中間軸式變速器設(shè)計(jì)

1、汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)變速器設(shè)計(jì)學(xué) 院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院 組 別 指導(dǎo)教師 學(xué)生姓名 Sanity Shaw 學(xué) 號(hào) 提交日期 2011年 7 月 8 日 目錄1.概 述22 中間軸式變速器設(shè)計(jì)32.1傳動(dòng)方案和零部件方案的確定3傳動(dòng)方案初步確定4零部件結(jié)構(gòu)方案42.2 主要參數(shù)的選擇和計(jì)算52.2.1 先確定最小傳動(dòng)比52.2.2 確定最大傳動(dòng)比62.2.3 擋位數(shù)確定72.2.4 中心距A82.2.5 外形尺寸設(shè)計(jì)82.2.6 齒輪參數(shù)93 變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算143.1輪齒設(shè)計(jì)計(jì)算143.1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算143.1.2 輪齒接觸應(yīng)力173.2 軸設(shè)計(jì)計(jì)算193.2.1 軸的結(jié)構(gòu)193.2

2、.2 確定軸的尺寸193.2.3 軸的校核201.概 述變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。對(duì)變速器的主要要求是：（1）.應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)比，來(lái)滿足這一要求。（2）.工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過(guò)程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞

3、強(qiáng)度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過(guò)采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來(lái)實(shí)現(xiàn)。（3）.重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。（4）.傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑油都可以提高傳動(dòng)效率。（5）.噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。圖1：中間軸式變速器2 中間軸式變速器設(shè)計(jì)2.1傳動(dòng)方案和零部件方案的確定作為一輛前置后輪驅(qū)動(dòng)的貨車，毫無(wú)疑問(wèn)該選用中間

4、軸式多擋機(jī)械式變速器。中間軸式變速器傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)如下。（1） 設(shè)有直接擋；（2） 1擋有較大傳動(dòng)比；（3） 檔位搞的齒輪采用常嚙合傳動(dòng)，檔位低的齒輪（1擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪川東南；（4） 除1擋外，其他檔位采用同步器或嚙合套換擋；（5） 除直接擋外，其他檔位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。傳動(dòng)方案初步確定（1）變速器第一軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。檔位搞的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，1擋采用滑動(dòng)直齒輪傳動(dòng)。（2）倒檔利用率不高，而且都是在停車后在掛入倒檔，因此可以采用支持滑動(dòng)齒輪作

5、為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動(dòng)比有所增加，裝在靠近支承出的中間軸1擋齒輪處。零部件結(jié)構(gòu)方案2.1.2.1齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒擋。換擋機(jī)構(gòu)形式此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、移動(dòng)嚙合套換擋和同步器換擋三種形式。采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過(guò)早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高檔位。為簡(jiǎn)化機(jī)構(gòu)，降低

6、成本，此變速器1擋、倒擋采用此種方式。常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過(guò)早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及 重型貨車變速器上應(yīng)用。因此不適合用于本設(shè)計(jì)中的變速器，不采用嚙合套換擋。使用同步器能保證換擋迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲，得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強(qiáng)度，降低操作難度，2擋以上都采用同步器換擋。變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸

7、承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來(lái)承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動(dòng)軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)的地方，比如高檔區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動(dòng)摩擦損失小，傳動(dòng)效率高，徑向配合間隙小，定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。2.2 主要參數(shù)的選擇和計(jì)算目前，貨車變速器采用45個(gè)擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在45個(gè)，需要通過(guò)計(jì)算傳動(dòng)比范圍后最后確定。 先確定最小傳動(dòng)比傳動(dòng)系最小傳

8、動(dòng)比可由變速器最小傳動(dòng)比ig和主減速器傳動(dòng)比i0的乘積來(lái)表示 itmin=igmini0 3-1通常變速器最小傳動(dòng)比igmin取決于傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比it0和主減速器傳動(dòng)比i0，而根據(jù)汽車?yán)碚?，汽車最高車速時(shí)變速器傳動(dòng)比最小，則根據(jù)公式ua=0.377rnigmini0 3-2式中：ua為汽車行駛速度，km/h; n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min; r為車輪半徑，m; igmin特指為最高檔傳動(dòng)比?？傻?itmin=0.377rnuamax 3-3輕型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T2977-1997載重汽車輪胎系列可選用7.50R20，即輪胎名義寬度7.5in，輪輞名義直徑16in，輪胎扁平率為90100，在

