中間軸式變速器課程設(shè)計(jì)

1、第一章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案1.1變速器傳動(dòng)方案的選擇與分析 機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)， 故在不同形式的汽車(chē)上得到廣泛應(yīng)用。變速器傳動(dòng)方案分析與選擇機(jī)械式變速器傳動(dòng)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。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。 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(jiǎn)單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點(diǎn)。此外，各 中間檔因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)， 故傳動(dòng)效率高， 同時(shí)噪聲小。 但兩軸式變速器不 能設(shè)置直接檔， 所以在工作時(shí)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(jì)的很大。 其特

2、點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒 輪做成一體，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)直接輸出動(dòng)力。而中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng) 的汽車(chē)上。其特點(diǎn)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(shí)噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。對(duì)不同類(lèi)型的汽車(chē)， 具有不同的傳動(dòng)系檔位數(shù)， 其原因在于它們的使用條件 不同、對(duì)整車(chē)性能要求不同、汽車(chē)本身的比功率不同 5 。而傳動(dòng)系的檔位數(shù)與汽 車(chē)的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的聯(lián)系。就動(dòng)力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā) 動(dòng)機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率

3、的機(jī)會(huì)， 提高了汽車(chē)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(dòng)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(chē)生產(chǎn)率， 降低運(yùn)輸成木。 不過(guò)，增加檔數(shù)會(huì)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。綜上所述，由于此次設(shè)計(jì)的汽車(chē)為：中間軸式五檔（五檔為直接檔）商用車(chē)1.2 倒檔方案的確定 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1.3 換擋操縱裝置方案的確定倒檔設(shè)置在變速器左側(cè)或右側(cè)， 在結(jié)構(gòu)上均能實(shí)現(xiàn)， 不同之處是掛到當(dāng)時(shí)駕 駛員移動(dòng)變速桿的方向改變了， 為防止無(wú)掛倒檔， 一般在掛倒檔時(shí)設(shè)有一個(gè)掛到 當(dāng)時(shí)克服彈簧所產(chǎn)生的力

4、， 來(lái)提醒駕駛員本次設(shè)計(jì)選的變速器檔桿換擋位置與順 序如下圖：1.4 變速器總傳動(dòng)方案的確定由以上的內(nèi)容可以基本設(shè)計(jì)出檔位布置，如下圖：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5- 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13-倒擋中間齒輪。第二章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算2.1 汽車(chē)基本參數(shù)的確定 商用車(chē)(中間軸式) 最高車(chē)速 (km/h) 95 總質(zhì)量( kg)4000額定功率 (kW)62.5最大功率轉(zhuǎn)速 (r/min) 33

5、50 最大轉(zhuǎn)矩 (N?m) 196 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 (r/min) 1850 輪胎 6.50R202.2 主要參數(shù)的選擇和計(jì)算2.2.1 擋數(shù)的確定 不同類(lèi)型的汽車(chē)的檔數(shù)也不是相同的，主要決定于汽車(chē)的類(lèi)型 燃油經(jīng)濟(jì)性 總質(zhì)量等等。轎車(chē)轎車(chē)變速器傳動(dòng)比變化范圍較小， 過(guò)去常采用三個(gè)或四個(gè)擋位。 但近年來(lái)為了提高燃油經(jīng)濟(jì)性多采用五個(gè)擋。輕型貨車(chē)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(huì)增加一個(gè)擋位總質(zhì)量在 3.5t10t 多用五檔 變速器；大于 10t 的汽車(chē)用六個(gè)或者個(gè)更多擋位的變速器。 本次設(shè)計(jì)汽車(chē)為商用車(chē) 總質(zhì)量為 4t 所以檔數(shù)初選為五個(gè)擋位2.2.2. 傳動(dòng)比范圍 變速

