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。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)

2、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)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。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)不同類型的汽車，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)整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同5。而傳動(dòng)系的檔位數(shù)與汽車的動(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的機(jī)會(huì)，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言，檔位

3、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。從而能提高汽車生產(chǎn)率，降低運(yùn)輸成木。不過，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)的汽車為：中間軸式五檔（五檔為直接檔）商用車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，來提醒駕駛員本次設(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

4、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汽車基本參數(shù)的確定商用車（中間軸式）最高車速(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) 3350最大轉(zhuǎn)矩(Nm) 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

5、定不同類型的汽車的檔數(shù)也不是相同的，主要決定于汽車的類型 燃油經(jīng)濟(jì)性 總質(zhì)量等等。轎車轎車變速器傳動(dòng)比變化范圍較小，過去常采用三個(gè)或四個(gè)擋位。但近年來為了提高燃油經(jīng)濟(jì)性多采用五個(gè)擋。輕型貨車變速器總質(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的汽車用六個(gè)或者個(gè)更多擋位的變速器。本次設(shè)計(jì)汽車為商用車 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0.70.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因

6、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)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.04.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.08.0之間，其它商用車則更大。 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)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為12： （3.1）式中：汽車行駛速度（km/h）； 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）； 車輪滾動(dòng)半徑（m）； 變速器傳動(dòng)比； 主減速器傳動(dòng)比。已知：最高車速=95 km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=0.78；車輪滾動(dòng)半徑由所選用的

7、輪胎規(guī)格6.50R20得到=420(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速=3350（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：2）最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過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)）13。用公式表示如下： （3.2）式中：G 車輛總重量(N)； 坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面=0.010.02)；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（96%）；R 車輪滾動(dòng)半徑；最大爬坡度（商用車要求能爬上30%的坡，大約）由公式（3.2）得： （3.3

8、）已知：m=4000kg；r=0.42m； N·m；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：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： （3.4）式中：驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，（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kg；取0.6，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。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： 2.2.4.中心距的選擇中間軸式變速器初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算14： （3.5）式中：A 變速器中心距（m

9、m）； 中心距系數(shù)，商用車=8.69.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為196（N·m）； 變速器一檔傳動(dòng)比為6； 變速器傳動(dòng)效率，取96%。（8.69.6）=（8.6-9.6）10.41=89.54899.936mm轎車變速器的中心距在8697mm范圍內(nèi)變化。 也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩來確定式中：A 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，商用車=1619；發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為196（N·m）；（1619）=（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

10、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。乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：mm初選長度為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，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，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汽車變速器齒輪法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.0

11、14.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表3.3汽車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（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3.5。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，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，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用

12、22.5°或25°等大些的壓力角15。 國家規(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

13、發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；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)的大

14、小來選定齒寬：斜齒，取為6.08.5，取7.0mm直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0，mm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24mm，取4mm。5、齒頂高系數(shù)齒頂高系數(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，

15、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。.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)，傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來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)，貨車可在1217之間選用，最小為1214，取=14，一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動(dòng)比為 （1.4）為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （1.5）=45.3取整為46即=-=46-14=322、對(duì)中心距進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心

16、距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。=101.5mm取整為A=102mm。對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 =° =22.19°查變位系數(shù)線圖得： =0.31 中心變動(dòng)系數(shù) 齒頂降低系數(shù) =-計(jì)算精確值：A= º=25.5º一擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =32×4/cos25.5=141.9mm =14×4/cos25.5=62.08mm齒頂高 =4.86mm=3.62mm齒根高 =3.4mm =5.36mm齒全高 =9.74mm齒頂圓直徑 =141.9+2×4.86 =151.62mm =62.08+2×3.

17、62=69.32mm齒根圓直徑 =135.1mm =51.36mm 當(dāng)量齒數(shù) =43.54 =19.052、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 =2.625 （2.6）常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （2.7） =52.61由式（2.6）、（2.7）得=14.51，=38.1取整為=15，=38，則：=5.79對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =102.83mm端面嚙合角 tan=0.398=21.98嚙合角 =0.935 =20.8變位系數(shù)之和 =0.48 .255 中心距變動(dòng)系數(shù) =齒頂降低系數(shù) =-=-0.243分度圓直徑 =58.2

18、0mm =147.45mm齒頂高 =5.23mm =1.79mm齒根高 =3.5mm =6.93mm齒全高 =8.73mm齒頂圓直徑 =58.20+2×5.23=68.66mm =147.45+2×1.79=151.03mm齒根圓直徑 =58.20-2×3.5=51.20 mm =147.45-2×6.93=133.59mm當(dāng)量齒數(shù) =20.41 =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，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí)， （3.8）=1.513 （3.9） 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 （3.10）由式（3

