專項設(shè)計——中間軸式變速器

1、浙 江 科 技 學(xué) 院機械與汽車工程學(xué)院汽車零部件專項設(shè)計說明書班 級 學(xué) 號 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 完成日期 目錄1 概述11.1專項設(shè)計題目，任務(wù)與分析11.1.1設(shè)計題目：微型面包車變速器11.1.2設(shè)計功用分析21.1.3 變速器的功用21.1.4變速器主要參數(shù)的選擇與計算22 變速器的方案設(shè)計32.1 傳動方案和零部件方案確定32.1.1傳動方案確定32.1.2 零、部件結(jié)構(gòu)方案分析42.2 變速器主要參數(shù)的選擇52.2.1檔數(shù)52.2.2 傳動比范圍52.2.3 最低檔傳動比計算52.2.4 其他各檔傳動比初選62.2.5 中心距A的確定72.2.6 外形尺寸72.2.7 齒輪參數(shù)選

2、擇72.2.7.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配103 齒輪參數(shù)選擇163.1 各檔齒輪參數(shù)163.2齒輪的校核203.2.1 齒輪的損壞形式203.2.2 齒輪加工方法及材料203.2.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩213.2.4 齒輪彎曲強度計算213.2.5輪齒接觸應(yīng)力j253.2.6計算各擋齒輪的受力304 軸的強度計算324.1 選擇軸的材料324.2 初選軸的直徑334.3.1 變速器在一檔工作時二軸和中間軸的剛度344.3.2 變速器在二檔工作時二軸和中間軸的剛度374.3.3 變速器在三檔工作時二軸和中間軸的剛度384.3.4 變速器在四檔工作時二軸和中間軸的剛度404.4 軸的強度計算414.4.

3、1 各軸的支反力414.4.2各軸的強度校核434.5 軸承選擇與校核464.5.1 變速器軸承選擇464.5.2 中間軸軸承型號464.5.3 各擋時的支撐反力464.5.4 計算各擋時的當(dāng)量軸承載荷474.5.5 按路程系數(shù)（各擋行駛里程占行駛里程的百分比）計算各擋軸承的總當(dāng)量載荷484.5.6根據(jù)各軸承的總當(dāng)量載荷和承載容量C，按下式計算其壽命L（h）48課程設(shè)計總結(jié)49參考文獻50微型面包車變速器的設(shè)計摘要：變速器是改變汽車運轉(zhuǎn)速度或牽引力的裝置，由許多直徑大小不同的齒輪組成。通常裝在發(fā)動機的主動軸和從動軸之間，是汽車傳動系統(tǒng)中最主要的裝置之一。本次，本小組的設(shè)計任務(wù)是某微型面包車的變

4、速箱設(shè)計，本小組鑒于面包車的特點，選擇中間軸式五檔變速器，因為其有機構(gòu)簡單，傳動效率高，噪聲低，磨損小，壽命長的特點。根據(jù)設(shè)計中給定的汽車輪距、軸距、車輛重量、滿載重量、以及最高車速等參數(shù)可以初步確定變速器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，確定傳動方案及零部件方案，包括齒輪，換擋機構(gòu)和軸承等部件，根據(jù)輪胎的尺寸結(jié)合汽車設(shè)計、機械設(shè)計汽車?yán)碚摰南嚓P(guān)知識，確定其最小傳動比，最大傳動比，齒輪齒數(shù)，軸的尺寸分配等重要參數(shù)，根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合理論力學(xué)、材料力學(xué)等相關(guān)知識，計算出相關(guān)的變速器參數(shù)病論證設(shè)計的合理性。本次的變速器設(shè)計方案，設(shè)計過程嚴(yán)謹(jǐn)，此款手動變速器，進過校驗，證明其能夠符合題目功用要求。關(guān)鍵字：變速器 齒輪

