機(jī)械變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

第1章緒論01.1概.1.1.1汽變速器的設(shè)計(jì)要求01.1.2國(guó)內(nèi)汽車變速器的進(jìn)展現(xiàn)狀01.1.3設(shè)的內(nèi)容及方式1第2章變器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操機(jī)構(gòu)..................................................................................................22.1變器動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案22.1.1變器傳動(dòng)方案分析與選擇2.1.2倒布置方案22.1.3零件結(jié)構(gòu)方案分析第3章變器的設(shè)計(jì)與計(jì)算63.1變器要緊參.......................................................................................................................3.1.1擋.63.1.2傳比范圍3.1.3變器各擋傳動(dòng)比的確信................................................................................................3.1.4中距的選擇83.1.5齒參數(shù)的選擇93.1.6傳動(dòng)圖.113.1.7各齒輪齒數(shù)的分派及傳動(dòng)比的計(jì)算113.1.8變器齒輪的角度變位143.2變器輪強(qiáng)度校.................................................................................................................3.2.1齒材料的選擇原那么163.2.2變器齒輪彎曲強(qiáng)度校核..............................................................................................3.2.3輪接觸應(yīng)力校核3.3軸結(jié)和尺寸設(shè).................................................................................................................3.3.1初軸的直徑3.4軸強(qiáng)驗(yàn)算.3.4.1軸的度計(jì)算3.4.2軸的度計(jì)算3.5軸選與壽命計(jì).................................................................................................................3.5.1輸軸軸承的選擇與壽命計(jì)算......................................................................................33

課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)題

目

機(jī)械變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)學(xué)姓：

20103856學(xué)

號(hào)

黃旭華系名：專班：：

汽車與交通程學(xué)院車輛工程10-08職

稱

教黑江工程學(xué)二○一三年十一月

第緒

論1.1

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，目的是在各類行駛工況下，使汽車取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。因此它的性能阻礙到汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對(duì)轎車而言，其設(shè)計(jì)意義更為明顯。在對(duì)汽車性能要求愈來(lái)愈高的今天車輛的舒適性也是評(píng)判汽車的一個(gè)重要指標(biāo)而變速器的設(shè)計(jì)不合理，將會(huì)使汽車的舒適性下降，使汽車的運(yùn)行噪聲增大，阻礙汽車的整體性。1.1.1

汽車變速器的設(shè)計(jì)要求汽車傳動(dòng)系是汽車的核心組成部份。其任務(wù)是調(diào)劑、變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，將動(dòng)力有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng)車輪以知足汽車的利用要求變速器是完成傳動(dòng)系任務(wù)的重要部件，也是決定整車性能的要緊部件之一。變速器的結(jié)構(gòu)要求對(duì)汽車的動(dòng)力性、燃料經(jīng)濟(jì)性、換擋操縱的靠得住性與輕便性、傳動(dòng)平穩(wěn)性與效率等都有直接的阻礙。隨著汽車工業(yè)的進(jìn)展轎車變速器的設(shè)計(jì)趨勢(shì)是增大其傳遞功率與重量之比并要求其具有更小的尺寸和良好的性能在汽車變速器的設(shè)計(jì)工作開(kāi)始之前第一要依照變速器運(yùn)用的實(shí)際場(chǎng)合來(lái)對(duì)一些要緊參數(shù)做出選擇要緊參數(shù)包括中心距變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數(shù)、各擋齒輪的齒數(shù)等。變速器的大體設(shè)計(jì)要求：保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性；設(shè)置空擋，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸；設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛；換擋迅速、省力、方便；工作靠得住，汽車行駛進(jìn)程中，變速器不得有跳擋、亂擋，和換擋沖擊等現(xiàn)象顯現(xiàn)；工作效率高，噪聲?。唤Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、方案合理；在滿載及沖擊載荷條件下，利用壽命長(zhǎng)；除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)知足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造本錢(qián)低、維修方便等要求。1.1.2