19、.8）、（3.9）、（3.10）得=，=56，取=34，=22=3.91對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =101.45mm端面嚙合角 tan=0.376=20.72嚙合角 =0.93 =21.98變位系數(shù)之和 =0.37 .31 中心距變動(dòng)系數(shù) =齒頂降低系數(shù) =-=0.21分度圓直徑 =123.188mm =79.71mm齒頂高 =3.85mm =2.975mm齒根高 =3.29mm =4.16mm齒全高 =7.84mm齒頂圓直徑 =123.188+2×3.85=130.89mm =79.71+2×2.975=85.66mm齒根圓直徑 =123.188-2×

20、3.29=116.6mm =79.71-2×4.16=71.39mm當(dāng)量齒數(shù) =37.73=24.424.確定三擋嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)三擋齒輪為斜齒輪，齒輪的模數(shù)為3.5，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí)， =0.967 （3.11） （3.12）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 =1.41 （3.13）由式（3.11）、（3.12）、（3.13）得=，=27，=28=2.443對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝行木?=101.74mm端面嚙合角 tan=0.38=21.05嚙合角 =0.937 =20.42變位系數(shù)之和 =0 .11 中心距變動(dòng)系數(shù) =齒頂降低系數(shù)

21、 =-=-0.07分度圓直徑 =99.89mm =103.59mm齒頂高 =3.36mm =4.13mm齒根高 =4.76mm =3.99mm齒全高 =8.12mm齒頂圓直徑 =99.89+2×3.36=104.61mm =103.59+2×4.13=111.85mm齒根圓直徑 =99.89-2×4.76=90.37mm =103.59-2×3.99=95.61mm當(dāng)量齒數(shù) =31.84 =33.02（3）四擋齒輪為斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí)， =0.617 （3.14） （3.15）=1.16 （3.16）由（3.14）、（3.15）、（3.1

22、6）得=，=21，=33，則：=1.612對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =102.27mm端面嚙合角 tan=0.39=21.30嚙合角 =0.94 =20.1變位系數(shù)之和 =0.08 .22 中心距變動(dòng)系數(shù) =齒頂降低系數(shù) =-=0.15分度圓直徑 =79.55mm =125mm齒頂高 =2.205mm =4.025mm齒根高 =5.145mm =3.325mm齒全高 =7.35mm齒頂圓直徑 =79.55+2×2.205=83.96mm =125+2×4.025=133.05mm齒根圓直徑 =79.55-2×5.145=69.26mm =125-2

23、15;3.325=118.35mm當(dāng)量齒數(shù) =26.58 =41.775、確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=22，=15，則：=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的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×1024×（15+2）4=132mm =2=31.75mm Z11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，取為31計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距=106mm計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 =5.4對(duì)齒輪進(jìn)行變?yōu)椋?

24、U· = =20°查變位系數(shù)線圖得： =0 中心變動(dòng)系數(shù) =0齒頂降低系數(shù) =-=0一擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =124mm =60mm =88 mm齒頂高 =4.1mm =3.6mm =4.4mm齒根高 =4.1mm =4.1mm =4.1齒全高 =9.74mm齒頂圓直徑 =132mm =68mm =96mm齒根圓直徑 =104.73mm =41.02mm =78.8 當(dāng)量齒數(shù) =31 =15 =22本節(jié)首先根據(jù)所學(xué)汽車?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

25、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.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3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼

26、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：時(shí)滲碳層深度0.81.2時(shí)滲碳層深度0.91.3時(shí)滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC485312。對(duì)于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，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。.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 =196×99%×98%=190.16

27、N.m中間軸 =176.576×0.98×0.99×38/15=467.38N.m軸 一擋=467.38×0.98×0.99×32/14=1036.45N.m 二擋=467.38×0.98×0.99×34/22=700.78N.m三擋=467.38×0.98×0.99×27/28=437.25.m四擋=467.38×0.98×0.99×21/33=288.55N.m倒檔軸 =467.38×0.99×22/15=678.64 N

28、.m倒擋 =678.64×0.98×0.99×32/22=957.69N.m輪齒彎曲強(qiáng)度校核1、斜齒輪彎曲應(yīng)力圖4.1 齒形系數(shù)圖 （4.1）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4.1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)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa范圍，對(duì)貨車為100250MPa。（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力，=32，=14，=0.154，=0.162，=103