6、器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常 是直接檔，傳動(dòng)比為 1.0 ；有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為 0.7 0.8 。影 響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有： 發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車(chē) 最大爬坡能力、 驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、 主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所 要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車(chē)速等。目前乘用車(chē)的傳動(dòng)比范圍在 3.0 4.5 之間， 總質(zhì)量輕些的商用車(chē)在 5.0 8.0 之間，其它商用車(chē)則更大。 本設(shè)計(jì)最高檔傳 動(dòng)比為 1。2.2.3. 變速器各檔傳動(dòng)比的確定1) 確定主減速器傳動(dòng)比的 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 12 ：rnua 0.3

7、77igi03.1)式中：ua 汽車(chē)行駛速度 （km/h）； n 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（ r/min ）； r 車(chē)輪滾動(dòng)半徑（ m）；i g 變速器傳動(dòng)比；i0主減速器傳動(dòng)比已知：最高車(chē)速 uamax =vamax =95 km/h ；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比 ig =0.78 ； 車(chē)輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格 6.50R20 得到 r =420（mm）；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n =np =3350（r/min ）；由公式（ 3.1 ）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：1 95i 0 0.377 nr 0.377 3350 42 10 5.58 igua2）最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算按最大爬坡度設(shè)計(jì)， 滿足最大通過(guò)能力條件， 即用

8、一檔通過(guò)要求的最大坡道 角 max 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)）13 。用公式表示如下：Te max 變速器傳動(dòng)比；t 為傳動(dòng)效率（ 96%）；R 車(chē)輪滾動(dòng)半徑； 0i g temax 0 g t Gf cos max Gsin max r3.2）式中：G 車(chē)輛總重量 （N） ；f 坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù) （ 對(duì)瀝青路面 =0.010.02） ；Temax 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 （Nm）；i0主減速器傳動(dòng)比；max最大爬坡度（商用車(chē)要求能爬上 30%的坡，大約 16.7 ）由公式（ 3.2 ）得：(G cos max Gsin max )r ig

9、1g1 T iemax 0 t3.3)已知： m=4000kg； f 0.015； max 16.7 ； r=0.42m ； Temax 196 Nm；maxi0 5.58；g=9.8m/s2； t 0.88 ，把以上數(shù)據(jù)代入（ 3.3 ）式：ig1 (4000 9.8 0.015 cos16.7 4000 9.8 sin16.7 ) 0.42 4,73196 5.58 0.96滿足不產(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：T i iemax 0 g1 t G rGrig1Tiemax 0 t3.4)式中：G 驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力， G 0.7m1g

10、（滿載時(shí)軸荷分配 75%）；驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)； 對(duì)干燥凝土或?yàn)r青路面 可取 0.50.6 之間。已知：前輪軸荷 m1 1300 kg； 取 0.6 ，把數(shù)據(jù)代入（ 3.4 ）式得：4000 9.8 0.75 0.6 0.42i g1 7.06g1 196 5.58 0.96所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是：4.73 i g1 7.06初選一檔傳動(dòng)比為 6。3）變速器各檔速比按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即：i1i2i3i2i3i 4i2i3i4i1 6.03.834q 1.565i2 3.834 2.449q 1.565i3 2.449 1.564q 1.5652.2.4. 中心距的選擇中

11、間軸式變速器初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 14A KA3 Tem aix1 g3.5)式中：變速器中心距（ mm）；KA中心距系數(shù)，商用車(chē) KA =8.69.6；Temax發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為 196（Nm）；i1變速器一檔傳動(dòng)比為 6；變速器傳動(dòng)效率，取 96%。8.69.6） 3 196 6 0.96 =（8.6-9.6） 10.41=89.54899.936mm 轎車(chē)變速器的中心距在 8697mm 范圍內(nèi)變化。也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩來(lái)確定A KA3 Temax式中：變速器中心距（ mm）；KA 中心距系數(shù)，商用車(chē) KA =1619；Temax 發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為 196（Nm）；A （