國(guó)內(nèi)外汽車變速器的進(jìn)展現(xiàn)狀目前，國(guó)內(nèi)外汽車變速器的進(jìn)展十分迅速，普遍研究和采納電控自動(dòng)變速器，這種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、和更高的行車平安性?？墒邱{駛員失去了駕駛樂(lè)趣不能更好的體驗(yàn)駕駛所帶來(lái)的樂(lè)趣。機(jī)械式手動(dòng)變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造本錢(qián)底和工作靠得住，具有良好的駕駛樂(lè)趣等優(yōu)勢(shì)，故在不同形式的汽車上取得普遍應(yīng)用。在擋位的設(shè)置方面國(guó)外對(duì)其操縱的方便性和擋位數(shù)等

方面的要求愈來(lái)愈高目前4擋專門(mén)5變速器的用量有日漸增多的趨勢(shì)同時(shí)，6變速器的裝車率也在日趨上升。

設(shè)計(jì)的內(nèi)容及方式本次設(shè)計(jì)的變速器是在原有變速器的基礎(chǔ)上，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，要緊完成傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，并繪制出變速器裝配圖及要緊零件的零件圖。一、對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析與選擇。通過(guò)比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點(diǎn)，和所設(shè)計(jì)車輛的特點(diǎn)，確信傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置形式。二、變速器要緊參數(shù)的選擇變速器要緊參數(shù)的選擇：擋數(shù)、傳動(dòng)比、中心距、齒輪參數(shù)等。3、變速器齒輪強(qiáng)度的校核變速器齒輪強(qiáng)度的校核要緊對(duì)變速器的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。4、軸的大體尺寸的確信及強(qiáng)度計(jì)算。關(guān)于軸的強(qiáng)度計(jì)算那么是對(duì)軸的剛度和強(qiáng)度別離進(jìn)行校核。五、軸承的選擇與壽命計(jì)算。對(duì)變速器軸的支撐部份選用圓錐磙子軸承，壽命計(jì)算是按汽車的大修里程來(lái)衡量，轎車的為30千米。

2.1

第變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)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(qián)底和工作靠得住等優(yōu)勢(shì)，故在不同形式的汽車上取得普遍應(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)布置方案要緊有兩種：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較，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)勢(shì)。另外，各中間擋因只經(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)置直接擋，因此在工作時(shí)齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一擋速比不能設(shè)計(jì)的專門(mén)大。其特點(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)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。對(duì)不同類型的汽車，具有不同的傳動(dòng)系擋位數(shù)，其緣故在于它們的利用條件不同、對(duì)整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同。而傳動(dòng)系的擋位數(shù)與汽車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有著緊密的聯(lián)系。就動(dòng)力性而言，擋位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)揮最大功率周圍高功率的機(jī)遇，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言，擋位數(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。從而能提高汽車生產(chǎn)率，降低運(yùn)輸成木。綜上所述，由于這次設(shè)計(jì)變速器是中擋轎車變速器，驅(qū)動(dòng)形式屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)，且可布置變速器的空間較小，對(duì)變速器的要求較高，要求運(yùn)行噪聲小，設(shè)計(jì)車速高，應(yīng)選用二軸式變速器作為傳動(dòng)方案。選擇擋變速器，而且五擋為超速擋。

倒擋布置方案常見(jiàn)的倒擋擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理；圖2.1d方案對(duì)的缺點(diǎn)做了修改；圖所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)；圖所示方案適用于全數(shù)齒輪副均為常嚙合的齒輪，換擋換更為輕便。綜合考慮以上因素，為了換擋輕便，減小噪聲，倒擋傳動(dòng)采納圖所示方案。

圖倒布置方案零部件結(jié)構(gòu)方案分析一、齒輪形式斜齒圓柱齒輪有利用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)勢(shì)，因此本設(shè)計(jì)全數(shù)選用斜齒輪。變速器齒輪能夠與軸設(shè)計(jì)為一體或與軸分開(kāi)，然后用花鍵、過(guò)盈配合或滑動(dòng)支承等方式之一與軸連接。齒輪尺寸小又與軸分開(kāi)，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度（圖阻礙齒輪強(qiáng)度。要求尺應(yīng)該大于或等于輪齒危險(xiǎn)斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，維持足夠大的穩(wěn)固性齒輪輪轂部份的寬度尺在結(jié)構(gòu)許諾條件下應(yīng)盡可能取大些，至少知足尺寸要求：(1.21.4)

