青島理工大學(xué)2014年重型載貨汽車變速器設(shè)計說明書解析

1、汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書韋麗理：£大辱QINGDAO TECHNOLOGICAL UNIVERSITY題目：重型載貨汽車變速器設(shè)計姓名：學(xué)號：同組者：專業(yè)班級：車輛工程指導(dǎo)教師：、修玉峰設(shè)計時間：2013. 9.17-2013. 9.24ii1緒論1.1前言變速器用于轉(zhuǎn)變發(fā)動機(jī)曲軸的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。變速器在汽車中起著重要的作用，它能使汽車以非常低且穩(wěn)定的車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi) 燃機(jī)的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達(dá)到的。隨著汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設(shè)計出更經(jīng)濟(jì)實惠，

2、工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當(dāng)前汽車設(shè)計者的緊迫問題，也是 我們作為汽車工程本科畢業(yè)生，必須肩負(fù)的重任。在面臨著前所未有的機(jī)遇的同時，我 們要努力為我們的汽車工業(yè)做出應(yīng)有的貢獻(xiàn)。經(jīng)過四年的刻苦學(xué)習(xí)，我掌握了四十多門 基礎(chǔ)知識和專業(yè)知識，閱讀了大量的專業(yè)書籍，為從事汽車行業(yè)的工作打下了堅實的基 礎(chǔ)。在大學(xué)畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委的要求，進(jìn)行了這次設(shè)計。畢業(yè) 設(shè)計是對我們在大學(xué)期間所學(xué)知識的一次檢閱，充分體現(xiàn)了一個設(shè)計者的知識掌握程度 和創(chuàng)新思想。畢業(yè)設(shè)計總體質(zhì)量的好壞也直接體現(xiàn)了畢業(yè)生的獨立創(chuàng)造設(shè)計能力。由于 畢業(yè)設(shè)計具有特殊的重要意義，在兩個多月的畢業(yè)設(shè)計時間里

3、我們到單位實習(xí)，并閱讀 了大量的汽車資料，虛心向老師請教，且在老師的指導(dǎo)下，將老師傳授的設(shè)計方法運用 到自己的設(shè)計中，使本次畢業(yè)設(shè)計得以順利完成。1.2汽車變速器的功用和要求變速器的功用：1改變傳動比，擴(kuò)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，如 起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機(jī)在有利的工況下工作；2在發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；3利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機(jī)能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行 動力輸出。因此變速器通常還設(shè)有倒檔，在不改變發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)方向的情況下汽車能倒退行駛； 設(shè)有空擋，在滑行或停車時發(fā)動機(jī)和傳動系能保持分離。變速器還應(yīng)能進(jìn)行動力輸出

4、。為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使用條件和基本要 求：1應(yīng)該合理地選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟(jì)性；2工作可靠，在使用過程中不應(yīng)該有自動跳檔、脫檔和換檔沖擊現(xiàn)象發(fā)生；此外，還 不允許出現(xiàn)誤掛倒檔的現(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)有直接檔。此外合理地齒輪 形式以及結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高其制造和安裝精度，都是提高效率和減小噪聲的有效措施。5結(jié)構(gòu)緊湊，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制造成本底。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、部件通用化及總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定；

5、8需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。2變速器的方案論證2.1. 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案1、變速器類型的選擇本設(shè)計是大型貨車車機(jī)械式變速器設(shè)計，發(fā)動機(jī)為前置后驅(qū)形式，故變速器設(shè)計將 采用十檔中間軸式變速器形式，五檔主變速器加一個兩檔副變速器。2、倒檔形式選擇與前進(jìn)擋比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案 均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。3、齒輪型式選擇變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。4、軸的結(jié)構(gòu)分析第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健 尺寸與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花健，鍵齒 之間為動配合。第二

6、軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。 各截面尺寸不應(yīng)相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應(yīng)力集中會引起軸斷裂。45、軸承型式變速器多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐 滾子軸承。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不 同。56、換擋機(jī)構(gòu)形式嚙合套換檔：用嚙合套換檔，可以將結(jié)構(gòu)為某傳動比的一對齒輪，制造成常嚙合的斜 齒輪。用嚙合套換檔，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多， 而輪齒又不參與換檔， 因此它們都不會過早損壞，但是不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技 術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合

7、齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣量增 大。因此，這種換檔方法目前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上使用。這是 因為重型貨車檔位間的公比較小，要求換檔手感強，而且在這種車型上又不宜使用同步 器（壽命太短）2.2變速器的傳動效率兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動比，但是仍要有一對齒輪傳動，因而有功 率損失。而三軸式變速器，可以將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而傳動效 率高，磨損小，噪聲也較小。轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，這樣可將變速器和主傳動器組 成一個整體，使傳動系的結(jié)構(gòu)緊湊，汽車得到較大的有效空間，便于汽車的總體布置。 因此，近年來在歐洲的轎車中采用得