12、1619） 3 196 =（17-19） 5.838=98.749110.927mm 綜上所述 初取 A=100mm 。2.2.5. 變速器的外形尺寸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。乘用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：L (2.7 3.0)A (2.7 3.0) 100 270 300mm初選長(zhǎng)度為 285mm 。2.2.6. 齒輪參數(shù)的選擇1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時(shí)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(shí) 增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減

13、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。表 3.2 汽車(chē)變速器齒輪法向模數(shù)車(chē)型乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V/L貨車(chē)的最大總質(zhì)量 ma /t1.0V1.61.6 V2.56.0 14.0模數(shù) mn /mm2.25 2.752.75 3.003.50 4.504.50 6.00表 3.3 汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（

14、3.75）4.505.50根據(jù)表 3.2 及 3.3. 一擋和倒檔定為 4.0mm,其他擋定位 3.52、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 15。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。本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角 20。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

15、軸向力有影響。 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)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； 而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼， 應(yīng)當(dāng)選 用較大的螺旋角。本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為 25。4、齒寬 b 齒寬對(duì)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(shí) 的受力均勻程度等均有影響?？紤]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(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱， 此時(shí)雖然可以

16、用增加齒輪螺 旋角的方法給予補(bǔ)償， 但這時(shí)軸承承受的軸向力增大， 使其壽命降低。 齒寬較小 又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。 選用較大的齒寬， 工作中會(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造成偏載， 導(dǎo)致承載能力降低， 并在齒寬方向 磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù) m mn 的大小來(lái)選定齒寬：斜齒b kcmn， kc取為 6.08.5，取 7.0b kcmn 7 4.0 28mm直齒b kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為 4.5 8.0 ，取 7.0，b kcmn 7 4.0 28mm采用嚙合套或同步器換擋時(shí)， 其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為 2 4mm，取 4mm。5、齒頂高系數(shù) 齒頂高系

17、數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)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)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過(guò)齒頂高系數(shù)為0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后， 包括我國(guó)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)高齒本設(shè)計(jì)取為 1.00。2.2.7. 各擋齒輪齒數(shù)的分配及齒輪變位計(jì)算 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)，

18、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)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。1、確定一擋齒輪的齒數(shù)中間軸一擋齒輪齒數(shù)， 貨車(chē)可在 1217之間選用，最小為 1214，取 Z10 =14， 一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動(dòng)比為 ig1Z2Z9Z1Z1.4)10為了求 Z9 ， Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Zh ，斜齒 Zh2Acosmn1.5)=2 100cos25=45.3 取整為 46即 Z9 =Zh - Z10 =46-14=322、對(duì)中心距 A 進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和 Zh 后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的Zh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

19、A作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。A mnZh =4 （14 32）=101.5mm取整為 A=102m。mA 0 2cos 2cos25對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位：分度圓壓力角tan t tan n /cos 1 t 22.01o端面嚙合角 t ,A101.5cos t,cos t =cos22.01A102z9 32U 9 2.28, =22.19z10 14查變位系數(shù)線圖得：=0.31n10-0.09n9 0.4中心變動(dòng)系數(shù)102 101.540.125齒頂降低系數(shù)A A0 nmn0.31 0.125 0.185一擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑計(jì)算 精確值： A=mn Zho=25.5o2cos 10d

20、9 z9mn /c o s1 =324/cos25.5=141.9mmd10 z10mn /cos 1 =14 4/cos25.5=62.08mm齒頂高h(yuǎn)a9fo9 n mn = 1.0 0.4 0.185 4 =4.86mmha10fo 10n mn= 1.0-0.09 0.185 4 =3.62mm齒根高h(yuǎn)f9fo c 9 mn= 1 0.25 0.4 4 =3.4mmh f10f o c 10 mn = 1.0 0.25 0.09 4 =5.36mm齒全高h(yuǎn) 2 fo c n mn 2 1.0 0.25 0.1 85 4 =9.74mm齒頂圓直徑da9 d9 2ha9=141.9+2 4