（2.1式中d——花鍵內(nèi)徑。為了減小質(zhì)量，輪輻處厚可取為花鍵內(nèi)徑的1.25～1.40倍。

圖2.2變速器齒輪尺寸操縱圖齒輪表面粗糙度數(shù)值降低那么噪聲減少面磨損速度減慢提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在R～Rμm范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精aa度不低于7。二、變速器軸變速器軸多數(shù)情形下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)。當(dāng)變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)軸承有困難時(shí)出軸能夠直接壓入殼體孔中固定不動(dòng)。用移動(dòng)齒輪方式實(shí)現(xiàn)換擋的齒輪與軸之間，應(yīng)選用矩形花鍵連接以保證良好的定心和滑動(dòng)靈活而且定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開(kāi)線花鍵要容易兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高擋齒輪通過(guò)軸與齒輪內(nèi)孔之間的過(guò)盈配合和鍵固定在軸上兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設(shè)置有滾針軸承、滑動(dòng)軸承，少數(shù)情形下齒輪直接裝在軸上?，F(xiàn)在，軸的表面粗糙度不該低與0.8，硬度不低于58～63HRC。因漸開(kāi)線花鍵定位性能良好載能力大且漸開(kāi)線花鍵的齒短徑相對(duì)增大能提高軸的剛度，因此軸與同步器上的軸套經(jīng)常使用漸開(kāi)線花鍵連接。倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸，并由螺栓固定。由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開(kāi)線花鍵，因此設(shè)計(jì)時(shí)不僅要考慮裝配上的可能且應(yīng)當(dāng)能夠順利拆裝軸上各零件。另外，還要注意工藝上的有關(guān)問(wèn)題。3、變速器軸承的選擇變速器軸承常采納圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。滾針軸承、滑動(dòng)軸承套要緊用在齒輪與軸不是固定連接，并要求二者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)

的地址。變速器中采納圓錐滾子軸承盡管有直徑較小、寬度較大因此容量大、可經(jīng)受高負(fù)荷等優(yōu)勢(shì)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而阻礙齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。由于本設(shè)計(jì)的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，因此設(shè)計(jì)中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。

3.1

第變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算整車要緊技術(shù)參數(shù)如表所示：發(fā)動(dòng)機(jī)功率最大功率轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速前輪胎規(guī)格

75KW6300r/min4800r/min

最高車速最大轉(zhuǎn)矩總質(zhì)量

182Km/h1520Kg

擋數(shù)最近幾年來(lái)，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一樣用4～5個(gè)擋位的變速器發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5擋商用車變速器采納4～5個(gè)擋或多擋。擋數(shù)選擇的要求：一、相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。二、高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。本次設(shè)計(jì)的轎車變速器為5擋變速器。

傳動(dòng)比范圍最高擋一般是直接擋動(dòng)比為1.0的變速器最高擋是超速擋動(dòng)比為0.7～0.8礙最低擋傳動(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)固轉(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)輪的轉(zhuǎn)動(dòng)半徑和所要求達(dá)到的最低穩(wěn)固行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在～4.5之間。本設(shè)計(jì)最高擋傳動(dòng)比為0.8。

變速器各擋傳動(dòng)比的確信一、主減速器傳動(dòng)比的確信發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為：

0.377

rnii

（3.1式中：

r

——汽車行駛速度（km/h——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min——車輪轉(zhuǎn)動(dòng)半徑（mii

g0

——變速器傳動(dòng)比；——主減速器傳動(dòng)比。已知：最高車

a

=v

a

=155km/h最高擋為超速擋，傳動(dòng)i；車輪轉(zhuǎn)動(dòng)g半徑由所選用的輪胎規(guī)格

185/60R14S取得r=28(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==6300p（r/min公式（3.1）取得主減速器傳比計(jì)算公式：i0.3770

nriug

63000.298050.8182

4.86

二、最抵擋傳動(dòng)比計(jì)算按最大爬坡度設(shè)計(jì)，知足最大通過(guò)能力條件，即用一擋通過(guò)要求的最大坡道角坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于現(xiàn)在的轉(zhuǎn)動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)用公式表示如下：Tiie0r

t

Gfcos

Gsin

（3.2式中：f

——車輛總重量(N)；——坡道面轉(zhuǎn)動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面μ=0.01~0.02)；Tmax