8、比較多。而中、重型載貨汽車則多采用三軸式變速 器。這次設(shè)計的變速器是重型貨車使用，所以采用三軸式變速器。2.3傳動路線圖2.2傳動方案I檔：一軸12中間軸10二軸9齒輪間的同步器輸出 U檔：一軸12中間軸8二軸7齒輪間的同步器輸出 川檔：一軸12中間軸6二軸5齒輪間的同步器輸出 W檔：一軸12中間軸4二軸3齒輪間的同步器輸出 V檔：一軸1齒輪間同步器二軸輸出R檔：一軸 1 2中間軸13121二軸輸出2.4同步器的選擇同步器是在接合套換擋機(jī)構(gòu)基礎(chǔ)上發(fā)展起來的， 其中除有前面已述及的接合套、花 鍵轂、對應(yīng)齒輪上的接合齒圈外，還增設(shè)了使接合套與對應(yīng)接合齒圈的圓周速度迅速達(dá) 到并保持一致的機(jī)構(gòu)，以及阻

9、止二者在達(dá)到同步之前接合以防止沖擊的結(jié)構(gòu)。同步器一般有常壓式、慣性式、和自行增力式幾種，其中慣性式同步器較為常用。1. 常壓式同步器應(yīng)用常壓式同步器換擋與用接合套換擋相比較， 在工作過程上的區(qū)別，主要在于前 者的摩擦作用能使需接合的兩花鍵齒圈迅速達(dá)到并保持同步，并且由于帶彈簧的定位銷對接合套的阻力，使兩齒圈在達(dá)到同步之前暫不接合。但是，在這種同步器，對接合套 的軸向阻力是由彈簧壓力造成的，故其大小有限。如果駕駛員用力過猛，則可能在未達(dá) 到同步前，接合套便克服彈簧壓力，壓下定位銷而與齒輪的接合齒圈接觸，此時齒間仍 將產(chǎn)生沖擊。因此，常壓式同步器工作不可靠，目前較少采用。2. 慣性式同步器慣性式同

10、步器與常壓式同步器一樣， 都是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但是它可以從 結(jié)構(gòu)上保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸， 以避免齒間沖擊和 發(fā)生噪聲。慣性式同步器又分為：鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、多錐式等幾種：慣性式同步器能做到換擋時兩換擋元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前，不允許換擋，因而能完善地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然 它們的結(jié)構(gòu)不同，但都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件?；瑝K式同步器 其本質(zhì)上是鎖環(huán)式同步器，它工作可靠，零件耐用，但因結(jié)構(gòu)布置 上的限制轉(zhuǎn)矩容量不大。而且鎖止面在同步錐環(huán)的接

11、合齒上。齒面磨損大，易失效。它 主要用于轎車和輕型的變速器上，故而從汽車安全性方面考慮不宜采用。鎖環(huán)式同步器 這種同步器的鎖止面在同步錐環(huán)和嚙合套的倒錐面上，省去了同步錐環(huán)的接合齒。這樣可使軸向尺寸變小。目前這種形式的同步器達(dá)到了廣泛的應(yīng)用?？?慮到結(jié)構(gòu)布置上的合理性、緊湊性及錐面產(chǎn)生的摩擦力矩的大小等因素，本次設(shè)計中各 檔換擋機(jī)構(gòu)均采用這種結(jié)構(gòu)形式。鎖銷式同步器 此種形式的同步器優(yōu)點是零件數(shù)量少， 摩擦錐面平均半徑大，轉(zhuǎn)矩 容量得到提高，多用于中、重型汽車的變速器中。2.5軸承形式變速器要求增長傳遞功率與質(zhì)量之比，而且要求工作軸承的可靠性高，容量大，性 能好、壽命長，故軸承的選擇比較重要。一

12、軸和二軸由于轉(zhuǎn)速較高，承受載荷中等，且多為徑向載荷，只有很小的軸向載荷， 但要求支撐剛度高，故從以上方面考慮，選用深溝球軸承，二軸前端通過滾針軸承支撐 在一軸后段內(nèi)腔中。中間軸由于跨度大，直徑大，質(zhì)量大，而且有相當(dāng)大的軸向力，同 時考慮到軸承蓋的布置問題，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承 受徑向力，而后端采用外圈有擋圈的圓柱滾子軸承。二軸齒輪通過滾針軸承空套在二軸 上，倒擋齒輪由于利用率低，且轉(zhuǎn)速也不高，可直接套在倒擋軸上。2.6軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計變速器中的軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩及彎矩， 軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合， 產(chǎn)生 較大的噪聲、降低使用壽命。軸的結(jié)構(gòu)形狀除應(yīng)保證其強度與剛度

