輕型貨車(chē)變速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) I 目 錄 第 1 章 緒論 1 1.1 概述 2 1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況和發(fā)展方向 2 第 2 章 傳動(dòng)方案及零部件結(jié)構(gòu)分析 5 2.1 變速器 的基本設(shè)計(jì)要求 5 2.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 5 2.3 本章小結(jié) 10 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算 11 3.1 擋數(shù)的選擇 11 3.2 傳動(dòng)比的確定 12 3.3 中心距 A 的確定 13 3.4 外形尺寸的初選 14 3.5 齒輪參數(shù)選擇 14 3.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 18 3.7 變速器齒輪的變位 22 3.8 本章小結(jié) 24 第 4 章 齒輪與軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 25 4.1 齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算 25 4.2 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 32 4.3 軸承的選擇與校核 39 4.4 本章小結(jié) 42 第 5 章 變速器同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇 43 5.1 同步器 43 5.2 操縱機(jī)構(gòu)的選擇 46 5.3 變速器殼體的設(shè)計(jì) 47 5.4 本章小結(jié) 48 結(jié) 論 49 致 謝 50 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) II 參考文獻(xiàn) 51 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 2 第 1 章 緒論 1.1 概述 輕型貨車(chē)主要從事城市市區(qū)或農(nóng)村間中短途距離運(yùn)輸?shù)慕煌üぞ?，具有機(jī)動(dòng)靈活、快捷方便的優(yōu)勢(shì)，特別是在運(yùn)輸噸位不大且距離又比較近時(shí)，輕型貨車(chē)便發(fā)揮出巨大優(yōu)勢(shì)。近幾年來(lái)隨著我國(guó)城市規(guī)模的不斷擴(kuò)大，城市市區(qū)間越來(lái)越需要輕型貨車(chē)。變速器是汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的組成部分，它直接影響汽車(chē)的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，是汽車(chē)的重要部件之一。 本設(shè)計(jì)是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車(chē)型的變速器作為設(shè)計(jì)原型，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車(chē)速、最大爬坡度等條件下，自己獨(dú)立設(shè) 計(jì)出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計(jì)的重點(diǎn)部分是檔位傳動(dòng)比的選擇及計(jì)算依據(jù)、齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算及校核、二軸及中間軸的強(qiáng)度校核等。 通過(guò)查閱圖書(shū)館電子資源和館藏圖書(shū)，了解變速器研究領(lǐng)域的最新發(fā)展動(dòng)向；閱讀關(guān)于變速器設(shè)計(jì)方面的書(shū)籍，學(xué)習(xí)變速器設(shè)計(jì)的過(guò)程、步驟、方法和經(jīng)驗(yàn)教訓(xùn)，解決設(shè)計(jì)過(guò)程中遇到的自己不能解決的問(wèn)題；去實(shí)驗(yàn)室動(dòng)手拆裝此類型的變速器，了解變速器的結(jié)構(gòu)與工作原理進(jìn)行變速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算。 此次輕型貨車(chē)的變速器設(shè)計(jì)將基本滿足輕型貨車(chē)的使用要求，通過(guò)對(duì)變速器的分析、方案選擇、設(shè)計(jì)計(jì)算 和整理，能達(dá)到了預(yù)期的效果，完成此次畢業(yè)設(shè)計(jì)。畢業(yè)設(shè)計(jì)是對(duì)自己大學(xué)四年所學(xué)知識(shí)進(jìn)行系統(tǒng)的綜合運(yùn)用，通過(guò)此次設(shè)計(jì)，了解了變速器設(shè)計(jì)的基本過(guò)程和在設(shè)計(jì)過(guò)程中應(yīng)該注意的問(wèn)題，學(xué)會(huì)了設(shè)計(jì)的過(guò)程和方法。 1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況和發(fā)展方向 變速器作為汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車(chē)技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。 21 世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域 1 ，這 些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器技術(shù)的發(fā)展。目前國(guó)內(nèi)外的變速器主要向著自動(dòng)變速器方向發(fā)展，自動(dòng)變速器在實(shí)際中所占的比例越來(lái)越大，目前有一半以上的轎車(chē)和部分重型載貨汽車(chē)上使用的是自動(dòng)變速器。變速器作為汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車(chē)技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。 21 世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器技術(shù)的發(fā)展。 根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。 根據(jù)軸的形式分為：固定 軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。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。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。目前自動(dòng)變速器得到廣泛的應(yīng)用。 變速器技術(shù)的發(fā)展動(dòng)向如下： （ 1）節(jié)能與環(huán)境保護(hù)。變速器的節(jié)能與環(huán)境保護(hù)既包括傳動(dòng)系本身的節(jié)能與環(huán)境保護(hù)，也包括發(fā)動(dòng)機(jī)的節(jié)能與保護(hù)。因此研究高效率的傳動(dòng)副來(lái)節(jié)約能源，采用零污染的工作介質(zhì)或潤(rùn)滑油來(lái)避免環(huán)境污染，根 據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的特性和行駛工況來(lái)設(shè)計(jì)變速器，使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳狀態(tài)，以保證汽車(chē)在最高傳動(dòng)效率和最低污染物排放區(qū)運(yùn)行； （ 2）應(yīng)用新型材料。材料科學(xué)與技術(shù)是 21 世紀(jì)重點(diǎn)發(fā)展的科學(xué)技術(shù)領(lǐng)域。各種新型材料在變速器中的應(yīng)用已經(jīng)推動(dòng)了汽車(chē)技術(shù)的發(fā)展和性能的提高。 （ 3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪聲、長(zhǎng)壽命、重量輕、體積小、低成本一直以來(lái)是變速器的發(fā)展方向； （ 4）智能化、集成化。變速器智能化、集成化是信息、電子集成技術(shù)和控制技術(shù)與變速器技術(shù)的結(jié)合。其特點(diǎn)是根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的特性和汽車(chē) 的行駛工河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 4 況，通過(guò)計(jì)算機(jī)智能控制，實(shí)現(xiàn)對(duì)變速器傳動(dòng)比的實(shí)時(shí)控制，使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳狀態(tài)。將變速器智能化，并且普及到大眾化的汽車(chē)上 2 。這樣的汽車(chē)可以依據(jù)駕車(chē)者的性情、路面的狀況、車(chē)身的負(fù)荷乃至周邊環(huán)境等多種因素，挑選最適合的功能，實(shí)現(xiàn)智能化駕駛，以充分發(fā)揮車(chē)輛的性能，降低油耗，確保安全。變速器的發(fā)展使汽車(chē)好像有了人的智慧它根據(jù)外界路面的變化，經(jīng)過(guò)計(jì)算，代替人作出準(zhǔn)確聰明的決斷。 隨著科技的發(fā)展和汽車(chē)工業(yè)的不斷向前進(jìn)步，汽車(chē)自動(dòng)變速 器會(huì)越來(lái)越多的得到使用。 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 5 第 2 章 傳動(dòng)方案及零部件結(jié)構(gòu)分析 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)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有倒檔，使汽車(chē)獲得倒退行駛能力。變速器設(shè)有空檔，可在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)、汽車(chē)滑行或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪工作。 2.1 變速器的基本設(shè)計(jì)要求 變速器在汽車(chē)底盤(pán)中具有很重要的作用，它的好壞直接決定汽車(chē)的使用壽命和經(jīng)濟(jì)性，因此變速器的設(shè)計(jì)必須滿足以下要求： （ 1）保證汽 車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性； （ 2）設(shè)置空檔，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸； （ 3）設(shè)置倒檔，使汽車(chē)能倒退行駛； （ 4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置； （ 5）換檔迅速、省力、方便； （ 6）工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； （ 7）變速器應(yīng)有高的工作效率； （ 8）變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 2.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 2.2.1 倒檔布置方案 圖 2.1 為常見(jiàn)的倒檔布置方案。圖 2.1b 方案的優(yōu)點(diǎn)是 倒檔利用了一 檔齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難。河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 6 圖 2.1c 方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理。圖 2.1d 方案對(duì) 2.1c 的缺點(diǎn)做了修改。圖 2.1e 所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖 2.1f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便。為了縮短變速器軸向長(zhǎng)度，倒檔傳動(dòng)采用圖 2.1g 所示方案。缺點(diǎn)是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 本設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際車(chē)型，在給定的任務(wù)書(shū)中已經(jīng)確定是中間軸式變速器，全部齒輪為常嚙合齒 輪，所以綜合考慮，本身設(shè)計(jì)選擇圖 2.1（ b）形式進(jìn)行設(shè)計(jì)。 圖 2.1 倒檔布置方案 2.2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 1、齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 3 。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。 2、換擋機(jī)構(gòu) 變速器換檔機(jī) 構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 7 采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換檔，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過(guò)早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。 常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過(guò)早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔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。 使用同步 器能保證換擋迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲，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 它有結(jié)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。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程小。 通過(guò)比較本設(shè)計(jì)所有擋選用同步器換檔。 3、典型的操縱機(jī)構(gòu)及其互鎖裝置 圖 2.5 為典型的操縱機(jī)構(gòu)圖 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動(dòng)嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機(jī)構(gòu)。 互鎖裝置是保證移動(dòng)某一變速叉軸時(shí)，其他變速叉軸互被鎖住，下面介河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 8 紹幾種常見(jiàn)的機(jī)構(gòu)： （ 1）互鎖銷式 圖 2.7 是汽車(chē)上用得最廣泛的一種機(jī)構(gòu)， 互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長(zhǎng)度和凹槽來(lái)保證互鎖。 圖 2.6， a 為空檔位置，此時(shí)任一叉軸可自由移動(dòng)。圖 2.6， b,c,d 為某一叉軸在工作位置，而其他叉軸被鎖住。 圖 2.6 互鎖銷式工作原理 （ 2）擺動(dòng)鎖塊式 圖 2.7 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 檔住其他兩個(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 2.9 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。上海 SH-130 型載重汽車(chē)的變速器互鎖機(jī)構(gòu)就采用這種型式。 