21、.86 =151.62mmda10 d10 2ha10 =62.08+2 3.62=69.32mm齒根圓直徑df 9 d9 2hf9=141.9 2 3.4=135.1mmd f 10 d10 2hf 10 = 62.08 2 5.36=51.36mm當(dāng)量齒數(shù)Zn9 c oZ3s9 = cos33 225.5 =43.54 c o s 1 cos 25.5Zn10 coZs310 = cos13425.5 =19.05cos 1 cos 25.52、確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)由式（ 1.4 ）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比Z2 i1 Z10 =6 14 =2.625Z1 1 Z9322.6)常嚙合

22、傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即A mn Z1 Z 22cos 02.7)Z1 Z2 2Acos 0 =2 102cos25.5=52.61 mn3.5由式（ 2.6 ）、（2.7 ）得 Z1=14.51， Z 2 =38.1 取整為 Z1 =15， Z 2 =38，則：i1Z2Z9 =38 32 =5.79Z1Z10 15 14對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距Aomn Z1 Z2 =3.5 15 38 =102.83mm2cos 02 cos 25.5端面嚙合角tan t = tan =0.398 cos 0t =21.98嚙合角,Ao102.83cos t cos t = c

23、os21.98 =0.935t A t 102t, =20.8變位系數(shù)之和z1 z2 inv t, inv t2tan= 0.481 0.2552 0.73中心距變動(dòng)系數(shù)A A0 102 102.83n 0 = 0.237 mn3.5齒頂降低系數(shù)n = - n =-0.243分度圓直徑z1mn 15 3.5d11 n = =58.20mmcos 0 cos25.5z2mn 38 3.5d2= =147.45mmcos 0 cos 25.5齒頂高h(yuǎn)a1 fo 1n mn = 1.0 0.25 0.243 3.5 =5.23mmha2 fo 2n mn = 1.0 0.73 0.243 3.5 =

24、1.79mm齒根高h(yuǎn)f1 fo c 1 mn = 1.0 0.25 0.25 3.5=3.5mmhf2fo c 2 mn= 1.0 0.25 0.73 3.5 =6.93mm齒全高h(yuǎn) 2fo cn mn= 2 1.0 0.25 0.243 3.5 =8.73mm齒頂圓直徑da1 d1 2ha1=58.20+25.23=68.66mmda2 d2 2ha2 =147.45 +21.79=151.03mm齒根圓直徑d f1 d1 2h f 1 =58.20-2 3.5=51.20 mmd f2 d2 2hf 2 =147.45- 26.93=133.59mm當(dāng)量齒數(shù)zz1zn13cos 015co

25、s3 25.5=20.41zz2n2cos3 0383cos 25.5=51.73. 確定二擋嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)齒輪的模數(shù)為 3.5 ，螺旋角 2與常嚙合齒輪的 0不同時(shí)，i2Z2Z7Z1Z83.8）Z7Z8Z15i2 1 =3.834 =1.513Z 238mn Z 7 Z82cos 23.9）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ttaann 20 Z1Z2Z2 (1 ZZ78)(3.10)由式（ 3.8 ）、（3.9 ）、（3.10 ）得 2=15o ， Z h =56，取Z 7 =34， Z 8 =22i2Z2Z7 =38 34 =3.91Z1Z8 15 22對(duì)

26、二擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距Aomn Z7 Z8 =3.5 34 222cos 22 cos15=101.45mm端面嚙合角tantant =cos 2=0.376嚙合角變位系數(shù)之和t =20.72cos t, Ao cos t =101.45 cos 20.72 =0.93A 102 t, =21.98z7 z8 inv t, inv t2tan=0.377 0 .318 0.06中心距變動(dòng)系數(shù)齒頂降低系數(shù)分度圓直徑齒頂高齒根高A A0 102 101.45n 0 = 0.16mn3.5n = - n =0.21d 7 z7mn /cos 2 =34 3.5/ cos15=123.188