13、外，還應(yīng)考慮齒輪、 同步器及軸承等的安裝，固定它與加工工藝也有密切關(guān)系。第一軸通常與齒輪作成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。 第一軸的花鍵 尺寸與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，本次設(shè)計采用矩形花鍵。第二軸制成階梯式，以便于各齒輪的安裝，從受力及合理利用材料來看也是必須的。 各截面尺寸不應(yīng)相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應(yīng)力集中會引起軸的斷裂。 第二軸安裝同步器齒座的花鍵采用矩形花鍵且以小徑定心更為合理。因為矩形花鍵定心精度易從工藝上得到保證，定心精度高。固定式中間軸為齒輪軸。2.7變速器的操縱機(jī)構(gòu)變速器的操縱機(jī)構(gòu)由變速桿、撥叉軸、撥叉、自鎖與互鎖裝置、倒擋安全裝置等組 合與變速

14、器蓋上。變速器的操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足以下要求： 安全可靠（每次只能掛入一個擋，不誤掛倒擋、 不自動脫擋），掛擋準(zhǔn)確（換擋后應(yīng)使齒輪在全齒長嚙合）、結(jié)構(gòu)簡單、操縱輕便、擋位 清晰、變速桿的換擋位置合理等。按動作原理，變速器操縱機(jī)構(gòu)有機(jī)械式、液壓式、氣動式、電控式，以及它們之間 的組合，其中最常用的是機(jī)械式。按變速桿相對于變速器的位置，機(jī)械式又可分為直接操縱與遠(yuǎn)距離操縱。直接操縱是最簡單的操縱方案，在各類汽車上得到廣泛應(yīng)用。依靠手力換擋的變速 器稱為手動變速器。而駕駛員手力只通過變速器外部一根杠桿直接完成換擋功能的手動 變速器，又稱為直接換擋變速器。近年來單軌式操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點是減少了變 速叉軸

15、且各擋用同一組自鎖裝置，因而使操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡化，但它要求換擋行程相等。遠(yuǎn)距離操縱，受布局限制，有些車輛變速器距駕駛員座椅較遠(yuǎn)，此時換擋手力需要 通過轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)才能完成換擋的功能，這種手動換擋變速器稱為遠(yuǎn)距離操縱變速器。這時 整套機(jī)構(gòu)應(yīng)有足夠的剛度，且各連接件間隙不能過大，否則換擋手感不明顯，并增加了 變速桿顫動的可能性。本次設(shè)計中，采用手動換擋直接操縱變速器。1換檔時只允許掛一個檔。這通?？炕ユi裝置來保證，其結(jié)構(gòu)型式有如右圖所示：419圖2-8變速器自鎖與互鎖結(jié)構(gòu)1-自鎖鋼球2-自鎖彈簧3-變速器蓋4-互鎖鋼球5-互鎖銷6-撥叉軸2.在掛檔的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪

16、將不能在 完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達(dá)到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原 因，齒輪產(chǎn)生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情 況的發(fā)生，應(yīng)設(shè)置自鎖裝置（如圖 2-8所示）。汽車行進(jìn)中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導(dǎo)致零件損壞。汽車起步 時如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應(yīng)設(shè)置倒檔鎖。3變速器設(shè)計計算3.1變速器主要參數(shù)的選擇3.1.1傳動比的選擇汽車在最大爬坡路面上行使時，最大驅(qū)動力應(yīng)能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡 阻力。由于汽車上坡行使時，車速不高，故可以忽略空氣阻力，這時：Fk> F + Fmax f i m a x(3-3

17、)式中:Fkmax最大驅(qū)動力；即Fkmax= Temax ii i0 / R0錯誤！未指定書簽。Ff滾動阻力；即 Ff = f m gCOS> maxFi max最大上坡阻力。即 Fi max = m g S“ :- max把以上參數(shù)代入(3-3)得：(3-4)m g (f CO Smax Si n ma)Ro1 -Temax io以上是根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比，式中：Temax 一一發(fā)動機(jī)最大扭矩，Temax =1002.1N m；ii 變速器一檔傳動比；io主傳動器傳動比，io =5；m 汽車總質(zhì)量，m = 31000kg；f 道路滾動阻力系數(shù)取0.020;傳動系機(jī)械效率，取0.