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 9 圖 2.7 擺動(dòng)鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu) 圖 2.8 轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式互鎖機(jī)構(gòu) 上述操縱機(jī)構(gòu)用于長(zhǎng)頭駕駛室時(shí)期車(chē)上，為操縱桿由駕駛一室底板伸出的直接操縱機(jī)構(gòu)。 對(duì)于平頭駕駛室汽車(chē)，輕型載重汽車(chē)或小客車(chē)所采用的遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)（操縱桿在方向盤(pán)下），要加上一套聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)。這種機(jī)構(gòu)應(yīng)有足夠的剛性，并保證各連接件在靈活轉(zhuǎn)動(dòng)情況下，其間隙不能過(guò)大，否則會(huì)使換檔手感不明顯。 為改善操 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。 第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，可布置圓柱滾子 縱輕便性，在小客車(chē)或重型載重汽車(chē)上的采用電磁、電力和液力控制，因其結(jié)構(gòu)復(fù)雜并需要?dú)庠椿蛞簤涸?，在載重汽車(chē)上一般很少采用。 本次設(shè)計(jì)采用互鎖銷式互鎖裝置。 4、變速器軸承的選擇 軸承，若空間不足則采用滾針軸承 4 。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。 滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 10 本設(shè)計(jì)中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側(cè)用圓錐滾子軸承，一軸用球軸承。 2.3 本章小結(jié) 本章主要是對(duì)變 速器傳動(dòng)方案進(jìn)行選取和分析，選擇中間軸式變速器為設(shè)計(jì)對(duì)象并且對(duì)零部件的結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析和選取，選擇合適的齒輪形式、換檔機(jī)構(gòu)和軸承進(jìn)行變速器的設(shè)計(jì)。本章主要是從總體上進(jìn)行變速器傳動(dòng)方案及零部件結(jié)構(gòu)分析確定。 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 11 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算 本次設(shè)計(jì)是在已知主要整車(chē)參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，已知的 CA1051K26L4整車(chē)主要技術(shù)參數(shù)如表 3.1 所示。 表 3.1 CA1051K26L4 整車(chē)主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 88kw 車(chē)輪型號(hào) 7.50-R16 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 300N.m 主減速器傳動(dòng)比 5.43 最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速 2100r/min 最高車(chē)速 90km/h 總質(zhì)量 5000kg 后軸載荷 3255kg 3.1 擋數(shù)的選擇 增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換檔頻率也增高。 在最低檔傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動(dòng)比比值減小，使換檔工作容易進(jìn)行。 檔數(shù)選擇的要求： （ 1）相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在 1.8 以下 ； （ 2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 目前，轎車(chē)一般用 4 5 個(gè)檔位變速器，貨車(chē)變速器采用 4 5 個(gè)檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車(chē)和越野汽車(chē) 5 。 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，其它貨車(chē)則更大。 河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 12 文中設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際，變速器選用 5 檔變速器，最高檔傳動(dòng)比為 1。 3.2 傳動(dòng)比的確定 減速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低檔傳動(dòng)比與最高檔傳動(dòng)傳動(dòng)比的比值。 1、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 一檔傳動(dòng)比應(yīng)該滿足最大驅(qū)動(dòng)力能夠克服汽車(chē)輪胎與路面的滾動(dòng)阻力及最大爬坡阻力， m a x0m a x mgriiTrtge （ 3.1） terg iT rmgi 0maxmax1 （ 3.2） 式中： 最大轉(zhuǎn)矩， mmNTe .10300 3m a x 車(chē)輪 半徑 ,由已知輪胎規(guī)格 R16（ 8 級(jí)）可知道為 320.47mm； 主減速器傳動(dòng)比， 43.50 i 傳動(dòng)系傳動(dòng)效率 8 9 3.0%98%96%95 tmg 汽車(chē)重力， mg=5455 9.8； 代入公式（ 3.2）得到 ： 83.043.510300 47.3203.08.95455 3 gi=3.103 根據(jù)車(chē)輪與路面的 附著條件則 ： 201m ax GriiTrtge （ 3.3） Terg iT Gi 0max21 （ 3.4） 在 0,50.6 之間取 0.55， 2G =31899N 代入式（ 3.3）得到 ：83.043.510300 47.32055.031899 31 gi=4.5298 河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 13 所以 5298.4103.31 gi由于本車(chē)為輕型車(chē)且無(wú)超速檔，一檔初選傳動(dòng)比取 4.2。 2、 其他各擋傳動(dòng)比初選 各檔傳動(dòng)比為等比分配 6 ， 則： qiiiiiiii 54433221 43.12.44451 iiq 43.1,05.2,93.2432 iii3.3 中心距 A 的確定 由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據(jù)以下的經(jīng)驗(yàn)公式（ 3.5）計(jì)算 7 。 31m a x geA iTKA （ 3.5） 式中 ： A 變速器中心距（ mm）； AK 中心距系數(shù)，商用車(chē) AK =8.6-9.6； maxeT 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距 =300（ N.m） ； 1i 變速器一檔傳動(dòng)比為 4.2； g 變速器傳動(dòng)效率，取 96%。 將各參數(shù)代入式（ 3.4）得到 ： A （ 8.69.6） 3 96.02.4300 =（ 8.69.6） 10.7=92.02102.7mm 貨車(chē)的變速器中心距在 92 102.7mm 范圍內(nèi)變化，初取 A=96mm。 