5、軸1 概述1.1專項設(shè)計題目，任務(wù)與分析1.1.1設(shè)計題目：微型面包車變速器設(shè)計變速器形式：中間軸式五檔變速器設(shè)計參數(shù)：滿載質(zhì)量 整備質(zhì)量 最高車速 發(fā)動機最大功率 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 車輪滾動半徑 主減速比 傳動系機械效率取0.96 設(shè)計要求：（1）畫出手動機械式變速器的總裝配圖（1號或0號圖紙）；（2）畫出所有手動機械式變速器內(nèi)零部件圖紙（需要標(biāo)注裝配尺寸、配合公差與明細欄，撰寫裝配技術(shù)要求等）；（3）選取、設(shè)計和確定手動機械式變速器內(nèi)各零部件結(jié)構(gòu)、尺寸等，能實現(xiàn)所設(shè)計零部件的相關(guān)功能要求；（4）校核手動機械式變速器內(nèi)的關(guān)鍵零部件。1.1.2設(shè)計功用分析現(xiàn)代汽車采用的活塞式內(nèi)燃發(fā)動機轉(zhuǎn)矩變化范

6、圍較小，不能適應(yīng)汽車在各種條件下阻力變化的要求，因此在汽車傳動系中，采用了可以改變轉(zhuǎn)速比和傳動轉(zhuǎn)矩比的裝置，即變速器。變速器不但可以擴大發(fā)動機傳動到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)汽車在各種條件下行駛的需要，而且能在保持發(fā)動機轉(zhuǎn)動方向不變的情況下，實現(xiàn)倒車，還能利用空檔暫時的切斷發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的動力傳遞，使發(fā)動機處于怠速運轉(zhuǎn)狀態(tài)。1.1.3 變速器的功用（1）改變轉(zhuǎn)速比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，比如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作;（2）在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的情況下，使汽車能倒退行駛;（3）利用空檔，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠啟動、

7、怠速，并變速器換擋或進行動力輸出。因此變速箱通常還設(shè)有倒擋，再不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向的情況下汽車能倒退行駛；設(shè)有空檔，在滑行或者停車時發(fā)動機和傳動系統(tǒng)能保持分離。變速器還應(yīng)能進行動力輸出。為了保證變速器具有良好的工作性能，設(shè)計變速器必須滿足以下的條件和基本要求：（1） 應(yīng)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；（2） 工作可靠，在使用過程中不應(yīng)該有自動跳檔，脫檔和換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；此外，還不允許出現(xiàn)誤掛倒擋的現(xiàn)象；（3）操縱輕便，以減輕駕駛員的勞動強度；（4）傳動效力高、噪音小。為了減少齒輪的嚙合損失，應(yīng)設(shè)有直接擋。此外，合理的齒輪形式以及結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高其制造和安裝精

8、度，都是提高效率和減少噪聲的有效措施；（5）結(jié)構(gòu)緊湊，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制造成本低；（6）制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；（7）貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化以及總成系類化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定；（8）需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。1.1.4變速器主要參數(shù)的選擇與計算本次專項設(shè)計是在已知主要整車數(shù)據(jù)參數(shù)的情況下進行設(shè)計，已知的主要汽車整體參數(shù)如表1-1所示： 式中： -汽車行駛速度（km/h）； -發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）; -車輪滾動半徑(mm); -變速器傳動比; -主減速器傳動比。已知：最高車速=105Km/h；最高檔為超速擋，傳動比=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格16

9、5/70 R13得到=（165*0.7）+（13*25.4/2）=280.6mm；發(fā)動機轉(zhuǎn)速=3800r/min；由公式得到主減速器傳動比計算公式：表1-1 整車主要參數(shù)發(fā)動機最大功率45kw車輪型號165/70 R13發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩85N*M最高車速105km/h最大功率時轉(zhuǎn)速5600r/min滿載質(zhì)量1620kg最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速3800r/min整備質(zhì)量995kg2 變速器的方案設(shè)計2.1 傳動方案和零部件方案確定 2.1.1傳動方案確定此次設(shè)計的汽車是微型面包車，微型面包車大多為發(fā)動機中置，后輪驅(qū)動，采用中間軸式變速器，變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第二軸前端經(jīng)軸承支撐在第一