——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(；ii

0g

——主減速器傳動(dòng)比；——變速器傳動(dòng)比；r

t

——為傳動(dòng)效率（0.85~0.9——車輪轉(zhuǎn)動(dòng)半徑；

max

——最大爬坡度（一樣轎車要求能爬上的坡，大約）取

423423由公式（3.2得：ig

(

maxTi0t

)rmax

（3.3已知：；f0.015；

max

；Te

N·mi4.580

；

，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3式：ig

1520sin16.71384.86

)0.298

2.35知足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一擋發(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：ii10r

φ在瀝青混凝土干路面，=0.80.9，取φ=0.9i

g1

≤初選一擋傳動(dòng)比為33、變速各擋速比的配置按等比級(jí)數(shù)分派其它各擋傳動(dòng)比，即：iiiii14qq1iiiii2355

4

3

i3i12.10.8ii1.4i4

i1.531.1

中心距的選擇初選中心距可依照體會(huì)公式計(jì)算：K

3

Timax1

g

（3.5式中：A

——變速器中心距（——中心距系數(shù)，乘用車

T

max

——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為（N·mi

——變速器一擋傳動(dòng)比為3

——變速器傳動(dòng)效率，取96%。1380.96=mmA9.2轎車變速器的中心距在～范圍轉(zhuǎn)變。初取=68mm。

齒輪參數(shù)的選擇一、模數(shù)選取齒輪模數(shù)時(shí)一樣要遵守的原那么是：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，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。關(guān)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；關(guān)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汽車變速器齒輪的法向模數(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m/t6.0<mm模數(shù)m轎車模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表

3.2選一、二、倒擋模數(shù)為2.75，其余格擋模數(shù)為m由于轎車對(duì)降低噪聲和振動(dòng)的水平要求較高因nn此各擋均采納斜齒輪。二、壓力壓力角較小時(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。關(guān)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、、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。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為，因此普遍采納的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采納30°壓力角。本變速器為了加工方便，故全數(shù)選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角。3、螺旋

齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有阻礙。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因此工作平穩(wěn)、噪聲降低。實(shí)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)上升此從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度動(dòng)身，并非希望用過(guò)大的螺旋角而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度著眼應(yīng)被選用較大的螺旋角。本設(shè)計(jì)初選螺旋角全數(shù)為22°。4、齒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阻礙。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)勢(shì)被減弱現(xiàn)在盡管能夠用增加齒輪螺旋角的方式給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承經(jīng)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)因軸的變形致使齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，致使承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常依照齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：斜m，k取為6.0～8.5，取7.0cc一擋齒寬為b=K二擋齒寬為b=K三擋齒寬為b=K四擋齒寬為b=K五擋齒寬為b=K倒擋直齒為b=K五、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阻礙。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，之前因齒輪加工精度不高，并以為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，因此曾采納過(guò)齒頂高系數(shù)為～0.80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.00。為了增加

11齒輪嚙合的重合度降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度有些變速器采納齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。本設(shè)計(jì)取為1.00。

傳動(dòng)簡(jiǎn)圖1-一擋主動(dòng)齒輪2-一擋從動(dòng)齒輪3-二擋主動(dòng)齒輪4-二擋從動(dòng)齒輪三擋主動(dòng)齒輪6-三擋從動(dòng)齒輪7-四擋主動(dòng)齒輪8-擋從動(dòng)齒輪五擋主動(dòng)齒輪10-五擋從動(dòng)齒輪倒擋主動(dòng)齒輪12-倒擋中軸齒輪倒擋輸出軸齒輪五擋變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖

各擋齒輪齒數(shù)的分派及傳動(dòng)比的計(jì)算在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可依照變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分派各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋擋齒輪齒數(shù)和傳動(dòng)比。一、一齒數(shù)及傳動(dòng)的確信一擋傳比為：ziz1

h122h1222An2.75n

h

268cos22

取整得。轎車可在1217之間選取取，那么35。那么一擋傳比2為：zi2z111二、對(duì)心距A進(jìn)行修正A

h2cosA

2.7546

68.21取整得A69mm，為標(biāo)準(zhǔn)中心。0

修正后

3、二擋數(shù)及傳動(dòng)比的確信ziz3

（3.6A0

m()n342

（3.7已知：=69mmi=m23.56；將數(shù)據(jù)代入3.6）兩式，2n齒數(shù)取整得：z，，因此二擋傳動(dòng)比為：4z31i4z1534、計(jì)算擋齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比i