18、84；g重力加速度；取g =9.8 m s2 ；R。驅(qū)動輪滾動半徑，取0.5291m；-max汽車最大爬坡度為30%，即卩max = 16.7取 h>=12.8(2)根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定ig1;：GrTe maJ 0 t式中G2 汽車滿載靜止于水平路面時后驅(qū)動橋給地面的載荷；G2 =mcp< 60%道路的附著系數(shù)，在瀝青混凝土干路面,=0.7 0.8，取 $ =0.75 。則ig1:：G2G-T ie max10 t=18.8所以選i =15i g1速器的1檔傳動比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔為直接檔，本設(shè)計變速器次高檔十為直接擋，i 10=1.0。g1g2g3g

19、 4g5g6g7g8i g2ig3i g4i g5i g6i g7i g8i g9則 q=1.32；般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系igi =12.25 ; ig2=9.24 ; ig3=7; ig4=5.28 ； ig5=4.00 ; ig6 =3.036 ; ig7=2.3 ; i g8 =1.74 ;i g9 =1.74 ； i g10 =1 ；由于我們采取的是一個五檔的主變速器加一個后置副變速器所以，我們組決定主變速器的各傳動比為 ig1 =12.25 ； i g2=7； i g3=4； i g4 =2.3 ； ig5=1.32 ;副變速器的傳動比為ig1 =1 ； ig2=1.32

20、；3.1.2中心矩A對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A初選中心矩A時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算A=Ka 3.Temaxh g(3-5)Ka 中心距系數(shù)：Ka =8.69.6取 9.0；i1 變速器一檔傳動比；變速器傳動效率：取 g = 96%；Temax發(fā)動機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為(Nm )； A=9.0X(911.5 15X0.96)1/3取 A=235mm3.2齒輪參數(shù)選擇3.2.1模數(shù)的選擇影響齒輪模數(shù)選取的因素很多，如齒輪強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。選取齒輪 模數(shù)時一般遵循的原則是：合理減少模數(shù)，增加齒寬會使噪聲降低；為了減輕變速器的 質(zhì)量，應(yīng)增加模數(shù)，同時

21、減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而 從齒輪強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該有不同的模數(shù)。對貨車，減輕質(zhì)量比減小噪聲更重 要，故齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)。重型貨車變速器齒輪的模數(shù)為 4.5-6,在根據(jù)優(yōu)先數(shù)初步選擇模數(shù)為 m=63.2.3壓力角a的選擇壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的 抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為提高重合度以降低噪聲，應(yīng)采用14.5：15°16。, 16.5等小些的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，應(yīng)選用22.5或25°等大些的壓力。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

22、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。3.2.4螺旋角B選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)注意到它對齒輪工作噪聲，輪齒的強度和軸向力有影響。在齒輪選取大的螺旋角時，齒輪嚙合重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。隨著B增大,齒的強度也相應(yīng)提高，不過，當(dāng)螺旋角大于30°時，抗彎強度急劇下降，會使軸向力及軸承載荷過大。貨車變速器斜齒螺旋角B的選擇范圍：18°26°。初選11,2 =25°，3,4 =5,6 =7,8 =-9,10 =203.2.5齒寬b齒寬的選擇

23、，應(yīng)注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)行、齒 強度和齒輪工作時受力的均勻程度。通常根據(jù)模數(shù)m ( min)來選擇齒寬：直齒：b=Kc m,Kc為齒寬系數(shù)，取4.58.0斜齒：b= Kc mn，Kc取為 6.08.5;小齒輪的齒寬在計算上認(rèn)為加寬約510,所以有1、直齒b =(4.58.0) 5=22.540(mm)bn =45mm, b12=120mm, b13=36mm2、斜齒b =(6.08.0) 5=3040(mm)因為本設(shè)計中間軸上預(yù)定用寶塔齒輪，所以?。篵1=35mm, b2 =32mm, b3 =32mm, b4 =22mmbs =32mm, b6 =22mm, b7 =3

24、2mm, b8 =32mm； bg=32mm； bg=32mm5)齒頂高系數(shù)一般齒輪的齒頂高系數(shù)f。= 1.0,為一般汽車變速器齒輪所采用變速器基本參數(shù)列入表2-2：表2-2變速器參數(shù)模數(shù)壓力角螺旋角齒寬系數(shù)齒頂咼系數(shù)參數(shù)值620°25°713.3齒輪設(shè)計計算331各檔齒數(shù)Z齒數(shù)確定原則：各檔齒輪齒數(shù)比應(yīng)盡可能不是整數(shù)，且各檔齒數(shù)無公約數(shù)。1 一檔齒輪齒數(shù)一檔傳動比為乙Z9i 1乙乙0為了求Zi，Zi的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Zh，一擋齒輪為斜齒齒輪，r 2AcosP士Zh =79。取整為 79。m由Zh = Z9+ Z10進(jìn)行大小齒輪齒數(shù)分配，為使的動比更大些，取Z9=62