10、軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將他們連接后可得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的使用率要高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命。中間軸式變速器的缺點為在除直接擋以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低。 本次專項設(shè)計采用如圖1-2所示的中間軸式五檔變速器傳動方案圖1-2 中間軸式五檔變速器傳動方案此方案倒擋采用直齒輪傳動，其余前進檔均采用常嚙合齒輪傳動，其余檔位換擋方式采用同步器，同步器選用鎖環(huán)式同步器。圖1-3 倒擋

11、布置方案2.1.2 零、部件結(jié)構(gòu)方案分析2.1.2.1 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。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等有點；缺點是制造時復(fù)雜，工作時有軸向力，這對軸不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于倒擋。2.1.2.2換擋機構(gòu)形式倒擋采用直齒滑動齒輪換擋，其余檔位換擋方式采用同步器。2.1.2.3變速器軸承作旋轉(zhuǎn)運動的變速器軸支撐在殼體或者其他部位的地方以及齒輪與軸做不固定連接處應(yīng)安置軸承。變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐

12、滾子軸承、滑動軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種形式的軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器有結(jié)構(gòu)緊湊、尺寸小的特點，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受到限制，常在布置上有困難。變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般采用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于620mm。滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、徑向配合間隙小、定位及運轉(zhuǎn)精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點。滑動軸套的徑向配合間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運

13、轉(zhuǎn)進度并使工作噪聲增加。滑動軸套的優(yōu)點是制造容易，成本低。2.2 變速器主要參數(shù)的選擇2.2.1檔數(shù)此次專項設(shè)計的目標(biāo)為微型面包車，滿載質(zhì)量為1620kg，采用五檔變速器。2.2.2 傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動比的比值。最高檔通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高檔為超速擋，傳動比為0.70.8.影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉(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能力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.04.5之間，此次研究目標(biāo)為微型面包車，屬于乘用車范圍，我

14、們小組選取的傳動比為4.0。2.2.3 最低檔傳動比計算一檔傳動比應(yīng)該滿足最大驅(qū)動力用于克服車胎與路面的滾動阻力以及最大爬坡力已知：-最大轉(zhuǎn)矩，=85N*M；-車輪滾動半徑，=280.6mm；-主減速器減速比，=3.828；-汽車重力，=1620*9.8；-傳動系統(tǒng)傳動效率，該車變速器為有級機械變速器傳動系，其傳動效率可 取為0.90.92，本次取=0.9；，為滾動阻力系數(shù)，假設(shè)為一班的瀝青或者混凝土路面，取=0.0.2；為坡度阻力，此次選取道路為山嶺重丘區(qū)，道路坡度為9%，=0.28；=0.30。代入公式可得：根據(jù)車輪與路面的附著條件則為附著系數(shù)，它是由輪胎與路面決定的。在良好的混凝土或者瀝

15、青路面上，路面干燥時值為0.70.8，路面潮濕時為0.50.6；假設(shè)路面情況為干燥的混凝土路面，為0.70.8，取=0.75，=995kg。代入公式可得由于本車型為微型面包車且無超速擋，一檔初選傳動比不用過大，取=5.0。2.2.4 其他各檔傳動比初選各檔傳動比為等分配原則：q為常數(shù)，也就是各檔之間的公比，一般認(rèn)為q不宜大于1.71.8。所以q=1.5符合要求。，同理，=1.0。2.2.5 中心距A的確定文中設(shè)計為中間軸式變速器，初選中心距可以根據(jù)經(jīng)驗公式計算 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，乘用車=8.99.3；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距=85（N.m）； 變速器一檔傳動比為5.0； 變速器傳動效率

16、，取96%。將其中各參數(shù)代入公式可得乘用車變速器的中心距的變化范圍為6080mm，初選A=67mm。2.2.6 外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構(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)、換擋機構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車變速器殼體的軸向尺寸為（3.03.4）A。軸向尺寸范圍為201227.8mm。2.2.7 齒輪參數(shù)選擇2.2.7.1 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)，同時增加齒寬；（2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；（4）從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)