9、此取90，則輪胎直徑可以算為r=7.5x2x0.95+202x25.410000.435(m)汽車給定的最大車速為100km/h,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2566.3r/min，代入式得itmin=4. 23另外，為了滿足足夠的動(dòng)力行呢，還需要校核最高檔動(dòng)力因數(shù)D0max。一般汽車直接擋或最高檔動(dòng)力因數(shù)取值范圍如下表所示動(dòng)力因數(shù)取值中型貨車微型貨車轎車0.040.080.080.10.10.12本設(shè)計(jì)汽車總質(zhì)量為7000t，為中型貨車，可選取D0max=0.06，最小傳動(dòng)比與最高檔動(dòng)力因數(shù)D0max有如下關(guān)系D0max=TtqmaxitmintrG-CDAuat221.15G 3-4式中：uat為直接擋或

10、最高檔時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出最大扭矩時(shí)的最大車速，km/h，此時(shí)可近似取uat=uamax。其它參數(shù)見(jiàn)下表。參數(shù)說(shuō)明tTtqmax(N.m)最大轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速（r/min）空氣阻力系數(shù)CD迎風(fēng)面積A(m2)uamax(km/h)0.9549.72566.30.75.6100根據(jù)3-4式可得itmin=5.27>4.23。同時(shí)為了得到足夠的功率儲(chǔ)備取傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比為itmin=4.11。若按變速器直接擋igmin=1，則i0=4.11，該車采用單級(jí)主減速器，主減速器傳動(dòng)比i07，滿足要求。2.2.2 確定最大傳動(dòng)比確定傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比，要考慮三方面問(wèn)題，最大爬坡度或1擋最大動(dòng)力因數(shù)D1max、附著

11、力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動(dòng)系的最大傳動(dòng)比通常是變速器1擋傳動(dòng)比ig1與主減速器傳動(dòng)比i0的乘積，即itmax=ig1i0 3-5當(dāng)汽車爬坡時(shí)車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為Ftmax=Ff+Fimax 3-6各表達(dá)式展開(kāi)為 Ttqmaxitmintr=Gfcosmax+Gsinmax 3-7則ig1G（fcosmax+sinmax）rTtqmaxi0t 3-8各參數(shù)見(jiàn)下表計(jì)算參數(shù)表tfi0r(m)ma(kg)Ttqmax(N.m)0.90.024.110.4357000549.7一般貨車最大爬坡度為30%，即max16.7°。代入3-8式計(jì)算可得ig14.50。1擋傳

12、動(dòng)比還應(yīng)滿足附著條件Ftmax=Ttqmaxig1i0trF 3-9對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)汽車，最大附著力有如下公式F=FZ2=G2=m2g 3-10式中：m2為后軸質(zhì)量，查表得滿載時(shí)取值范圍為m2=（65%-70%）ma，選取65.3%ma，即滿載時(shí)后軸質(zhì)量為4571kg將式3-9代入式3-10求得ig1m2grTtqmaxi0t取=0.7，計(jì)算可得ig16.71。結(jié)合上面已經(jīng)計(jì)算數(shù)值ig14.23。故c初步取ig1=4.5，即變速器傳動(dòng)比范圍是14.5，傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比itmax=18.495。2.2.3 擋位數(shù)確定增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓

13、尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。在最低擋傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的擋位數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動(dòng)比比值減小，換擋容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最小傳動(dòng)比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動(dòng)比。實(shí)上上，汽車傳動(dòng)系各擋傳動(dòng)比大體上是按照等比級(jí)數(shù)分配的。因此，各擋傳動(dòng)比的大致關(guān)系為式中：q為各擋之間的公比。當(dāng)擋位數(shù)為n時(shí)，有對(duì)于本變速器，擋位數(shù)暫定為4，則=1.65<1.8一般擋數(shù)選擇要求如下。1） 為了減小換擋難度，相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。2） 高擋區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。即本例滿足要求，確定擋位數(shù)為4，則ig1=4.5，ig2

14、=q2=2.72，ig3=q=1.65，ig4=1.2.2.4 中心距A對(duì)于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù)，對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強(qiáng)度都有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定。初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算A=KA3Temaxig1g 3-11式中：KA為中心距系數(shù)，貨車為8.69.6;Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m；ig1為變速器1擋傳動(dòng)比；g為變速器傳動(dòng)效率，取96%。貨車的變速器中心距在80170mm范圍內(nèi)變化。對(duì)于本中型

15、貨車，可取KA=9.0，其余取值按照已有參數(shù)計(jì)算3-11式可得A120.07mm。2.2.5 外形尺寸設(shè)計(jì)貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，4擋為（2.22.7）A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，應(yīng)取給出范圍的上限。本中型貨車，4擋變速器殼體的軸向尺寸取2.7A，即324.20mm，取整得L=325mm。2.2.6 齒輪參數(shù)2.2.6.1模數(shù)的選取變速器齒輪模數(shù)選取的一般原則如下1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)；4）從強(qiáng)度方面考慮，格擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù)；5）對(duì)于貨車，減少