25、Z10 =17;A=mn 也+ Z1 o)/(2 COs 7,8)=6 C(62 + 17)/(2 cOS20 )=252.2mm取 A = 252mm；Z2/Z1 = i1 Z10/ Z9=12.25 C7/62=3.36;A= mn CZ1 + Z2)/(2 COs 1,2)Z1+Z2 = 2 >252 >Cos25 /6=76.取乙=14,乙=62 (圓整);修正i1i1 = Z2 空9/(乙 >Z10)=6202/ (14X17)=16.15i %=|16.15-12.25|/12.25=3.1%<5% 合格)；修正1由 A = mn C( Z1 + Z2)/

26、(2 >Cos ：1,2)得 P1,2 = arccos m. XZ1 + Z?)/ (2X門=24.7 °同理B 9,10 = arccos m. XZ9+ 乙0)/ (2X門=24.7 °2確定二檔齒輪齒數(shù)(取B 7,8二20°Z7/ Z8=i2 XZ1 /Z2=8.22 為4/63=1.827Z7+ Z8=2XA XCosB 7,8/mn=2 X252 >Cos20 ° = 91取 Z7=60, Z8=31(圓整);修正i2i2 =乙 >Z7/ (乙 >Z8)=63X52/ (14X28)=8.35i %= |8.35-8.

27、22|/8.22 100%=1.6%<5%(合格);修正B 7,8B 7,8 = arccos m“( Z7+ Z8)/ (2>A ) =19.3 °從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關(guān)系式:tg ：1,2 /tg B 7,8= Z2 /( Z1 + Z2) >1+ Z7/ Z8)tg ：1,2 /tg : 9,10 =1.28Z2/(Z1 + Z2) >1+ Z7/ Z8)=1.63|1.8361 -1.3719|=0.4642<0.5兩者相差不大，近似認(rèn)為軸向力平衡。3確定三檔齒輪齒數(shù)(B 5,6二20°Z5/ Z6= is

28、 XZ1/Z2=4.51 >4/63=1.00由 A = mn >Z7 + Z8)/2cosb 5,6取 B 5,6 = 20°,得Z5+ Z6 = 2XA XdosB 5,6/mn=2X252 >Cos20/5=91取 Z5= 46, Z6= 45 (圓整)；修正iai3=Z2 >Z5/ ( Z1 >Z6)=63X40/ (14 >40)=4.5i %=|4.5-4.51|/4.51 100%=0.22%<5%(合格)修正B 5,6B 5,6 = arccos m. >Z5+ Z6)/ (2XA)=19.3 ;從抵消或減少中間軸的軸向

29、力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關(guān)系式:tg 1,2/tg b 5,6= Z2 /(Z! + Z2) >>1 + Z5/ Z6)tg ：1,2/tg B 5,6=1.33Z2/(Z1 + Z2) >1 + Z7/Z8)=1.63|1.63-1.33|=0.49<0.3兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。4確定四檔齒輪齒數(shù)(B 3,4= 20°)Z3/ Z4= i4 XZ1/Z2=2.48 X4/63=0.55由 A = mn XZ3+ 乙)/2cos B 3,4取飛,6 = 20°得Z3 + Z4 = 2XA XcosB 3,4/mn=2X212X?o

30、s20/5=91取 Z3= 32, Z4= 59 (圓整);修正i3i3= Z2 XZ3/ ( Z1 XZ4)=63X29/ (14X51)=2.55i %=|2.55-2.48|/2.48 100%=3.1%<5%(合格)修正B 3,41,6 = arccos m. >Z3+ Z4)/ (2XA門=19.3 ;從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關(guān)系式:tg 1,2/tgB 3,4= Z2 /(Z1 + Z2) >1+ Z3/ Z4)tg 1,2/tgB 3,4=1.326Z2/(Zi + Z2)百+ Z3/ Z4)=1.28|1.326-1.28|=0.07

31、<0.5兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件5確定倒檔傳動比倒擋齒輪采用直齒滑動齒輪，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Zl2后,可計算出中間軸與倒擋軸的中心距 A，。初選Zl3 =23, Zl2=22, 則：1A - m Z12 Z13=112.5mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，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De120.5D6112 2-ADe11= 2A - De12 _1=310mmDe11m-2=60取 Z11=60計算倒擋軸和第二軸的中心距 Aa” m 乙3 ZuA2=207