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 14 3.4 外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過(guò)渡）齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 影響變速器的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。 商用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參考表 3.2 數(shù)據(jù)選用： 表 3.2 商用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸 四檔 （ 2.2 2.7） A 五檔 （ 2.7 3.0） A 六檔 （ 3.2 3.5） A 為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為 2.9=278.4mm。 3.5 齒輪參數(shù)選擇 3.5.1 模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則： （ 1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬； （ 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬； （ 3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)； （ 4）從強(qiáng)度方面考 慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對(duì)于轎車(chē)，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。 對(duì)于貨車(chē)，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表 3.3： 表 3.3 變速器齒輪 的法向 模數(shù) 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 15 微型、普通級(jí)轎車(chē) 中級(jí)轎車(chē) 中型貨車(chē) 重型貨車(chē) 2.25 2.75 2.75 3.00 3.5 4.5 4.5 6.0 選用時(shí)，優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的盡量不要用，表 3.4 為國(guó)標(biāo)GB/T1357 1987，可參考表 3.4 進(jìn)行變速器模數(shù)的選擇。 表 3.4 變速器常用的齒輪模數(shù) 第一系列 1 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 第二系列 1.75 2.25 2.75 （ 3.25） 3.5 表中數(shù)據(jù)摘自（ GB/T1357 1987） 綜合考慮文中設(shè)計(jì)由于是輕型車(chē)，變速器倒檔模數(shù)取 3.5mm；其他各檔為3.0mm。 3.5.2 壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對(duì)于轎車(chē)，為了降低噪聲，應(yīng)選用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的壓力角。對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用 22.5或 25等大些的壓力角。 國(guó)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。 本變速器是采取了重要輕型汽車(chē)變速器的新技術(shù)主要內(nèi)容是，在保證齒輪的強(qiáng)度要求之下，盡量將模數(shù)減小。這樣就明顯提高了齒輪的重合度，從而減小了沖擊載荷和噪聲。 3.5.3 螺旋角 齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有 影響。選用大些的旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低 8 。 試驗(yàn)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(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 16 的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強(qiáng)度來(lái)著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角值。 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。如 圖 3.1 所示： 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 17 圖 3.1 中間軸軸向力的平衡 欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： 111 tan na FF （ 3.6） 222 tanAa FF （ 3.7） 為使兩軸向力平衡，必須滿足： 2121tantan rr（ 3.8） 式中 ： 21 aa FF 作用在中間軸承齒輪 1、 2 上的軸向力； 21 nn FF 作用在中間軸上齒輪 1、 2 上的圓周力； 21rr 齒輪 1、 2 的節(jié)圓半徑； T 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 貨車(chē)變速器的螺旋角為： 18 26，一檔齒輪的螺旋角取下限 3.5.4 尺寬 b 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)受力的均勻程度等均有影響。 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 18 選用較小的齒寬可 以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。 選用較大的齒寬，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（nm）的大小來(lái)選定齒寬 b,nc mkb 式中： ck 齒寬系數(shù)，斜齒為 6.0 8.5。 3.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動(dòng)及各部件如圖 3.2 所示： 圖 3.2 CA10501K26L4 變速器傳動(dòng)示意圖 1 一軸常嚙合齒輪 2 中間軸常嚙合齒輪 3 第二軸四擋齒輪 4 中間軸四擋齒輪 5 第二軸三擋齒輪 6 中間軸三擋齒輪 7 第二軸二擋齒輪 8 中間軸二擋齒輪 9 第二軸一擋齒輪 10河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 19 中間軸一擋齒輪 11 第二軸倒擋齒輪 12 中 間軸倒擋齒輪 13 惰輪 1、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 一檔傳動(dòng)比為： 2.4101921 zz zzi g如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動(dòng)比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和hz， hz 一檔齒數(shù)和，直齒mAzh 2斜齒 nh mAz 2 （ 3.9） 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時(shí)，對(duì)軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。貨車(chē)10z可在 12 17之間選取，本設(shè)計(jì)取10z=16，初選 2312 ， 0.3nm， 代入公式（ 3.6）得到： 43.580.3 13.9623c os2 hz 取整得 58，則 4216589 z。 2、對(duì)中心距 A 進(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整使中心距有了變化，所以要根據(jù)取定的齒數(shù)和和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距 A，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù) 9 。 