（3.8

3040530405A0

m()n562

（3.9已知：=69mmi=2.5；將數(shù)據(jù)代入（）兩式，齒數(shù)取整得：z20，因此三擋傳動(dòng)比為：56zi6z205

修正五、計(jì)算四擋齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比i

0）m()An2

1）已知=69mmim=2.528，因此四擋傳動(dòng)比為：8zi8z237六、計(jì)算五擋齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比

01兩式，齒數(shù)取整得23，7i

zz

2）m(z)An2cos

3）已知：=69mmi=0.8=2.522.55n，因此五擋傳動(dòng)比為：

23兩式，齒數(shù)取整得z289zi0.82z2897、計(jì)算擋齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比初選倒擋軸上齒輪齒數(shù)為z=23輸入軸齒輪齒數(shù)=13，為保證倒擋齒輪的嚙11

n0n0合不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干與齒輪和齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)維持有0.5mm以上的間隙，即知足以下公式：()m1113n0.5A）2cos已知

m2.75，A694）式，齒數(shù)取整，解得：z，那么倒n擋傳動(dòng)比為：iR

z33z

修正后輸入軸與倒擋軸之間的距離：

m()23)12cos

53.61mm輸出軸與倒擋軸之間的距離：A

m(z)23)n132222.58

mm

變速器齒輪的角度變位采納變位齒輪的緣故：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和利用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。為了降低噪聲，關(guān)于變速器中除去一、二擋之外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值一樣情形下隨著擋位的降低總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。、一擋齒輪的角度變位及齒輪參數(shù)確端面嚙角：t

=t

t

嚙合角t

：

cos

't

=cos0

t

t

變位系之和

1t

t

=0.30z35Uz

分度圓直徑齒頂高

0.300.48A69(A)(6923.26y0nmn0.26nmdn1cosmdcosh=mmnhm=mma2

0.26齒根高

f1f

hmanm=4.08mmann齒頂圓直徑

=mma11=mmaa2齒根圓直徑

d

f1f2

=mm1f1dh=mm2f

2、其它擋齒輪的變位及參數(shù)擋位

二擋

三擋

四擋

五擋

倒擋齒輪齒數(shù)變位系數(shù)x分度圓直徑d齒頂高齒根高齒全高h(yuǎn)齒頂圓直徑-

578101131232323330.30

齒輪材料的選擇原那么（1）知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可是關(guān)于一樣動(dòng)力傳輸齒輪要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和

rr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≤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)采納不同鋼號(hào)材料。（3考加工工藝及熱處置工藝大尺寸的齒輪一樣采納鑄造毛坯可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采納鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)可選用圓鋼作毛坯軟齒面齒輪經(jīng)常使用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處置后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬）常采納低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以取得齒面芯韌的金相組織排除熱處置對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但假設(shè)采納滲氮處置，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無(wú)法磨齒的齒輪。由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用MTi滲碳后表面淬火處置，硬度為5862HRC。

變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪）

F1

(5式中：F

——圓周力（N

d

；T

——計(jì)算載荷（N·mmKt

mz——節(jié)圓直徑（——斜齒輪螺旋()——應(yīng)力集中系數(shù)，K；——齒面寬（；——法向齒距t

m為法向模數(shù)（mm

nnK

——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)z在齒形系數(shù)圖中查得；cos——重合度阻礙系數(shù)，=2.0。圖齒系數(shù)圖將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（理取得

cosyKKc

(6（1）一擋齒輪校核主動(dòng)齒輪：已知：T

N·mm23.56

K；2.75mm；x0.26；2.0；

3

11323.56

14.28查齒形系數(shù)圖得：式，得：

cosmKn

223.562.750.165

從動(dòng)齒輪：已知T96%1

3

；

K；2.75；K；x；K2.0；znn

cos

35323.56

45.44，查齒形系數(shù)圖得：y=0.146)式，得：

jj

2cos23.563.142.750.14c

轎載過(guò)180~350MPa關(guān)于一擋適合。其余各擋許用應(yīng)力：二擋許用應(yīng)三擋許用應(yīng)四擋許用應(yīng)五擋許用應(yīng)

1

MPa180.01MPaMPa

w2w2w2

MPa180.34183.75180.27倒擋許用應(yīng)