32、.5mm計算倒擋傳動比Z2 Z13 Z11 i倒二Z1 Z12 Z13=12.277齒輪精度的選擇根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取 乙Z8為6級，Z9Z15為7級8螺旋方向由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力， 故設(shè)計時應(yīng)要求中間軸上的軸向力平衡。 關(guān) 于螺旋角的方向，第一、二軸齒輪采用左旋，這樣可使第一、二軸所受的軸向力直接經(jīng) 過軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經(jīng)過軸承的彈性檔圈傳遞。中間軸齒輪全部采用 右旋，因此同時嚙合的兩對齒輪軸向力方向相反，軸向力可互相抵消一部分。9材料選擇現(xiàn)代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌 性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲

33、疲勞和接觸疲勞的能力。本次設(shè)計的齒輪 的材料選用40Cr。3.4齒輪的強度校核3.4.1齒輪的損壞形式齒輪的損壞有以下幾種形式：1輪齒折斷齒輪在嚙合過程中，齒輪表面承受有集中載荷的作用?？梢园妖X輪看作是懸臂梁， 輪齒根部彎曲應(yīng)力很大，過渡圓角處又有應(yīng)力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。輪齒 折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導(dǎo)致輪齒斷裂。另一 種是受到多次重復(fù)載荷的作用，齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴(kuò)展 到一定深度以后，齒輪突然折斷。為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的彎曲應(yīng)力，提高齒輪的彎曲強度。采用下列措 施，可提高輪齒的彎曲強度：增大輪齒根部齒厚；加大輪

34、齒根部過渡圓角半徑；采用長 齒齒輪傳動；提高重合度；使同時嚙合的輪齒對數(shù)增多；使齒面及齒根部過渡圓角處盡 量光滑；提高材料的許用應(yīng)力，如采用優(yōu)質(zhì)鋼材等。2齒面點蝕齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪在潤滑油中工作， 齒面長期受到脈動的接觸應(yīng)力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。而裂縫中 油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴(kuò)展，最后導(dǎo)致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量的扇形小麻 點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。提高接觸強度的措施：一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應(yīng)力降低；另一方面是 提高齒面硬度，如采用許用應(yīng)力大的鋼材等。3齒面膠合高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，

35、由于齒面相對滑動速度大，接觸應(yīng)力大，使齒面間潤滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸，局 部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤滑油，提高油膜強度， 使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不 同材料等。3.4.2圓柱齒輪強度的簡化計算方法 1計算各軸的轉(zhuǎn)矩已知發(fā)動機(jī)最大扭矩為911.5N.m,齒輪傳動的效率為99%,離合器傳動效率為99%, 軸承傳動效率為96%。I軸=錯誤！未找到引用源。Temax離承=866.29N.m中間軸丁2=錯誤！未找到引用源。Ti承齒h,2=3

36、704.95N.mII軸一擋T31 =T2 承齒i9J0=3704.95X 0.96X 0.99X 59/18=11541.65N.m二擋T32 二 T2 承齒&&=3704.95X 0.96X 0.99X 52/28=6539.34N.m三擋G 二T2 承齒i5_6=3704.95X 0.96X 0.99X 40/40=3521.18N.m四檔T35 = T2 承齒i 2-3=3704.95X 0.96X 0.99X 29/5仁2002.24N.m倒擋 瑋 二T2 承齒i112=3704.95X 0.96X 0.99X 60/22=9603.23N.m3.4.3、齒輪的強度校

37、核1）輪齒彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應(yīng)力2kT gY FaYSaJ-（3-8）%mz式中：二w 彎曲應(yīng)力（MPa）;Tg 計算載荷（N.mm）；K 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 K；=1.65；Ypa 齒形系數(shù)YSa 應(yīng)力校正系數(shù)d 齒寬系數(shù)當(dāng)計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax時，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。計算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應(yīng)力：112kTgYFaYSaA 32dmz=404.04Pa<40（850MPa2kTgYFaYsaA 32dmz1221=147.89MPa&l

38、t;400850MPa"-'132kTgYFaYsadm3z228=247.98MPa<400850MPa2)斜齒輪彎曲應(yīng)力72Tg cos Bk :-w3(3-9)二zmnyKcK .式中：Tg 計算載荷（N.mm）;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 cos ：在圖2-2中查得；Kc 齒寬系數(shù)Kc=8.0；K 重合度影響系數(shù)，K ；=2.0。當(dāng)計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和 高擋齒輪，許用應(yīng)力在 18035

39、0MPa范圍，對貨車為100250MPa。計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力：2T31 cos P K（j二 w93兀Zgmn ygKcKg=487.85MPa<650700MP2T2cosE K 口"w10 _3兀Z1°mny1°KcKg=513.3MPa<650700MP其它各擋齒輪彎曲應(yīng)力按同樣方法計算，列表如表2-3:表2-3齒輪彎曲應(yīng)力檔位彎曲應(yīng)力MPa常cwl:154.3MPa<100 250MPaow2:146.67MPa<100- 250MPa*%9：523.3MPa<650700MPaow10 :487.85MPa<