16、質(zhì)量比減小噪聲更加重要，因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些；6）抵擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他檔位選用另一種模數(shù)。查表可知，中型貨車變速器齒輪法向模數(shù)范圍為3.54.5，所選模數(shù)應(yīng)該符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 13571987 漸開(kāi)線圓柱齒輪模數(shù)的規(guī)定。優(yōu)先選用第一系列的模數(shù)，盡量不選括號(hào)內(nèi)的模數(shù)。遵照以上原則，1擋直齒齒輪選用模數(shù)m=4.0mm，其余檔位斜齒齒輪選mn=4.00mm。同步器與嚙合套的結(jié)合齒多采用漸開(kāi)線齒形，出于工藝性考慮，同一變速器中的結(jié)合齒模數(shù)相同，其取值范圍如下表。接合齒模數(shù)取值乘用車中型貨車重型貨車2.03.52.03.53.55.0選取較小的模數(shù)可是齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取2.0。

17、2.2.6.2 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)，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。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。遵照國(guó)家規(guī)定取齒輪壓力角為20°，嚙合套或同步器壓力角為30°。2.2.6.3 螺旋角齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、齒輪強(qiáng)度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，可使齒輪嚙合的重合度增加，因而

18、平穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高抵擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以15°25°為宜，從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度和重合度出發(fā)，應(yīng)當(dāng)選用 大些的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是18°26°。2.2.6.4 齒寬b齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量，但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)削弱，齒輪工作應(yīng)力增加；選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，是齒輪沿齒寬方向受力不均勻，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(lái)確定齒寬b。直齒為b=Kcm，Kc為齒寬系

19、數(shù)，取值范圍4.58.0，。斜齒為b=Kcmn，Kc取值范圍6.08.5。嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可選為24mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)Kc可取大些，是接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。因此，在此1擋第1軸常嚙合直齒齒輪寬度取b1=8.0x4.0=32（mm），第2軸常嚙合直齒齒輪的寬度取b2=7.0x4=28（mm），其余檔位斜齒齒輪寬度取bn=7.0x4=28（mm）。同時(shí)為增加嚙合強(qiáng)度和穩(wěn)定性，相互嚙合齒輪寬有12mm調(diào)整。2.2.6.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因?yàn)椋号錅愔行木?；提高齒輪的強(qiáng)度和壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。高度變位齒

20、輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則如下。1）對(duì)于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大小齒輪的變位系數(shù)。3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去1、2擋以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋

21、增大。1、2擋和倒擋齒輪應(yīng)該選用較大的值。2.2.6.6 齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)，選標(biāo)準(zhǔn)值1.0。2.2.6.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配（1）確定一檔齒輪齒數(shù)1擋傳動(dòng)比ig1=z2z7z1z8 3-111擋采用直齒滑動(dòng)齒輪傳動(dòng)z=2Am=z7+z8 3-12其中模數(shù)m=4.0,中心距A=120.7mm，代入3-12式得z=60.035，取整為60，然后進(jìn)行大小齒輪數(shù)分分配。中間軸上1擋齒輪z8的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些，以便使z7z8的傳動(dòng)比大些，初取z8=17，則z7=43。（2）修正中心距AA=mz/2=120（mm）通過(guò)選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為A=120mm。（3）確定常嚙合齒輪副的齒

22、數(shù)由式3-11可知z2z1=ig1z8z7 3-13常嚙合傳動(dòng)齒輪z1、z2中心距和1擋齒輪的中心距相等，即A=mn(z1+z2)2cos2 3-14其中，常嚙合齒輪z1、z2采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=4，初選螺旋角2=26°，代入3-13和3-14，解得z119.40，取整得z1=19，則z2取整為35，此時(shí)ig1=z2z7z1z84.66，接近原傳動(dòng)比4.5，可認(rèn)為齒輪齒數(shù)分配合理。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子3-14修正螺旋角2=25.8°。（4）確定其他各檔齒輪的齒數(shù)1）2擋齒輪齒數(shù)。2擋采用斜齒輪傳動(dòng)z5z6=ig2z1z2 3-15A=mn(z5+z6)2cos6