17、。 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。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表2-1表2-1變速器常用齒輪模數(shù)車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00所選車型為微型面包車，屬于乘用車，排量小于1.6L。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987的規(guī)定，選用時，應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357-1987）表2-2汽車變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列1.001.25

18、1.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用不同的模數(shù)。在少數(shù)情況下汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數(shù)。綜合考慮文中設(shè)計齒輪模數(shù)選擇為2.50。初選齒輪模數(shù)m=2.5mm；齒輪法向模數(shù)=2.5mm。2.2.7.2 壓力角齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎曲強度和表面接觸強度。理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應(yīng)取用14.5&

19、#176;、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；實際上，因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)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。本次專項設(shè)計為了便于進行角度變位，全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。2.2.7.3 螺旋角齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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。 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應(yīng)力求中間軸上同時工作的兩對

20、齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖2-1所示圖2-1 中間軸軸向力的平衡欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：為使兩軸向力平衡，必須滿足：式中：作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力； 齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或者齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等的現(xiàn)象得以消除。斜齒輪螺旋角可以在下面提供的范圍內(nèi)選用乘用車變速器中間軸式變速器22°34°2.2.7.4 齒寬b齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的

21、軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導(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（）的大小來選定齒寬,=, 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0； 斜齒，取為6.08.5.b為齒寬（mm）。采用嚙合套或者同步器換擋害死，其接合齒的工作寬度初選時可取為24mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)kc可取得大些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數(shù)相同的各檔齒輪，檔位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。2.2.7.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以

22、后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動及各部件如圖2-2所示圖2-2 變速器傳動示意圖1第一軸 2第一軸常嚙合齒輪 3第一軸齒輪接合齒圈 4五檔同步器鎖環(huán)5、12、20結(jié)合套 6四檔同步器鎖環(huán) 7四檔同步器接合齒圈 8第二軸四檔齒輪 9第二軸三檔齒輪 10三檔齒輪接合齒圈 11三檔同步器鎖環(huán) 13、24、35花鍵轂 14二檔同步器鎖環(huán) 15二檔齒輪接合齒圈 16第二軸二檔齒輪 17第二軸一檔齒輪 18一檔齒輪接合齒圈 19一檔同步器鎖環(huán) 21倒檔檔齒輪接合齒圈 22第二軸倒檔齒輪 23第二軸 25中間軸倒檔齒輪 26中間軸 27倒檔軸 28倒檔中間齒輪 29

23、中間軸一檔齒輪 30中間軸二檔齒輪 31中間軸三檔齒輪 32中間軸四檔齒輪 33中間軸常嚙合傳動齒輪 34變速器殼體.1） 一檔齒數(shù)的確定一檔傳動比為如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒數(shù)和：一檔齒數(shù)和，直齒斜齒中間軸上小齒輪的最小齒數(shù)，還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。乘用車中間軸式變速器一檔齒輪的齒數(shù)=1517，本設(shè)計選取=15，初選 ， ，代入公式得到 取整得到50，則 對中心距A進行修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過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)重新計算中心距A，再以修正后的

24、中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。把已知內(nèi)容代入可得 取整為A=68mm。2）常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數(shù)確定而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： 已知各參數(shù)如下：代入可得求解后取整可得,，取整后偏差不大，該組數(shù)據(jù)可取。3） 二檔齒數(shù)的確定已知：由式子 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： 聯(lián)解上述三個方程式，可采用比較方便的試湊法。解得：，4） 三檔齒數(shù)的確定已知：由式子 聯(lián)解上式三個方程式，可采用比較方便的試湊法，解得：5） 四檔齒數(shù)的確定已知：由式子聯(lián)解上述三個式子，可采用比較方便的試湊法，解得：6） 倒檔齒數(shù)的確定初選 （21-23）之間，小于取為14，為33不