40、;65(700MPa二二二切:313.62MPa<650700MPaow8:329.99MPa<65（700MPa-三cw5:219.53MPa<650- 700MPaaw6:230.99MPa<65（700MPa四cw3:172.18MPa<650700MPaGw4:171.11MPa<650- 700MPa倒aw11:234.60MPa<40（850MPaow12 :282.84MPa<40（850MPaow13:247.98MPa<400- 850MPa=0.418ITgEbd cosa coslpz Pb 丿（3-10）3）輪齒接觸

41、應(yīng)力（T式中：二j 輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）;Tg 計算載荷（N .m）;d 節(jié)圓直徑（mm）；:節(jié)點處壓力角（°）;:齒輪螺旋角（°）;E 齒輪材料的彈性模量（MPa）;b 齒輪接觸的實際寬度（mm）；：z、訂主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪'z二rzSi、亍b =rbSin ， 斜齒輪 °z =（zSina VcosM、 =（bSin。）'cos?卩；*、rb 主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）彈性模量 E=20.6X 104 N mm-2，齒寬 b = Kc Kcmn=8X5=40mm。 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力如下表：計算一擋齒輪9,

42、 10的接觸應(yīng)力T31=11541.65N.m, T?=3704.95N.md9 = mz9 = 295mm de = mz° = 90mm:?z1Q = rz10sin :=d “10 . sin :290sin 20= 15. 4mm2b9C j9二 rb9 Sin 295sin20 二 50. 44mm= 0.418dsin :=1799.2MPa<19002000MPa=1845.37MPa<1900- 2000MPa其他檔位齒輪接觸應(yīng)力按同樣方法計算，列表如表2-4:表2-4各檔位齒輪接觸應(yīng)力檔位接觸應(yīng)力MPa常Gj1:1142.1MPa<1300- 14

43、00MPa可2 :1085.47MPa<130（1400MPaGw9:1799.2MPa<19002000MPaOj10:1845.53MPa<19002000MPa叼7 :1256.1MPa<130（1400MPa叼8:1288.46MPa<130（1400MPa叼51033.19MPa<130（1400MPa巧6 : 1059.81MPa<130（1400MPa四°j3:914.17MPa<13001400MPa叼4:911.29MPa<130（1400MPa倒坷11:1043.43MPa<19002000MPaaj12

44、:1163.55MPa<1900- 2000MPa丐13:1187.7MPa<190（2000MPa4、計算各擋齒輪的受力 一擋齒輪9，10的受力Ft92T31211541.65Ft 10F r 10(2)Ft7Ft8Fr7dg2T2d10Ft 9 tancos ''-9 10295103 = 195621. 19N3704. 95 103 二 82332. 22N NFt 10 tan :sncos 9 1090二 195621.19t an20 /cos25 二 78560. 8N=82332.22ta n20 /cos25 "二 33064. 3N=

45、F9 tan -9_10 - 195621.19tan25- 91219. 66N二 Ft10 tan ：9_10 二 82332. 22tan25 二 38392. 14N二擋齒輪7, 8的受力2T32d72T2d826539.3426023704.95tancos 7F7Ft 8 tan : n140103 二 50302. 62N103 = 52927.85Nn = 50302. 62tan20 /cos 25 = 20201.36N52927.85ta n20 /cos 25 二 21255. 65NFa7=Ft7ta n-50302. 62tan25= 23456. 49NF a8二

46、 Ft8 tan-52927. 85tan25 二 24680. 26N三擋齒輪5,6的受力Ft52T33d5-一3521. 18103 = 35211. 8N200Ft62T2d623704.9510 37049.5N200F5 tancos J 二 35211. 8tan20 /cos 25 二 14140. 94NFr6 = Ft6 tan : n = 37049 5tan20 /cos 25 = 14878. 96N cos Ps_6Fa5 二 F5tan ：8 二 35211. 8tan25 二 16419. 53NFa6 二 Ft6tan 一：8 二 37049. 94tan25

47、二 17276. 67N五擋齒輪3, 4的受力Ft3才342 沁24103145=27617. 1NFt42T2d 42 E5103270二 27444.07N602530F tan stFr3竺 -=27617. 1tan20 /cos 25 二 11090. 94Ncos P3/Ft4 tanFr4上 n = 27444.07tan20 /cos25 - 11021. 45Ncos 戸3 /Fa3 二 Ft3tan -8 二 27617. 1tan25 八二 12878. 06NFa4 二 Ft3tan 8 二 27444. 07tan25 二 12797. 38N常嚙合齒輪1, 2的受力