23、 3-16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tan2tan6=z2z1+z2(1+z5z6)=z1ig2+z2z1+z2 3-17其中ig2=2.72，初選螺旋角6=18°，計(jì)算式3-17左右兩端得z1ig2+z2z1+z2=1.57tan2tan6=1.491.57相差不大，基本滿足要求。將6=18°代入3-15和3-16可求得z6=23.04，取整23；z5=33.96，取整為34。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動(dòng)比ig1=z2z5z1z62.72等于原始傳動(dòng)比2.72，故滿足設(shè)計(jì)要求。按式3-16算出精確的螺旋角6=18.2°。2）3擋齒

24、輪齒數(shù)的計(jì)算。3擋常嚙合齒輪采用斜齒輪，計(jì)算方法與2擋類似z3z4=ig3z1z2 3-18A=mn(z3+z4)2cos6 3-19tan2tan4=z1ig3+z2z1+z2 3-20其中ig3=1.65，初選螺旋角4=22°，計(jì)算式3-20左右兩端得z1ig3+z2z1+z2=1.23 tan2tan4=1.191.23相差不大，基本滿足要求。將4=22°代入3-18和3-19可求得z4=30.12，取整為30；z3=26.87，取整為27，為避免出現(xiàn)不均與接觸傳動(dòng)，改為z4=29。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動(dòng)比ig3=1.721.65，滿足設(shè)計(jì)要求。按式3-16算出精

25、確的螺旋角4=21.0°。3）4擋為直接擋，（5）確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距倒擋選用的模數(shù)與1擋齒輪相同，中間軸上倒擋齒輪z8的齒數(shù)已經(jīng)確定為19，倒擋軸上的倒擋齒輪z9一般在2133之間選取。初選z9=21，m=4,則中間軸與倒擋軸的中心距為A=m(z8+z9)2=76(mm)倒擋齒輪z10與1擋齒輪z7嚙合，初選z10=23，則可計(jì)算倒擋軸與第2軸的中心距為A=m(z7+z10)2=132(mm)重新確定各檔傳動(dòng)比：檔位一檔二檔三檔四檔倒檔傳動(dòng)比4.662.721.721.003.633 變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動(dòng)換檔齒輪端部破

26、壞以及齒面膠合。變速器在工作時(shí)，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。 所以需要對(duì)齒輪進(jìn)行計(jì)算和校荷。3.1輪齒設(shè)計(jì)計(jì)算與其它機(jī)械設(shè)備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級(jí)。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。3.1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （1）一檔直齒輪彎曲應(yīng)力

27、，查文獻(xiàn)2可知： 3-21 式中： 彎曲應(yīng)力（MPa）； 圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 應(yīng)力集中系數(shù)， =1.65； 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9； 齒寬(mm)； 端面齒距，； 齒形系數(shù)，=0.19齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂=20°，f0=1）因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式3-21后得 3-22當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，一、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa, 查文獻(xiàn)2可知，=600 MPa。取作用在變速器第1軸上的最大轉(zhuǎn)矩根據(jù)傳動(dòng)比換算到1擋的值，知由公式3-2

28、2得： = =633.02MPa<110%滿足設(shè)計(jì)要求。（2）二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力，查文獻(xiàn)2可知： 3-23彎曲應(yīng)力（MPa）； 圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； ； 斜齒輪螺旋角( °)，=20°； 應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50； 齒寬(mm)； 法向齒距，； 齒形系數(shù)，=0.18 重合度影響系數(shù)，=2.0。將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式3-23，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為： 3-24當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100250MPa, 查文獻(xiàn)2可知， =320 MPa。由公式3-24得：=205.4MPa

29、<滿足設(shè)計(jì)要求。3.1.2 輪齒接觸應(yīng)力 3-25式中： 輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； 齒面上的法向力（N），；為圓周力； 斜齒輪螺旋角( °)； 齒輪材料的彈性模量（MPa）, 齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)； 主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪；從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪； 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)力查文獻(xiàn)2可知，見(jiàn)表4.1表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa)齒 輪液體碳氮共滲齒輪滲 碳 齒 輪950100019002000一檔和倒檔齒輪65070013001400常嚙合齒輪和高檔齒輪計(jì)算第一軸

30、常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b = Kcmn =8.0x4=32(mm)由公式3-25得：=842.83MPa< 滿足設(shè)計(jì)要求。計(jì)算高檔3擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b = 7.0 x 4 =28 mm由3-25式得=518.46MP，滿足設(shè)計(jì)要求。計(jì)算二軸一檔直齒輪接觸應(yīng)力N由公式3-25得：619.29MPa< 滿足設(shè)計(jì)要求。本設(shè)計(jì)變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進(jìn)行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。3.2 軸設(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1 軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換3.2.2 確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定：第二軸和中間軸中部直徑： 第一軸花鍵部分： 式中 -發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