cos2 hnzmA （ 3.10） 將各已知條件代入式（ 3.10）得到： 13.9623c o s2 583 A mm， 取整為 96mm。 3、常嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)確定 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 20 101921 zz zzig （ 3.11） 而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即 ： 2121cos2 )(zzmA n （ 3.12） 已知各參數(shù)如下 ： 96,16,42,23,3 109109 Azzm n 代入式 （ 3.12） 得到 ： 13.231 z 取整 ： 37,23 21 zz ， 19.416372342102191 zzzzi g4、二檔齒數(shù)的確定 已知 ： 93.2,96,32 gn iAm由式子 ： 18272 zzzzig （ 3.13） 21287 zzizz g（ 3.14） 8787cos2 )( zzmA n （ 3.15） 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式： )1(ta nta n8782212 zzzz z （ 3.16） 聯(lián)解上述（ 3.13），（ 3.14），（ 3.15）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法。解得結(jié)果如下： 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 21 21,39,36.208787 zz， 89.22139233787122 zzzzi g5、三檔齒數(shù)的 確定 已知： 05.2,96,3 3 gn iAm 由式子 21365 zzizz g（ 3.17） 8765cos2 )( zzmA n （ 3.18） )1(t a nt a n 6562 212 zzzz z （ 3.19） 聯(lián)解上式（ 3.17），（ 3.18），（ 3.19）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法，解得： 26,34,36.206565 zz1 0 3.22634233765123 zzzzi g6、 四檔齒數(shù)的確定 已知： 43.1,96,3 4 gn iAm 由式子 21443 zzizz g（ 3.20） 4343cos2 )( zzmA n （ 3.21） )1(ta nta n 4342 212 zzzz z （ 3.22） 聯(lián)解上述（ 3.20），（ 3.21），（ 3.22）三個(gè)式子，可采用比較方便的試湊法，解得： 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 22 322836.204343zz 4 0 8.13228233743124 zzzzi g7、 倒檔齒數(shù)的確定 5.3m 初選 2213 z（ 22-23）之間， 12z 小于10z取為 14， 09.4Ri 中間軸與倒檔軸之間的距離的確定 ： 63)2214(5.321)(21 1312 zzmA n 取整 63mm。 為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪 11 和齒輪頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm 以上的間隙。則齒輪 11 的齒頂圓直徑 De11 為： ADeDe 2125.02 11 De11=129.92mm Z11=35.12 取整為 Z11=35 二軸與倒檔軸之間的距離確定 ： 75.99)2235(5.321)(21 1311 zzmA n mm 取整 100mm。 3.7 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因： （ 1）配湊中心距； （ 2）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命； 河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 23 （ 3）降低齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多 10 。 變位系數(shù)的選擇原則： （ 1）對(duì)于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最 有利的原則選擇變位系數(shù)； （ 2）對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大、小齒輪的變位系數(shù)； （ 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本設(shè)計(jì)采用角度變位來(lái)調(diào)整中心距。 1、一檔齒輪的變位 已知條件： 96 a ， 5.1012 5.3)1642( a由計(jì)算公式nt maay ，Htz zyy 2 代入得到： 0 6 2 9.05025 7 1 4.125 7 1 4.15.35.10196Htzntzyymaay查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到 ： 31.021.1109 zzxx 河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 24 1、 其余齒輪的變位，計(jì)算過(guò)程同上，計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表 3.5 表 3.5 變速器各齒輪的變位 系數(shù) 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 倒檔齒輪 變位系數(shù) 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 11Z 12Z 13Z 0.1 0.13 0.023 0.009 0.021 0.011 -0.103 -0.083 0.046 0.309 -0.22 3.8 本章小結(jié) 本章主要是對(duì)變速器齒輪各參數(shù)進(jìn)行選取，包括模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬等。在選定合適的參數(shù)條件下進(jìn)行變速器齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算，計(jì)算出常嚙合齒輪的齒數(shù)、中心距、各前進(jìn)檔的齒輪齒數(shù)及倒檔齒數(shù)等，使其達(dá)到本次設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)要求。對(duì)變速器齒輪進(jìn)行變位計(jì)算以便為下一步的變速 器齒輪強(qiáng)度校核提供數(shù)據(jù)。 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 25 第 4 章 齒輪與軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算 變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、移動(dòng)換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。 4.1.1 齒輪材料的選擇原則 1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)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。 2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)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(hào)材料 。 3、考慮加工、工藝及熱處理工藝 常嚙合齒輪因其傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，并且一直參與傳動(dòng)，所以磨損較大，應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用 20GrMnTi 材料滲碳后淬火，硬度為 5862HRC 12 。大齒輪用 40Gr 調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 48 55HRC。