27、mmd8 z8mn /cos 2 =22 3.5 / cos15 =79.71mmha7 fo 7n mn = 1.0 0.31 0.21 3.5=3.85mmha8 fo8 n mn= 1.0 0.06 0.21 3.5 =2.975mmhf7 fo c 7 mn= 1.0 0.25 0.31 3.5 =3.29mmhf8fo c 8 mn= 1.0 0.25 0.06 3.5=4.16mm齒全高 h 2 fo c n mn = 2 1.0 0.25 0.01 3.5 =7.84mm 齒頂圓直徑da7 d7 2ha7 =123.188+23.85=130.89mmda8 d8 2ha8 =7

28、9.71 +22.975=85.66mm 齒根圓直徑df7 d7 2h f 7 =123.188- 23.29=116.6mmdf8 d8 2h f 8 =79.71- 24.16=71.39mm 當(dāng)量齒數(shù)zn7z37 = 343 =37.73cos 2 cos 15zn8z8cos3 23 =24.42 cos 3 154. 確定三擋嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)時(shí)，三擋齒輪為斜齒輪，齒輪的模數(shù)為3.5 ，螺旋角 3 與常嚙合齒輪的 0 不同Z 5Z1i3Z 6 3 Z 2=0.9673.11)3.12）A mn Z5 Z62cos 3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tan

29、 0 tan 3 z1 z2z2z515z6=1.413.13）由式（ 3.11 ）、（3.12 ）、（3.13 ）得 3=18.8o， Z 5 =27， Z6=28i3Z2Z5 =38 27 =2.443Z1Z6 15 28對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝行木郃omn Z5 Z6 3.5 27 28 =101.74mm2cos18.82cos 3端面嚙合角tant = tan =0.38 cos 3嚙合角變位系數(shù)之和5 0.116 0.11中心距變動(dòng)系數(shù)n A A0 =102 1.1.74 0.07 mn3.5齒頂降低系數(shù)n=- n =-0.07分度圓直徑d5z5mn /cos 3 =27 3

30、.5 / cos18.8 =99.89mmd6z6mn /cos 3=28 3.5/ cos18.8 =103.59mm齒頂高a5fo 5n mn = 1.0 0.11 0.07 3.5 =3.36mmt =21.05, Ao101.74cos t o cos t =cos 21. 05 =0.937A 102t, =20.42z5 z6 inv t, inv t2tan=0ha6fo 6 n mn= 1.0 0.11 0.07 3.5 =4.13mm齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑當(dāng)量齒數(shù)zn6z6cos3 328cos318.8=33.023）四擋齒輪為斜齒輪，螺旋角4 與常嚙合齒輪的 0

31、 不同時(shí)，Z3Z4i4Z1Z2=0.617mn Z3 Z42cos 4tan 0tan 4z21 z3 =1.16z1 z2z4（ 3.14 ）（3.15 ）3.16）hf5fo c 5 mn= 1.0 0.25 0.11 3.5=4.76mmhf6fo c 6 mn= 1.0 0.25 0.11 3.5 =3.99mmh 2 fo cn mn= 2 1.0 0.25 0.07 3.5 =8.12mmda5 d5 2ha5 =99.89 +23.36=104.61mm da6 d6 2ha6 =103.59+24.13=111.85mm d f 5 d5 2hf5 =99.89- 24.76=

32、90.37mm d f 6 d6 2hf 6 =103.59- 23.99=95.61mmz527zn5 cos3 3 =cos318.8 =31.84由（ 3.14 ）、（3.15 ）、（3.16 ）得 4=22.4o，Z3=21，Z4 =33，則：i4Z2Z3 =38 21=1.612Z1Z4 15 33 對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距Ao mn Z3 Z4 =3.5 21 33 =102.27mm2cos 4 2cos22.4端面嚙合角tantant =cos 4=0.39t =21.30嚙合角, Ao102.27cos t,o cos t = cos21.30=0.94t A t