25、發(fā)生運動接觸所以合適。中間軸與倒檔軸之間的距離的確定：取整45mm。二軸與倒檔軸之間的距離確定：mm2.2.7.7 變速器齒輪的變位采用變位齒輪的原因：（1）配湊中心距；（2）提高齒輪的強度和使用壽命；（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度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。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質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則：（1）對于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)；（2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪

26、的齒根強度，應(yīng)根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)；（3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、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)計采用角度變位來調(diào)整中心距。1）一檔齒輪的變位已知條件：一擋齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0.31=0.38 =-0.07- =0.07322）二檔齒輪變位后參數(shù)角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角：

27、 解得查表得變位系數(shù)和：=0.25=0.30 =-0.05- =0.21323）三檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0.32=-0.04 =0.36- =0.08324）四檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=1.15 =0.55 =0.600.2368- =0.91325）五檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=1.0 =0.4 =0.6- =0.76186）倒檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： 查表得變位系數(shù)和：=0=

28、0.23 = -0.23 =0.2303 齒輪參數(shù)選擇3.1 各檔齒輪參數(shù) 一擋齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0. 31=0.38 =-0.07- =0.0732分度圓直徑: =40mm 齒頂高=3.267mm =()=2.142mm 齒根高=（+-）=2.175mm =(+- )=3.3mm全齒高 =+=5.442mm =+=5.442mm齒頂圓直徑：=100.904mm =44.734mm齒根圓直徑：=90.02mm =33.85mm當(dāng)量齒數(shù) =43.91 = =18.82二檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端

29、面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0.25 =0.30 =-0.05 - =0.2132分度圓直徑: =53.93mm 齒頂=2.717mm =()=1.842mm齒根高=（+-）=2.375mm =(+-)=3.25mm全齒高 =5.092mm =5.092mm齒頂圓直徑：=86.324mm =57.614mm齒根圓直徑：=76.14mm =47.43mm當(dāng)量齒數(shù) = =37.64 = =25.09三檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0.32 =-0.04 =0.36 0.2368 - =0.0832分度圓直徑: =67.41mm齒

30、頂高=2.192mm =()=3.192mm齒根高=（+-）=3.225mm =(+-)=2.225mm全齒高=5.417mm =5.417mm齒頂圓直徑：=74.484mm =73.794mm齒根圓直徑：=63.65mm =62.96mm當(dāng)量齒數(shù) = =32.62 = =31.36四檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=1.15=0.55 =0.600.2368- =0.9132分度圓直徑: =79.36mm頂高 =1.592mm =()=1.717mm齒根高=（+- ）=1.75mm =(+-)=1.625mm全齒高 =3.342mm

31、=3.342mm齒頂圓直徑：=60.654mm =82.794mm齒根圓直徑：=53.97mm =76.11mm當(dāng)量齒數(shù) = =27.544 = =38.307五檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=1.0 =0.4 =0.60.2382 - =0.7618分度圓直徑: =96.50mm齒頂高=1.5955mm =()=2.0955mm齒根高=（+-）=2.125mm =(+-)=1.625mm全齒高=3.7205mm =3.7205mm齒頂圓直徑：=48.421mm =100.691mm齒根圓直徑：=40.98mm =93.25mm當(dāng)量齒

32、數(shù) = =26.325 = =56.160倒檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： 查表得變位系數(shù)和：=0=-0.23 =0.23 =-0.230- =0分度圓直徑: =82.5mm =35mm =55mm頂高 =1.925mm=()=3.075mm =1.925mm齒根高=（+-）=3.70mm =(+-)=2.55mm=（+-）=3.70mm全齒高=5.625mm =5.625mm =5.625mm齒頂圓直徑：=86.35mm =41.15mm =58.85mm齒根圓直徑：=75.1mm =29.9mm =47.6mm3.2齒輪的校核3.2.1 齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞形式主要有