一檔傳動(dòng)比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強(qiáng)度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi 滲碳后淬火，硬度為 56 62HRC，大齒輪 40Gr 調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 46 55HRC；其余各檔小齒輪均采用 40Gr 調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 4855HRC，大齒輪用 45 鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 40 50HRC。 4.1.2 各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 一軸轉(zhuǎn)距 mTTe N2.12 8 56.908.903 0 0m a x1 軸承離合 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 26 中間軸轉(zhuǎn)矩 mNiTT 92.435233798.096.012.285121 齒輪軸承中 二軸各檔轉(zhuǎn)距： 一檔齒輪 53.108712 T Nm； 二檔齒輪 41.76912 T Nm； 三檔齒輪 77.54132 TNm； 四檔 齒輪 51.36242 T Nm； 倒檔軸： mNiT 46.644142298.096.092.435T 1312齒輪軸承中倒 二軸倒檔齒輪： mNiT 37.984223598.096.046.644T 1211齒輪軸承倒倒擋二軸 4.1.3 齒輪強(qiáng)度計(jì)算 1、 斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 btyKKFIw（ 4.1） 式中： IF 圓周力（ N），dTF g21 ； gT 計(jì)算載荷（ N mm）； 節(jié)圓直徑（ mm）cos zmd n； nm 法向模數(shù)（ mm） ； 為斜齒輪螺旋角 )( ； K 應(yīng)力集中系數(shù)， 50.1K； b 齒面寬（ mm）； 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 27 t 法向齒距，nmt ； y 齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)3coszz n 在齒形系數(shù)圖（圖 4.1）中查得； K 重合度影響系數(shù)， 0.2K將上述有關(guān)參數(shù)代入 （ 4.1） ，整理得到 ： KyKzmKTcngw3c o s2 （ 4.2） 圖 4.1 齒型系數(shù)圖 當(dāng)計(jì)算載荷gT取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩maxeT時(shí)，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400 850MPa，貨車(chē)可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。斜齒輪對(duì)貨車(chē)為 100 200MPa 13 。 （ 1） 一檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核 已知參數(shù)： 7,3 cn Km 8 1 5.0,16,42 109 zz 24.2821 T Nm, 84.283中T Nm 查齒形系數(shù)圖 4.1 得 ：186.0195.0109 yy ； 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 28 代入公式（ 4.2）得： 39.1 9 41 9 5.0275.31614.3 5.11012.2 8 52 3 31 w MPa 75.2 0 91 8 6.0275.34214.3 5.11012.2 8 52 3 32 w MPa 對(duì)于貨車(chē)當(dāng)計(jì)算載荷取變速 器第一軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)，其許用應(yīng)力應(yīng)該小于 250Mpa，1w，2w均小于 250Mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 （ 2） 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核方法與一檔齒輪相同其計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表 4.1： 表 4.1 各檔齒輪的彎曲強(qiáng)度校核 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 彎曲應(yīng)力 MPa 218.58 198.71 232.1 233.48 221.90 222.00 228.19 230.00 各齒輪的彎曲應(yīng)力均小于 250MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 2、倒檔齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 yzKmKKTcfgw32 （ 4.3） 式中 ： w 彎曲應(yīng)力； K 應(yīng)力集中系數(shù)，為 1.5； gT 計(jì)算載荷（ Nmm）； d 節(jié)圓直徑（ mm）； fK 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪為 1.1，從動(dòng)齒輪為 0.9； b 齒寬（ mm）； t 端面齒數(shù)（ mm）， mt ， m 為模數(shù)； y 齒形系數(shù)； 河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 29 查齒形系數(shù)圖 4.1 得 ： 18.012 y ； 代入公式 （ 4.3） 得： 48.68518.08225.314.3 65.11.137.9852 311 w MPa 當(dāng)計(jì)算載荷gT取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，倒檔直齒輪的許用彎曲應(yīng)力在 400-850 之間，11w在許用范圍內(nèi)，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 3、斜齒齒輪輪齒接觸應(yīng)力 )11(418.0bzj bFE （ 4.4） 式中 ： j 輪齒接觸應(yīng)力（ MPa）； F 齒面上的法向力（ N），)cos(cos1 FF ； F1 圓周力（ N）， dTF g21 ； gT 計(jì)算載荷（ Nmm）； d 節(jié)圓直徑（ mm）； 節(jié)點(diǎn)處壓力角 ； 齒輪螺旋角； E 齒輪材料的彈性模量 5101.2 （ MPa）； b 齒輪接觸的實(shí)際寬度（ mm）； bz , 主 從 動(dòng) 齒 輪 節(jié) 點(diǎn) 處 的 曲 率 半 徑 （ mm ）， 直 齒 輪 s in,s in bbzz rr ，斜齒輪 22 c o s)s in(,c o s)s in( bbzz rr ； zr br 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 2maxeT 作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力j見(jiàn)下表 4.2 14 ： 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 30 表 4.2 變速器的許用接觸應(yīng)力 齒輪 j MPa 滲碳齒輪 液體滲氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔 1300 1400 650 700 （ 1） 一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知條件： 7,3,17 cn Km ， 16,42 109 zz 2.4103 0 0 39 gT Nmm, 1642103 0 0 310 gT Nmm c os2c os2zmTdTFngg 86.2 0 9 1 217c o s420.3 2.4103 0 02 310 F N, 48.3431117c o s160.3 1642103002 