1

194.61

w2

180.06

w3

MPa二三四五及倒擋，均適合。

輪齒接觸應(yīng)力校核1()b

7）式中：

j

——輪齒接觸應(yīng)力（MPaFF

——齒面上的法向力（NF；——圓周力（Nd

cos

F

；T

g

——計(jì)算載荷（N·mm為節(jié)圓直徑（——節(jié)點(diǎn)處壓力角，為齒輪螺旋角；E

——齒輪材料的彈性模2.1

（MPa

——齒輪接觸的實(shí)際寬度（

，

——主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（

斜齒輪

rsincos

，

10201020b

rbcos

；r

r

——主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（表3.3變速器齒輪許用接觸應(yīng)力

j

齒輪一擋和倒擋常嚙合齒輪和高擋齒輪

滲碳齒輪1900-20001300-1400

液體碳氮共滲齒輪650-700將作用在變速器第一軸上的載荷應(yīng)力[]見(jiàn)表3.3j一、一擋齒輪接觸應(yīng)力校核

emax2

作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸已知：

N·mm；T396.401

3

；

23.56

；E；11d33.00h35dmm；46hb

Kncos23.56

21；mm

T

320

9228.5N

T

10520cos23.56

8765.74

rsin

12

sin20cos2

rsindsin105.00b2cos2

21.37j

2.1051～21.37

j

2.105111730.85～2000MP6.72

其余各擋接觸應(yīng)力：二擋接觸應(yīng)力

j

2.10511384.03MPa<1900～9.16

j

2.101～9.1618.93

三擋接觸應(yīng)力

j

0.418

11281.09～2000MP18.9410.84

j6

5306.42.105～2000MP10.84

四擋接觸應(yīng)力

j7

0.418

4854.682.10511MPa<19002000MP12.4715.18

j

4624.462.1011143.94MPa<1900～18.94

五擋接觸應(yīng)力

j

0.418

3988.3211062.35MPa<1900～2000MP18.94

j10

2.101MPa<1900～18.9412.47

倒擋接觸應(yīng)力

r3r3

jj

111663.88MPa<1900～7130.85511～2000MP20.8513.74

j

0.418

8040.002.101MPa<1900～2000MP20.8513.7419.71

以上各擋變速器齒輪的接觸應(yīng)力均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力[格。

]因此各擋均合j3.3

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，變速器的軸要經(jīng)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)閯偠炔蛔銜?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、耐磨性等均有不利阻礙。各軸均選用20CMTi滲碳后表面淬火處置，硬度為

初選軸的直徑在已知兩軸式變速器中心距時(shí)，軸的最大直和支承距L比值可在以下范圍內(nèi)選取：對(duì)輸入軸，L～；對(duì)輸出軸/L0.18輸入軸花鍵部份直d（mm）可按下式初選?。?e式中：

K

——體會(huì)系數(shù)，K=4.0～4.6；T

e

——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m輸入軸花鍵部份直徑：4.61

=20.67～23.77mm初選輸入、輸出軸支承之間的長(zhǎng)度L=mm。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確信軸的最小直徑：

3

95503

2）式中：d—軸的最小直徑（

]——軸的許用剪應(yīng)力（

——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率（kwn—發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min2）式，得d

955095507536300因此，選擇軸的最小直徑為25mm依照軸的制造工藝性要求，將軸的各部份尺寸初步設(shè)計(jì)如圖、3.4所示：圖輸軸各部份尺寸圖輸軸各部份尺寸3.4

3.4.1

軸的剛度計(jì)算對(duì)齒輪工作阻礙最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角前者使齒輪中心距發(fā)生轉(zhuǎn)變，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪彼此歪斜，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力散布不均勻。初步確信軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。

圖3.5變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖3.5示，假設(shè)軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為f和轉(zhuǎn)角為δ，可別離用下式計(jì)算：cfs

a223EILFa3EIL

3）4）

Fab3EIL

5）式中：FF

——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（NE

——彈性模量（MPE=2.1×105MP；I

——慣性矩（

4

于實(shí)心軸，I

；L

——軸的直徑（花鍵處按平均直徑計(jì)算；b——齒輪上的作使勁距支座距離（mm——支座間的距離（軸的全撓度為

f

f

。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的許諾值～～0.15mm。s

cc齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不該超過(guò)。1變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核（1）軸上受力分析一擋工作時(shí)：齒輪圓周力t1