33、：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。3.2.2 齒輪加工方法及材料與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車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，齒輪精度不低于7級。國內(nèi)汽車常用的變速器齒輪材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。滲碳齒輪的表面硬度為5863HRC，心部硬度為3348HRC。本次設(shè)計中齒輪的材料選用20GrMnTi，一般設(shè)計中軸

34、與齒輪的材料選取應(yīng)相同，所以此次設(shè)計中軸的材料也選用20GrMnTi3.2.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩為85N·m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。軸 =85×99%×96%=80.784N.m中間軸 =80.784×96%×99%×32/15=163.79N.m軸 一擋=163.79×0.96×0.99×35/15=363.22N.m 二擋=163.79×0.96×0.99×30/20=233.50N.m三擋=163.79×0.

35、96×0.99×26/25=161.89N.m四擋=163.79×0.96×0.99×21/29=112.72N.m五擋=163.79×0.96×0.99=155.67N.m倒擋=163.79××33/14=348.73N.m3.2.4 齒輪彎曲強度計算斜齒輪彎曲應(yīng)力 式中：計算載荷（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)重合度影響系數(shù)，=2.0。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

36、常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa范圍，對貨車為100250MPa。圖3-1 齒形系數(shù)圖（1）計算一擋齒輪17，,29的彎曲應(yīng)力 ， =300.03MPa<180350MPa =283.31MPa<180350MPa（2）計算二擋齒輪16,30的彎曲應(yīng)力 =231.64MPa<180350MPa =215.24MPa<180350MPa（3）計算三擋齒輪9,31的彎曲應(yīng)力 =153.67MPa<180350MPa =197.89MPa<180350MPa （4）計算四擋齒輪8,32的彎曲應(yīng)力 =118.92MPa<180350MPa =

37、126.54MPa<180350MPa（5）計算常嚙合齒輪2,33的彎曲應(yīng)力 = =127.75MPa<180350MPa = =127.88MPa<180350MPa（6）倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力式中：彎曲應(yīng)力（MPa）；計算載荷（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；齒寬（mm）；模數(shù)；齒形系數(shù)，如圖3-1。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400850MPa，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(yīng)力應(yīng)

38、取下限。計算倒擋齒輪22,25,28的彎曲應(yīng)力 ，=33，=14，=22，=0.130，=0.140，13=0.112，=348.73N.m，=163.79N.m =614.79MPa<400850MPa =772.46MPa<400850MPa = = 790.02MPa<400850MPa3.2.5輪齒接觸應(yīng)力j 式中：輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；計算載荷（N.mm）；節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點處壓力角（°），齒輪螺旋角（°）；齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪接觸的實際寬度(mm)；、主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、主、從動齒輪

39、節(jié)圓半徑(mm)。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2.1。彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬表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190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計算一擋齒輪17,29的接觸應(yīng)力=7.46mm=17.41mm = =1369.82.22MPa<19002000MPa =1405.12MPa<19002000MPa（2）計算二擋齒輪16,30的接觸應(yīng)力=9.95mm=14.92mm = =1109.61MPa<1

40、3001400MPa =1138.19MPa<13001400MPa（3）計算三擋齒輪9,31的接觸應(yīng)力=12.43mm=12.93mm = =963.18MPa<13001400MPa =988.00MPa<13001400MPa（4）計算四擋齒輪8,32的接觸應(yīng)力=14.86mm=10.76mm = =907.88MPa<13001400MPa =931.28MPa<13001400MPa （5）常嚙合齒輪2,33的接觸應(yīng)力=9.33mm=19.91mm = =1021.98MPa<13001400MPa =996.31MPa<13001400MP

41、a（6）計算倒擋齒輪22,25,28的接觸應(yīng)力=5.99mm =9.41mm=14.11mm = =1693.54MPa<19002000MPa =1781.92MPa<19002000MPa = =1869.47MPa<19002000MPa3.2.6計算各擋齒輪的受力（1）一擋齒輪17,29的受力N （2）二擋齒輪16,30的受力 （3）三擋齒輪9,31的受力（4）四擋齒輪8,32的受力 （5）五擋齒輪2,33的受力 （6）倒擋齒輪22,25的受力mm，mm=348.73N.m,=163.79N.m 4 軸的強度計算變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，