29、6.45N.m，=467.38N.m=25.5° = =202,.287MPa<100250MPa= =198.2MPa<100250MPa（2）計(jì)算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力=15，=38，=0.12，=0.115，=190.16N.m，=467.38N.m，=25.5 =151.67MPa<100250MPa =153.55MPa<100250MPa（3）計(jì)算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力，=34，=22，=0.167，=0.135，=700.78N.m，=467.38N.m，=15° =189.76MPa<100250MPa =241.96MP

30、a<100250MPa（4）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=27，=28，=0.135，=0.149，=437.25N.m，=467.38N.m，=18.8=180.74MPa<100250MPa=168.79MPa<100250MPa（2）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力=21，=33，=0.123，=0.131，=288.55N.m，=467.38N.m，=22.4=164.38Pa<100250MPa=159.09MPa<100250MPa2、直齒輪彎曲應(yīng)力 （4.2）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)

31、，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；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)取下限。（1）計(jì)算倒擋齒輪13，14，15的彎曲應(yīng)力=32，=15，=22，=0.148，=0.118，=0.137，=957.69N.m，=467.38N.m，=678.64 N.m=426.935MPa<400850MPa=681.39MPa<400850MPa = 475.384MPa&

32、lt;400850MPa.齒輪接觸應(yīng)力校核輪齒接觸應(yīng)力j （4.3）式中：輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； F齒面上的法向力(F/)F1計(jì)算載荷（2Tg/d；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)力見表4.1。彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬表4.1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190

33、020009501000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=1036.45N.m，=467.38N.m，=4×7=28=11.769mm =26.90mm =1732.59MPa<19002000MPa=1759.014MPa<19002000MPa（2）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力=190.16N.m，=487.58N.m，=24.5 =27.95=1260.262MPa<13001400MPa=1241.338MPa<13001400MPa（3）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=700.78N.m，=467.38N.

34、m，=24.5=14.11=21.80=1392.197MPa<13001400MPa=1514.951MPa<13001400MPa（4）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=437.25N.m，=467.38N.m，=24.5=18.70=18.03=1290.713MPa<13001400MPa=1310.396MPa<13001400MPa（5）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=288.55N.m，=467.38N.m，=24.5=23.11=14.70=1215.983MPa<13001400MPa=1234.839MPa<13001400MPa（6）計(jì)算倒擋

35、齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=957.69N.m，=687.64N.m，=467.38N.m，=28mm,mm=4×22=88mm=21.88=10.26 =15.05 =1205.87MPa<19002000MPa =1514.96MPa<19002000MPa =1461.65MPa<19002000MPa第三章 軸的設(shè)計(jì)和尺寸設(shè)計(jì)3.1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)3.1.1軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或

36、高頻處理14。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC5863，表面光潔度不低于815。對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度16。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)于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少17。3.1.2.初選軸的直徑在已知中間軸式變速器中心距時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對(duì)中間軸，=0.160.18；對(duì)第二軸，0.180.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1）式中：

37、經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=23.226.68mm取25mm；第二軸最大直徑=45.961.2mm取55mm；中間軸最大直徑=45.961.2mm取55mm第二軸：；第一軸及中間軸：第二軸支承之間的長度=261.9305.56mm取265mm；中間軸支承之間的長度=305.56343.75mm取305mm，第一軸支承之間的長度=138.8156.25mm取140mm3.2.軸的強(qiáng)度驗(yàn)算變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力，徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度，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

38、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)變速器時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和一直條件初選軸的直徑，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。3.2.1各擋齒輪的受力計(jì)算作用于齒面上的法向力Fn =Ft/可分解為互相垂直的三個(gè)力 圓 周力 徑向力 軸向力（1）一擋齒輪9，10的圓周力、圓周力N徑向力： 軸向力（2）常嚙合齒輪1，2的圓周力、（3）二擋齒輪7，8的圓周力、 （4）三擋齒輪5，6的圓周力、（5）四擋齒輪3，4的圓周力、 （6）倒檔齒輪11，12，13的圓周力、3.2.2.軸的剛度計(jì)算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓

39、度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計(jì)算 （5.2） （5.3） （5.4）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(duì)于實(shí)心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；、齒輪上的作用力距支座、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)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。（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算（2）二軸的剛度,

40、選擇軸最細(xì)的地方進(jìn)行計(jì)算N，=3090.572mm，mm（3）中間軸剛度=16692.14N，=6734.225N=25mm，=53.47+37.14=91.5mm，=325mm3.2.3.軸的強(qiáng)度計(jì)算（1）二軸的強(qiáng)度校核RVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1=210LRVARVBFr9MMHc=1133617.17NmmMvc左=54138.02NmmMvc右=448270.44NmmT31=1036450NmmM=1351728.69Nmm一檔時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。；1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=5398.177N，=10796.353N，=1133617.17N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=268.0