39 F N 09.2623co s 37co s nc mKb mm 358.2423c o s217s i n420.3c o s2s i nc o s2s i nc o ss i n439.1023c o s217s i n160.3c o s2s i nc o s2s i nc o ss i n331723332923zmdrzmdrnbbnzz1 3 6 8 5.0358.24 1439.10 111 bz 將已知數(shù)據(jù)代入公式（ 4.4）得： 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 31 )(74.12241 3 6 8 5.009.262101.248.3 4 3 1 1418.0)11(418.059M P abFEbzj)(5.12141 3 6 8 5.009.262101.286.2 0 9 1 2418.0)11(418.0510M P abFEbzj9j，10j均小于 1900 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 （ 2） 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核的方法同上，校核計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表 4.3： 表 4.3 各齒輪的接觸應(yīng)力 各齒輪的接觸應(yīng) 力均小于 1300 1400 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 4、 直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知條件： 14,7,17,5.3 12 zKm c 92.435中T Nm 將已知數(shù)據(jù)代入公式（ 4.4）得到： 207.1860517c o s145.3 92.4352c o s2c o s21212 mz Tmz TF g 中N 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 接觸應(yīng)力（ MPa） 894.05 894.05 1073.67 1072.13 983.55 999.785 915.157 922.77 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 32 22.1183917c o s225.3 92.4352c o s2c o s21313 mz Tmz TF g 中N 43.215 1117c os355.3 2.4103002c os2c os2 3111111 mzTmzTF gg N 5.245.37 mKb c1266.005063.007594.0752.191168.1311119524.007594.01193.0168.131379.8111752.1917s i n2355.317s i n2s i n2168.1317s i n2225.317s i n2s i n2379.817s i n2145.317s i n2s i n222111121312121bzbzbbzzmzdmzdmzd99.156119524.0242 101.2207.18605418.0)11(418.0 513 bzj bFEMPa72.12571266.0242 101.222.11839418.0)11(418.0 513 bzj bFEMPa99.156119524.0242 101.243.21511418.0)11(418.0 511 bzj bFEMPa 12j，13j，11j均小于 1900 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 4.2 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度直接 影響變速器的使用壽命，變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)該有足夠強(qiáng)的剛度和強(qiáng)度 15 。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)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(jì)變速器軸時(shí)，河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 33 其剛度的大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。 4.2.1 軸的工藝要求 第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面粗糙度，硬度應(yīng)在 HRC58 63，表面光粗糙度不能過(guò)低。 對(duì)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。 對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。 本設(shè)計(jì)經(jīng)過(guò)綜合考慮中間軸選用齒輪軸 ,材料與齒輪一樣為 20CrMnTi。 4.2.2 初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器中心距 A時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑 d為 0.45A，軸的最大直徑 d 和支承間距離 l 的比值：對(duì)中間軸， 18.016.0 ld 對(duì)第二軸，21.018.0 ld 。第一軸花鍵部分直徑 d 可按下式初選： 3maxeTKd （ 4.5） 式中 ： K 經(jīng)驗(yàn)系數(shù) K=4.0-4.6； maxeT 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距（ N mm）。 第二軸和中間軸中部直徑 Ad 45.0 =0.45 2.4396 mm l 的取值： 中間軸長(zhǎng)度初選： 18.016.0 ld 2 7 02 4 018.016.0 2.43 l mm 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 34 260l mm 第二軸長(zhǎng)度初選： 21.018.0 ld 24071.20521.018.0 dl mm 240l mm 第一軸長(zhǎng)度初選： 774.3078.2669.6)6.40.4(3006.40.4 33 m a x eTKd mm 27d mm 18.016.0 ld mm 75.1 681 5018.016.0 dl mm l 取 160mm。 4.2.3 軸最小直徑的確定 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算 16 ，對(duì)實(shí)心軸，其強(qiáng)度條件為： 2.0109 5 5 033 d nPWTT（ 4.6） T 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 N mm， T =300N m； TW 軸的抗扭截面模量 (mm3)； P 軸傳遞的功率（ kw）， P =88kw； n 軸的轉(zhuǎn)速 )min(r ， n =3600 )min(r ； 軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（ MPa），見(jiàn) 4.3 表： 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 35 表 4.3 軸常用集中材料的 及 A 值 軸的材料 Q235-A， 20 Q237， 35 （ 1C,18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn,38SiMnMo, 3Cr12,20CrMnTi /MPa 15-25 20-35 25-45 35-55 A 149-126 135-112 126-103 112-97 由式 4.5 得到軸直徑的計(jì)算公式： 33332.0109 55 0nPAnPd （ 4.7） 對(duì)中間軸為合金鋼 CrMnTi20 則 A 查表得為 100； P 為 88kw；。 代入式（ 4.7）得 mmd 36.34 取為 35mm。 二軸為 CrMnTi20 查表得為 110； P 為 88kw；代入式（ 4.6）得 mm 取為 45mm。 4.2.