33、102t,=20.1變位系數(shù)之和z3 z4 inv t, inv t2tan=0.083 0.22 4 0.30中心距變動(dòng)系數(shù)A A0 102 102.24n 0 = 0.07 mn3.5齒頂降低系數(shù)n = - n =0.15分度圓直徑d3 z3mn /cos 4 =21 3.5 / cos22.4 =79.55mmd4 z4mn /cos 4 =33 3.5 / cos22.4 =125mm齒頂高h(yuǎn)a3 fo 3 n mn= 1.0 0.22 0.15 3.5 =2.205mmha4 fo 4 n mn = 1.0 0.3 0.15 3.5 =4.025mm齒根高h(yuǎn)f3fo c 3 mn=

34、1.0 0.25 0.22 3.5 =5.145mmhf4fo c 4 mn= 1.0 0.25 0.30 3.5 =3.325mm齒全高h(yuǎn) 2fo cn mn = 2 1.0 0.25 0.15 3.5 =7.35mm齒頂圓直徑da3 d3 2ha3 =79.55 +22.205=83.96mmda4 d4 2ha4 =125+24.025=133.05mm齒根圓直徑d f 3 d3 2hf 3 =79.55- 2 5.145=69.26mmd f4 d4 2hf4 =125-23.325=118.35mm當(dāng)量齒數(shù)z321zn3 3=3=26.58n3 cos3 4 cos3 22.4zn4

35、 cosz34 =333=41.77cos3 4 cos3 22.45、確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪 Z13 的齒數(shù)一般在 2123 之間， 初選 Z12后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距 A，。初選 Z 13 =22， Z 12 =15，則：， 1 1A， m Z13 Z12 = 4 15 22 =74mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)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 De11 應(yīng)為De12 De11e122 e11A22De11 2A De12 1=21024（15+2）4=132mmDe11

36、 m Z11 2Z11 De11 2=135 2=31.75mm m4Z11 取 31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 Z11 為 31 計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距 Am z13 z11=4 22 31=2=106mm計(jì)算倒擋傳動(dòng)比i倒 z2 z13 z11 =38 22 32 =5.4倒z1 z12 z13 15 15 22對(duì)齒輪進(jìn)行變?yōu)椋篣 z13 22 1.466 z12 15311.454z13 22, =20查變位系數(shù)線圖得：n =0n13 0.1 n12 -0.1 n11 0.1中心變動(dòng)系數(shù)齒頂降低系數(shù)一擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑A A0mn

37、=0n = - n =0d11 z11mn =124mmd12 z12mn =60mmd13 z13mn =88 mm齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑ha11fo 11n mn =4.1mmha12fo 12n mn =3.6mmha13 fo 13 n mn =4.4mmhf11foc11mn =4.1mmhf12foc12mn =4.1mmhf13foc13mn =4.1h 2fo c n mn =9.74mmda11 d11 2ha11=132mm da12 d12 2ha12 =68mm da13 d13 2ha13 =96mmd f 11 d11 2h11 =104.73mm

38、d f 12 d12 2hf 12 =41.02mm d f13 d13 2hf13 =78.8Zn11 =31當(dāng)量齒數(shù)Zn12 =15Zn13=22本節(jié)首先根據(jù)所學(xué)汽車(chē)?yán)碚摰闹R(shí)計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比， 然后計(jì)算出變 速器的各擋傳動(dòng)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(dòng)比計(jì)算各 +. 擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)算各擋傳動(dòng)比，同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。2.3 變速器齒輪的校核2.3.1. 齒輪材料的選擇 速器齒輪的損壞形式主要有： 輪齒這段、 齒面疲勞剝落、 移動(dòng)換擋輪齒端部 破壞以及齒面膠合。所以變速器齒輪必

39、須進(jìn)行校核：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 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：m法 3.5時(shí)滲碳層深度 0.8 1.2m法 3.5時(shí)滲碳層深度 0.9 1.3m法 5時(shí)滲碳層深度 1.0 1.3表面硬度 HRC5863；心部

