chē)為100～250MPa。 （1）計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ， = =234.501MPa<100～250MPa = =224.685MPa<100～250MPa （2）計(jì)算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力 = =245.726MPa<100～250MPa = =130.645MPa<100～250MPa （3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 = =158.760MPa<100～250MPa = =157.863MPa<100～250MPa （4）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力 = =124.979MPa<100～250MPa = =138.317MPa<100～250MPa （5）計(jì)算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 = =121.683MPa<100～250MPa = =113.983MPa<100～250MPa 3.6.3 輪齒接觸應(yīng)力校核 式中：—輪齒的接觸應(yīng)力,（MPa）； —計(jì)算載荷,（N.mm）； —節(jié)圓直徑,(mm)； —節(jié)點(diǎn)處壓力角,（°）， —齒輪螺旋角,（°）； —齒輪材料的彈性模量,（MPa）； —齒輪接觸的實(shí)際寬度,(mm)； 、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑,(mm)，直齒輪、，斜齒輪、； 、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑,(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表3.1。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×4=28mm 表3.1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 （1）計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 =10.75mm =28.12mm =1309.21MPa<1900～2000MPa =1343.12MPa<1900～2000MPa （2）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力 =1298.33MPa<1300～1400MPa =826.63MPa<1300～1400MPa （3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力 =862.38MPa<1300～1400MPa =544.64MPa<1300～1400MPa （4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力 =843.88MPa<1300～1400MPa =827.88MPa<1300～1400MPa （5）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力 =846.26MPa<1300～1400MPa =824.96MPa<1300～1400MPa （6）計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力 =1190.67MPa<1900～2000MPa =1532.47MPa<1900～2000MPa =MPa<1900～2000MPa 3.6.4輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算 輪齒接觸應(yīng)力 δ=0.418 式中:——為輪齒的接觸應(yīng)力； F——為齒面上的法向力， ； -圓周力，；為計(jì)算載荷；d-節(jié)圓直徑；-節(jié)點(diǎn)處壓力角，-齒輪螺旋角；E-齒輪材料的彈性模量；b-齒輪接觸的實(shí)際寬度； 、-主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，直齒輪 、，斜齒輪 ， ； 、-主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑。 一擋齒輪接觸應(yīng)力 δ=0.418 =1203.7 四擋齒輪接觸應(yīng)力 δ=0.418 =685.34 校核都在范圍之內(nèi)，符合要求 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表3.2。 表3.2變速器齒輪許用接觸應(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 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎取疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時(shí)，對(duì)切削加工性能及成本也應(yīng)考慮。值得指出的是，對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。齒輪在熱處理之后進(jìn)行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形；磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動(dòng)平穩(wěn)、效率提高；在同樣負(fù)荷的條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。 國(guó)內(nèi)汽車(chē)變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為33～48HRC。 第4章 設(shè)計(jì)總結(jié) 本文設(shè)計(jì)研究了汽車(chē)變速器，對(duì)變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并進(jìn)行了強(qiáng)度校核，對(duì)一些標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行了選型。變速器的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)并講述了變速器中各部件材料的選擇。通過(guò)本課題的設(shè)計(jì)過(guò)程，主要目的在于能夠?qū)ζ?chē)變速機(jī)的工作原理，結(jié)構(gòu)進(jìn)行深入分析與理解，對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算以及相關(guān)圖紙繪制，進(jìn)而鞏固所學(xué)基礎(chǔ)知識(shí)，使得理論知識(shí)能改得以運(yùn)用于實(shí)際當(dāng)中，達(dá)到強(qiáng)化的目的。對(duì) 變速器的結(jié)構(gòu)，工作原理，以及詳細(xì)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算有一個(gè)全面而深入的掌握。 參考文獻(xiàn) 1.陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造[M].下冊(cè).第三版.北京.人民交通出版社，2007 2.高延齡.汽車(chē)運(yùn)用工程[M].第二版.北京:人民交通出版社，2001 3.余志生.汽車(chē)?yán)碚揫M].第2版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2008 4.鐘建國(guó) 廖耘 劉宏.汽車(chē)構(gòu)造與駕駛[M].長(zhǎng)沙:中南大學(xué)出版社，2002 5.肖盛云 徐中明.汽車(chē)運(yùn)用工程基礎(chǔ)[M].重慶:重慶大學(xué)出版社，2007 6.梁治明 材料力學(xué)[M]. 遼寧：高等教育出版社出版，2005 7.徐正惠，胡海影.典型機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì)[M].北京：科學(xué)出版社,2004. 8.鄭堤，唐可洪,《機(jī)電一體化設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》，機(jī)械工業(yè)出版社，1997，北京 9.陳小忠,黃寧,趙小俠.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)[M].北京:人民郵電出版社,2005. 10.王德宇,《非標(biāo)準(zhǔn)機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)例講解》,北京理工大學(xué)出版社,2006,北京 11.周紀(jì)良.車(chē)輛變速機(jī)的評(píng)價(jià)方法拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸，1994 12.王昆、何小柏、汪信遠(yuǎn).機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社，1995 13.徐灝.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).北京.機(jī)械工業(yè)出版社，1991 14.陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造.北京：人民交通出版社，1998 15.余志生.汽車(chē)?yán)碚?第三版).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2000 16.杜梅先、朱東梅、蔣繼賢.畫(huà)法集合及機(jī)械制圖.北京:高等教育出版社,1997 17.周守仁.自動(dòng)變速機(jī).北京:中國(guó)鐵道出版社,1997 18.臧新群.汽車(chē)滾動(dòng)軸承應(yīng)用手冊(cè).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1997:70～80 19. 成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2002 20.楊可楨 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)[M].北京：高等教育出版社，2006 21.Chief Editor Wang Wangyu [ M ] automobile design Beijing: Mechanical industry publishing house, 2000. 39