T2

23.56

7948.88N齒輪徑向力Fr1t1

cos

7948.88

20cos23.56

N齒輪軸向力FFt1

N輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：；b=mm；L=mm；d=25345）取得：f

FaF2b2r1rEILL

32.15198.75

f]0.10c

mmf

F2t1

7948.8822.1322L3.14

0.043]~

mm

fff20.020cF(22.1322.13)64r33.14198.75

mm

輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作使勁與輸入軸上作使勁大小相等，方向相反。已知：；b=mm；L=mm；d=50345）取得：FaFbfrr13EIL3E

4L

f]~0.10

mmff]0.1mm；sf

f

2c

f

2s

mm

F(rEIL

0.002

二擋工作時(shí)：

t2rt2tr3tt2rt2tr3t2T2cosFmz3

131.1632.75

5829.18

NF5829.18cos

cos23.56

2314.59NFFtan2t

5829.1823.56

輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：；b=mm；L=mm；d=30345）取得：FbF2b2frr3EIL3EL

0.032f]~0.10fs

F2btEIL

0.081]0.1mmsf

f

c

f

0.087mm

F()rEIL

0.000310.002rad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作使勁與輸入軸上作使勁大小相等，方向相反。已知：；b=1mm；；d=40345）取得：FaFa2frr3EIL3E4L

0.010f]0.05mmf

F2bt3L

0.026]0.15

ff2f20.0280.2mmsFab(b2314.59r23EIL33.144

0.000100.002rad三擋工作時(shí)：T2cosm

131.1622.520

4847.04Ntantan20FNcos

cctrt4cctrt4FF3t

4847.0422.5

輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：；b=mm；；d=35345）取得：ab2Ffrr33

2118.122L2.13.14

]0.10

mmf

Fb2t3E

L

f]0.10.15

mmf

f

c

f

s

F()r3EIL

0.002rad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作使勁與輸入軸上作使勁大小相等，方向相反。已知：；b=mm；）取得：F2Ffrr33E4L

0.011f]0.050.10

mmf

Fa2t33L

f]0.1~

mmf

f2f20.2

mm

F()r

0.000043

四擋工作時(shí)：22cosFdn

2131160

Ntantan

1660.46

NFFt4

1745.84

N輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：；b=10mm；L=mm；）取得：

g5tg5t2Fbfr4rEIL4

0.010f]0.10

mmf

Fa2t34L

0.026f]0.15

mmf

f

2c

f

2s

0.00026

mm

Fab()r4

0.00000031

輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作使勁與輸入軸上作使勁大小相等，方向相反。已知：；b=10mm；L=mm；）取得：F2Fb2fr4r43EL

0.017f]0.05~f

Fb2t44L

f]0.1

mmf

f

2c

f

2s

mm

Fabbr4EIL

0.002

mm五擋工作時(shí)：TF3462.17dm9

NFFr5t5

tancos

NF1434.08t55

N輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：；b=86.85mm；L=mm；d=40345）取得：Fb2Fab264frr3EIL3E4L

0.0051]mmfs

2b2t53E

0.013f]0.1~s

mm

RtRRtRf

f

f

0.2mm

Fab(b)1363.9586.85(111.7986.85)r53EIL3.14輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作使勁與輸入軸上作使勁大小相等，方向相反。已知：；b=86.85mm；L=mm；d=30345）取得：

0.002Fa2fr5r533E

0.026f]~

mmf

F2bt53

0.066f]0.15

mmf

f

2

2

mm

Fab(r

0.0000660.002

mm倒擋工作時(shí)：2cos6776.13NmzFt

cos

8200.424R

cos

2670.67

NFFaR

R

21

2815.08

N輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：；b=mm；L=mm；d=25345）取得：Fa2a2b264frR3EIL3E

0.014f]0.10

mmf

Fa223L

0.035f]0.15

mmf

f

f

s

0.2

mm

Fab(b47)rR32.153.144

0.00057mm輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作使勁與輸入軸上作使勁大小相等，方向相反。

已知：；b=mm；L=mm；d=25345）取得：f

F2bFa2b264rR3EIL3E4L

0.014f]0.05