48、F 組二 2_103 二 26042. 86N d170Ft22370495103315=23523. 49NFr2 二吒2 tan n = 23523. 49tan20 /cos 25 = 9446. 96N cos P1Fa1 = Rtan 8 = 26042. 86tan25= 12143. 98NFa2 = Ft2 tan ： 8 = 9446. 96tan25 = 4405. 19N倒擋齒輪11, 12的受力Ft 11d112一9603* 23103 = 320107. 67NFt 12d122 E5103二 336813. 64N二 Ftii tan、：ii-32010767tan

49、20 二 116509 66NFai2 二 Fti2tan ：七 二 3368i3 64tan20 二 i2259Q i4N4軸設(shè)計計算4.1初選軸的直徑已知中間軸式變速器中心距A =2i2mm ,第二軸和中間軸中部直徑 d ” 0.450.60A，軸的最大直徑d和支承距離L的比值：對中間軸，d/L=0.i60.i8；對第二軸,d/L ： 0.i80.2io第一軸花鍵部分直徑d (mm)可按式(4-i)初選：d 二 K3T；max(4-1)式中：K 經(jīng)驗系數(shù)，K=4.04.6;Temax 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N.m)o第一軸花鍵部分直徑 di 二 4.(4. 63 911.5=38.78mm44.

50、60mm, di=40mm；第二軸最大直徑 d2max ： 0.45- 0. 602i2=95.4i27.2mm, d2=ii0mm；中間軸最大直徑 d2max ： 0.45-0. 602i2=95.4i27.2mm , d 中間=ii0mm=0.i80.2idimax =0.i60.i8第二軸：L2；第一軸及中間軸：Lo第二軸支承之間的長度 L2 =454.28706.6, L2 =600mm；中間軸支承之間的長度L =530 706.67mm, L =600mm，第一軸支承之間的長度 Li =242.38278.75mm,Li =250mm。4.2、軸的剛度驗算fs和轉(zhuǎn)角為S，可分別用式(

51、4-2)、若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為(4-3)、(4-4)計算2 2Fra b3EIL2 264Fra b43 二 ELd(4-2)Fta2b264Fta2b2f s43EIL 3 二 ELd4( 4-3), Frab(ba ) 64Frab(ba)43EIL3 兀 ELd(4-4)! 22"軸的全撓度為f =c.fs0.2mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為fc =0.050.10mm, ，fs =0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。二軸受力彎曲示意圖2-3:47圖2-3軸受力圖(1) 第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負(fù)荷又小，

52、通常撓度不大，可以不 必計算。(2) 二軸的剛度一檔時264Fr9a9 bg43：ELd32=0.084mm - °.O5O/Omm2 64 Ft 9a9bg3-d 32 EL=0.11 蘭 0.10 0.15mmf9 - . fC9 fs； = 0.023mm - 0.2mm64Fr9 a9 b9 b9 -a?43 二ELd 32=-0.0011ra0.002rad二檔時2 264Fr7 a7 b3ELd 334=0.033mm 乞00廠 0.10mm2 2=64Ft7a7 b7-3d33EL=0.0850.10 0.15mmf7 二 fc7fS7 = 0.092mm M 0.2m

53、m64斤 7a7 b? (b? - a7-74=-0.000022rad 乞 0.002rad3 兀ELd 33三檔時2 2£64Fr5a5 b5f c543；iELd 34=0.0064mm 乞 0.050.10mm2 264Ft5a5 b5f s5 =43 兀d34EL=0.016 蘭 0.1C0.15mm f5 = . fc： fs5 = 0.017mm - 0.2mm二 0.00027rad _ 0.002rad64Fr5a5b5 b5_ a53：ELd 344四檔時2 264Fr3a3 b3fc3 _43 疋Ld 35=0.031mm - 0.。5O.Wmm2 264 Ft

54、3a3 b3fs343d3sEL=0.078 蘭 0.100.15mmf3 二.fc3 fs3 二 0.084mm 込 0.2mm、.3 =64Fr3a3b3 力廠已3 =0.00048rad _0.002rad3nELd 35倒檔時64F11 ai b|i3 二ELdC114-31=0.0159mm<0.05 0.10mm2 264Ft11a11 1 fs114idEL=0.0437<0.05 0.10mm切=5/ 怯常 + f 5 = 0.046mm 蘭 0.2mm1164Fr11a11 九 5-a1143 二ELd31=-0.00044rad 咗 0.002rad(3) 中間軸剛度中間軸受力圖如圖2-4 :圖2-4中間軸受力圖