40、硬度 HRC3348對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于 0.2 ；表面硬度 HRC48 5312 。對(duì)于大模數(shù)的重型汽車(chē)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 。2.3.2. 各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為 196N.m，齒輪傳動(dòng)效率 99%，離合器傳動(dòng)效率 99%，軸承 傳動(dòng)效率 98%。 軸T1=Temax 離 承 =19699%98%=190.16N.m中間軸T2=T1 承 齒i2 1 =176.576 0.9 8 0.99 38/15=467.38N .m軸一擋T31 T2

41、 承 齒i9 10=467.380.980.9932/14=1036.45N.m二擋 T32 T2 承 齒i7 8 =467.38 0.9 80.99 34/22=700.78N.m 三擋T33 T2 承 齒i5 6 =467.380.9 80.99 27/28=437.25 .m 四擋T34 T2 承 齒i3 4 =467.38 0.9 80.99 21/33=288.55N.m倒檔軸 T倒檔軸 T2 齒i1312=467.380.9922/15=678.64 N .m倒擋T倒 T倒檔軸 承 齒i11 13 =678.64 0.9 8 0.99 32/22=957.69N.m2.3.3 輪齒

42、彎曲強(qiáng)度校核1、斜齒輪彎曲應(yīng)力 w圖 4.1 齒形系數(shù)圖4.1)2Tg cos Kzmn3 yKc K式中： Tg 計(jì)算載荷（ Nmm）；mn 法向模數(shù)（ mm）； z 齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（） ；K 應(yīng)力集中系數(shù)， K =1.50 ；y 齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù) zn z cos3 在圖 4.1 中查得；Kc 齒寬系數(shù) K c =7.0K 重合度影響系數(shù)， K =2.0 。當(dāng)計(jì)算載荷 Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax 時(shí)，對(duì)乘用車(chē)常嚙 合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在 180350MPa范圍，對(duì)貨車(chē)為 100 250MPa。（1）計(jì)算一擋齒輪 9，10 的彎曲應(yīng)力 w9， w10z9

43、 =32， z10 =14， y 9 =0.154 ， y10 =0.162 ， T31 =1036.45N m， T2 =467.38N m1=25.52T31K cos 1w9 3mn z9Kcy9 K2 1036.45 1.5 cos25.5 3= 3 10343 32 7.0 0.157 2=202,.287MPa100 250MPa2T2K cos 1w10 3mn z10K cy10K2 467.38 1.5 cos25.5 3= 3 10343 14 7.0 0.152 2.=198.2MPa100 250MPa2）計(jì)算常嚙合齒輪 1，2 的彎曲應(yīng)力z1 =15，z 2 =38，

44、y1 =0.12 ，y 2 =0.115 ，T1 =190.16N m，T2 =467.38N m， 0 =25.5w12T1 cos 0Kz1mn3y1KcK=151.67MPa100250MPa2T2 cos 0K3z2mn y2Kc K=153.55MPa100250MPa（3）計(jì)算二擋齒輪 7，8 的彎曲應(yīng)力 w7， w8z7=34，z8=22，y7 =0.167，y8=0.135，T32 =700.78N.m，T2=467.38N.m， 2=152T32K cos 2w7 3mn z7 Kcy7 K=189.76MPa100250MPaw82T2K cos 2mn3z8Kcy8K=2

45、41.96MPa100250MPa4）計(jì)算三擋齒輪 5，6 的彎曲應(yīng)力z5=27，z6=28，y5 =0.135，y6=0.149，T33=437.25N.m，T2=467.38N.m， 3=18.8w52T33 cos 3Kz5mn3y5KcK=180.74MPa100250MPaw62T2 cos 3Kz6mn3y6K cK=168.79MPa100250MPa2）計(jì)算四擋齒輪 3，4 的彎曲應(yīng)力z3 =21，z4 =33，y 3 =0.123 ，y4 =0.131 ，T34 =288.55N. m，T2 =467.38N. m， 4 =22.42T34 cos 4Kw3 3z3mn y3