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算 軸的受力如圖 4.2所示： 圖 4.2 變速器受力圖 河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 36 1、 軸的撓度驗(yàn)算 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖 4-3 所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為cf，在水平面內(nèi)撓度為sf和 轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計(jì)算： EILbaFf c 3221 （ 4.8） EILbaFf s 3222 （ 4.9） EIL ababF 31 （ 4.10） 式中 ： 1F 齒輪齒 寬中間平面上的徑向力（ N）； 2F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）； E 彈性模量（ MPa）， E =2.1105 MPa； I 慣性矩（ mm4），對(duì)于實(shí)心軸， 644dI ； d 軸的直徑（ mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算； a 、 b 為齒輪上的作用 力距支座 A、 B 的距離（ mm）； L 支座間的距離（ mm）。 軸的全撓度為 mmfffsc 2.022 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 cf=0.05 0.10mm， sf=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò) 0.002rad 18 。 與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過(guò)青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 37 第二軸軸上受力分析如圖 4.5 所示。 圖 4.5 變速器的撓度和轉(zhuǎn)角 （ 1） 變速器在一檔工作時(shí)二軸和中間軸的剛度 第一軸軸 上受力分析如圖 4.5 所示。 52.6863160.323c o s103002c o s22 31111 zmTd TFngt N 42.2 7 7 923c o s 17t a n52.6 8 6 3c o st a n11 ntr FFN 56.3 3 4 723t an52.6 8 6 3t an11 ta FFN 中間軸軸上受力分析如圖 4.5 所示。 52.6863420.3164223c o s103002c o s22 32222 zmTdTFngtN 42.2 7 7 9c o st a n 122 rntr FFF N 56.3 3 4 7t a n 122 ata FFF N 58.1 5 9 0 8160.323c o s16421030022 3333 dTFtN 59.6 0 8 823co s 17t an58.1 5 9 0 8co st an33 ntr FF N 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 38 01.5 1 6 923t an58.1 5 9 0 8t an33 ta FF N 27.1590837350.3 2337164223c o s103002c o s22 34444 zmTdTFngtN 82.6 0 8 8c o st a n 344 rntr FFF N 24.5 1 3 9t a n 344 ata FFF N 二軸軸剛度校核： 將各已知參數(shù)代入公式 （ 4.8） 得到： LdE baFE IL baFf rrc 42242243 643 85.60884 rF N, 189a mm, 97b mm, 286L mm, 50d mm 10.005.00 3 7.02 8 65014.3101.23 64971 8 985.6 0 8 8 45 22 cc ff 各已知參數(shù)代入公式（ 4.9），（ 4.10）得到： 0 9 6 7 8.02865014.3101.23 649718972.1 5 9 0 93 643 45 224224224 LdE baFE I L baFf tts 15.01.00 9 6 7 8.0 sf mm 2.01036.00 9 6 78.0037.0 2222 sc fff mm 002.000000290 4.02865014.3101.23 64)97189(9718985.60883 )( 454 E I L ababF r rad 所以變速器二軸在一檔工作時(shí)滿足剛度要求。 同理：變速器在一檔時(shí)中間軸符合剛度要求 變速器二軸在 二檔工作時(shí)滿足剛度要求。 變速器在二檔時(shí)中間軸符合剛度要求。 變速器二軸在三檔工作時(shí)滿足剛度要求。 變速器在三檔時(shí)中間軸符合剛度要求。 變速器二軸在四檔工作時(shí)滿足剛度要求。 河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 39 4.3 軸承的選擇與校核 軸承的使用壽命可按汽車(chē)以平均速度行駛至大修前的總行駛里程 S 來(lái)計(jì)算，對(duì)于汽車(chē)軸承壽命的要求是轎車(chē) 30 萬(wàn)公里，貨車(chē)和大客車(chē) 25 萬(wàn)公里。 amvSL ，式子中 1 1 06.06.0 m a x aam vv ， 3 7 8 81 1 06.0 1025 4 L h 4.3.1 一軸軸承的選擇與校核 （ 1）初選軸承型號(hào)根據(jù)軸承處直徑選擇 6208 型號(hào)軸承 15 ，查得： 5.29rC KN， 18orC KN （ 2） 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P 當(dāng)變速器在一檔工作時(shí)軸承受到的力分別為： 42.27791 rF N， 56.33471 aF N， 23.3278BC N， 1 8 5.01 8 0 0 0 56.3 3 4 7 oraCF查機(jī)械原理與設(shè)計(jì)得到 36.0e ， eFFra 55.0，查機(jī)械原理與設(shè)計(jì)得到 21.1y ， 56.0 x ， 當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算 )(arp yFxFfP （ 4.12） 將 各已知參數(shù)代入式 （ 4.12）： )( arp yFxFfP pf在 1.2 到 1.8 之間取，取pf為 1.3， 9 6 7 53 6 7)56.334721.165.605756.0(3.1 p 軸承壽命計(jì)算公式為： )(60106PCnL h （ 4.13） 將個(gè)已知參數(shù)代入式 （ 4.13） 得到： 河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì) 40 14.326)67.9 6 7 5 105.29(2 1 0 060 10)(6010 310366 PCnL h h 對(duì)于汽車(chē)軸承壽命的要求是轎車(chē) 30 萬(wàn)公里，貨車(chē)和大客車(chē) 25 萬(wàn)公里。 amvSL ， 式 子 中 1 1 06.06.0 m a x aam vv ， 37881106.0 1025 4 L h 17 。 如表 4.14 所示，變速器各檔位相對(duì)工作使用率為： 表 4.14 五檔變速器各檔位相對(duì)工作使用率 車(chē)型 檔 位 數(shù) 最高檔 傳動(dòng)比 gif/% 變速器檔位 貨車(chē) 5 1 1 3 5 16 75 5 1 1 3 12 64 20 ,88.37%137 8814.32 6 h 所以所選軸承滿足設(shè)計(jì)要求。 當(dāng)變速器在四檔工作時(shí)軸承受到的力分別為： 65.6057rF N， 56.3347aF N 185.01018 56.3347 30raCF查機(jī)械原理與設(shè)計(jì)得到 36.0e ， eFFba 55.0，查表機(jī)械原理與設(shè)計(jì)得到 21.1,56.0 yx 當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算代入式（ 4.12）： )( arp yFxFfP pf在 1.2 到 1.8 之間取，取pf為 1.3， 58.7488)56.334721.183.304956.0(3.1 p 將個(gè)已知參數(shù)代入式（ 4.13）得到： hPCnL h 3 6 6.7 6 6)58.7 4 8 8 105.29(2 1 0 060 10)(6010 310366