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、制造本錢底和工作可靠等優(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(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時(shí)機(jī)，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、本錢提高、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 倒檔方案確實(shí)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。如以下圖1.3換擋操縱裝置方案確實(shí)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以下圖：1.4變速器總傳動(dòng)方案確實(shí)定由

4、以上的內(nèi)容可以根本設(shè)計(jì)出檔位布置，如以下圖：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汽車根本參數(shù)確實(shí)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)確實(shí)定不同

5、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)比選取的因素有：

6、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)半徑以及所要求到達(dá)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，其它商用車那么更大。 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)比確實(shí)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。：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)半徑由所選用的輪胎規(guī)格6.50R20得到

7、=420(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速=3350r/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：m=4000kg；r=0.42m； N·m；g

8、=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)枯燥凝土或?yàn)r青路面可取0.50.6之間。：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mm； 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196N·m； 變速器

9、一檔傳動(dòng)比為6； 變速器傳動(dòng)效率，取96%。8.69.6=8.6-9.610.41=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196N·m；1619=17-195.838=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。乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考以下公式選用：m

10、m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)一般要遵守的原那么是：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/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0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)

11、一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50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)度和外表接觸強(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&

12、#176;。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，從提上下檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(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)中選用較大的螺旋角。本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為25°。4、齒

13、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。考慮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

14、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。假設(shè)齒頂高系數(shù)小，那么齒輪重合度小，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，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，

15、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 =&#

16、176; =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+2×3.62=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)

17、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，那么：=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 =58.20mm =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

18、.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)，還必須滿足以下關(guān)系式 3.10由式3.8、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.

19、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 =123.188-2×3.29=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

20、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)，還必須滿足以下關(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) =-=-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

21、+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 =33.023四擋齒輪為斜齒輪，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、3.16得=，=21，=33，那么：=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)

22、 =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 =125-2×3.325=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，

23、那么：=74mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干預(yù)，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，那么齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×1024×15+24=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?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 =4.4m

24、m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)的選擇原那么，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

25、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以下值：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外表硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對(duì)于氰化齒

26、輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；外表硬度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，以提高外表硬度，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 =196×99%×98%=190.16N.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/

27、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.m倒擋 =678.64×0.98×0.99×32/22=957.69N.m2.3.3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

28、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，=1036.45N.m，=467.38N.m=25.5° = =202,.287MPa<100250MPa= =198.2MPa<100250MPa2計(jì)算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力=15，

29、=38，=0.12，=0.115，=190.16N.m，=467.38N.m，=25.5 =151.67MPa<100250MPa =153.55MPa<100250MPa3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 =241.96MPa<100250MPa4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

30、.79MPa<100250MPa2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)，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400850MP

31、a，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<400850MPa2.3.4.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

32、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190020009501000常嚙合齒輪和高擋130014006507001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<190020

33、00MPa=1759.014MPa<19002000MPa2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<13001400MPa3計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=700.78N.m，=467.38N.m，=24.5=14.11=21.80=1392.197MPa<13001400MPa=1514.951MPa<13001400MPa4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=129

34、0.713MPa<13001400MPa=1310.396MPa<13001400MPa5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<13001400MPa6計(jì)算倒擋齒輪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<1900

35、2000MPa =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)高的硬度和外表光潔度，硬度應(yīng)在HRC5863，外表光潔度不低于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

36、，螺紋局部不應(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(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少17。3.1.2.初選軸的直徑在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。第一軸花鍵局部直徑mm可按式5.1初選 5.1式中：經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩N.m。第一軸花鍵局部直徑=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

37、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)閯偠热狈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

38、 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)算假設(shè)軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(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

39、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,選擇軸最細(xì)的地方進(jìn)行計(jì)算N，=3090.572mm，mm3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=268.01N，=4987.71N，=54138.02N.