46、KcK=164.38Pa100250MPa2T2 cos 4Kw4 3z4mny4KcK=159.09MPa100250MPa2、直齒輪彎曲應(yīng)力 w4.2)2TgK K f3m zKc y式中： w 彎曲應(yīng)力（ MPa）；Tg 計(jì)算載荷（ N. mm）；K 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 K =1.65 ；Kf 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 Kf =1.1 ，從動(dòng)齒輪 Kf =0.9；b 齒寬（ mm）；m 模數(shù)；y 齒形系數(shù)，如圖 4.1當(dāng)計(jì)算載荷 Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax 時(shí)，一、倒擋直齒 輪許用彎曲應(yīng)力在 40

47、0 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）計(jì)算倒擋齒輪 13，14，15 的彎曲應(yīng)力z11 =32，z12 =15，z13 =22，y11 =0.148， y12 =0.118 ， y13 =0.137 ，T倒 =957.69N m，T2=467.38N m， T倒軸 =678.64 N m2T倒K K fw11 3m z11Kc y11=426.935MPa400850MPaw122T2K K f3m z12Kc y12=681.39MPa400850MPa2T倒軸 K K fw13m3z13 Kc y13= 475.384MPa400 850

48、MPa2.3.4.齒輪接觸應(yīng)力校核 輪齒接觸應(yīng)力 j0.41811zb4.3)式中： j 輪齒的接觸應(yīng)力（ MPa）；F 齒面上的法向力 （F/ cos cos ）F1計(jì)算載荷（ 2Tg/d ； 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（ MPa ）； b 齒輪接觸的實(shí)際寬度 （mm）；z、 b 主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪 z rzsin 、b rbsin ，斜齒輪 z rz sin cos2 、 b rbsin cos2 ；rz、 rb 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 Temax / 2作為計(jì)算載荷時(shí)

49、，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 j 見(jiàn)表 4.1 。彈性模量 E =20.6 104 Nmm-2，齒寬 b K cm Kcmn 表 4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪j MPa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(jì)算一擋齒輪 9，10 的接觸應(yīng)力T31 =1036.45N m， T2 =467.38N m， b= K c mn=47=28z10rz120 sin =11.769mmcos2 1b9z29 sin =26.90mmcos 1=1732.59MPa19002000MPa=1759.014MPa1900200

50、0MPa2）常嚙合齒輪 1，2 的接觸應(yīng)力T1=190.16Nm，T2=487.58Nm，b=Kcmn =24.5z1 r z1 sin /cos2 0 11.034b2 rb2 sin /cos2 0 =27.95=1241.338MPa13001400MPa3）計(jì)算二擋齒輪 7，8 的接觸應(yīng)力T32 =700.78N m， T2 =467.38N m， b = K c mn =24.5z8rz28 sin =14.11cos 2sin =21.80j7rz7cos2 2=1392.197MPa13001400MPa=1514.951MPa13001400MPa4）計(jì)算三擋齒輪 5，6 的接

51、觸應(yīng)力T33=437.25N m， T2=467.38N m， b= K cmn =24.5z6 rz6sin /cos2 3 =18.70b5 rb5 sin /cos2 3 =18.03=1290.713MPa13001400MPa=1310.396MPa13001400MPa5）計(jì)算四擋齒輪 3，4 的接觸應(yīng)力T34 =288.55N m， T2 =467.38N m， b = K c mn =24.5z4 rz4 sin /cos2 4 =23.11b3 rb3 sin /cos2 4=14.70j30.418=1215.983MPa13001400MPa1b3j 4 0.418=1234.839MPa13001400MPa6）計(jì)算倒擋齒輪 11，12，13 的接觸應(yīng)力T倒=957.69N. m， T倒軸 =687.64N. m， T2 =467.38N. m， b = K cm =28d11 mz11 4 32128 mm,d12 mz12 4 15 60mmd13mz13 =4 22=88mmz12rb11 sind11 sin =21.882rz1