42、變速器的軸承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會發(fā)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。因此，在設(shè)計變速器軸時，器剛度大小應(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)驗和已知條件來初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行相關(guān)的剛度和強度方面的驗算。4.1 選擇軸的材料選擇軸的材料為CrMnTi鋼，經(jīng)滲碳淬火回火處理，由文獻查的材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為： 抗拉強度： 屈服強度： 彎曲疲勞極限： 扭轉(zhuǎn)疲勞極限： 表面硬度：5662hHRC4.2 初選軸的直徑在已知中間軸式變速器中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑d為0.45A，

43、軸的最大直徑d和支承間距離的比值：對中間軸，對第二軸，。第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選：，=4.04.6取第二軸和中間軸中部直徑，的取值：中間軸長度初選：mm取第二軸長度初選：mm取第一軸長度初選：mm，取120mm。滿足設(shè)計要求。4.3軸的強度驗算軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為。 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.1×105MPa；慣性矩（mm4），對于實心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作用力矩支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)

44、撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。圖4-1 各軸受力圖4.3.1 變速器在一檔工作時二軸和中間軸的剛度第一軸軸上受力分析NNN中間軸軸上受力分析NNNNNN第二軸軸上受力分析NNN二軸軸剛度校核：將各已知參數(shù)代入公式得到：N,mm,mm,mm,mm各已知參數(shù)代入公式得到：mmmmrad所以變速器二軸在一檔工作時滿足剛度要求。中間軸一檔處軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式得到：N,mm,mm, mm,mm,mm各已知參數(shù)代入公式得到：mm0.12mm在0.10.15mm之間。mmrad所以中間軸在一檔工作時滿足剛度要求。中間軸常

45、嚙合齒處軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式得到：N,mm,mm,mm,mmmm各已知參數(shù)代入公式得到：mmmmmmrad所以變速器在一檔時中間軸符合剛度要求。4.3.2 變速器在二檔工作時二軸和中間軸的剛度第一軸軸上受力分析：NNN中間軸軸上受力分析：NNNNNN第二軸軸上受力分析：NNN二軸軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式得到：N, mm, mm, mm, mmmm各已知參數(shù)代入公式得到：mmmmmmrad所以變速器二軸在二檔工作時滿足剛度要求。中間軸二檔處軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式得到：N,mm,mm,mm,mm,mm各已知參數(shù)代入公式得到：mm0.13在mm在范圍內(nèi)所以符合要求。mmrad

46、 所以變速器中間軸在二檔工作時滿足剛度要求4.3.3 變速器在三檔工作時二軸和中間軸的剛度中間軸軸上受力分析：NNNNNN第二軸軸上受力分析：NNN二軸軸剛度校核各已知參數(shù)代入公式得到：N,mm,mm,mm,mmmm各已知參數(shù)代入公式得到：mmmmmmrad所以變速器二軸在三檔工作時滿足剛度要求。中間軸三檔處剛度校核各已知參數(shù)代入公式得到：N,mm,mm,mm,mm,mm各已知參數(shù)代入公式得到：mmmm處于0.10和0.15mm之間mmrad所以變速器在三檔時中間軸符合剛度要求。4.3.4 變速器在四檔工作時二軸和中間軸的剛度中間軸軸上受力分析：NNNNNN第二軸軸上受力分析：NNN二軸軸剛度校核各已知參數(shù)代入公式得到：N,mm,mm,mm,mm,mm,各已知參數(shù)代入公式得到：mm<mm所以滿足要求。mmrad所以變速器二軸在四檔工作時滿足剛度要求。4.4 軸的強度計算4.4.1 各軸的支反力一檔：第二軸垂直平面內(nèi)支反力如圖由得：mm,mm,mm,NN第二軸水平面內(nèi)的支反力如圖：由得：N由 得：N第一軸垂直方向支反力如圖：N第一軸水平方