輕型載貨車五檔變速器總成及變速傳動機構(gòu)設(shè)計

1、輕型載貨車五檔變速器總成及變速傳動機構(gòu)設(shè)計目錄第一章 前言第二章 輕型載貨車主要參數(shù)的確定2.1 質(zhì)量參數(shù)的確定2.2 發(fā)動機的選型第三章 變速器的設(shè)計和計算3.1 設(shè)計方案的確定3.1.1 兩軸式3.1.2 三軸式3.1.3 液力機械式3.1.4 確定方案3.2 零部件的結(jié)構(gòu)分析3.3 基本參數(shù)的確定3.3.1 變速器的檔位數(shù)和傳動比3.3.2 中心距3.3.3 變速器的軸向尺寸3.3.4 齒輪參數(shù)3.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配3.4 齒輪的設(shè)計計算3.4.1 幾何尺寸計算3.4.2 齒輪的材料及熱處理3.4.3 齒輪的彎曲強度3.4.4 齒輪的接觸強度第一章 前言 本次設(shè)計的課題為輕型載貨

2、車五檔變速器總成及變速傳動機構(gòu)設(shè)計，該課題來源于結(jié)合生產(chǎn)實 際。本次課題研究的主要內(nèi)容是：1. 進行變速傳動機構(gòu)的設(shè)計（不包括同步器） ，完成標(biāo)準(zhǔn)件的選型。2. 完成強度計算。3. 對軸、齒輪等主要零件進行制造工藝分析。4. 對變速器裝配工藝進行分析，包括裝配順序、軸承游隙調(diào)整、潤滑等 關(guān)于變速器的設(shè)計， 首先要確定變速器的各檔位的傳動比和中心距， 然后計算出齒輪參數(shù)以選擇 合適的齒輪并且對其進行校核， 接著是初選變速器軸和軸承并且完成對軸和軸承的校核， 最終完 成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。本課題所設(shè)計出的變速器可以解決如下問題：a. 正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，使之和發(fā)動機參數(shù)匹配

3、，以保證汽車具有良好的動力性 和經(jīng)濟性；b設(shè)置空檔以保證汽車在必要時能將發(fā)動機和傳動系長時間分離；設(shè)置倒檔使汽車可以倒退行駛；c. 操縱簡單、方便、迅速、省力；d. 傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲；e. 體小、質(zhì)輕、承載能力強，工作可靠；f. 制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；g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。 第二章輕型載貨車主要參數(shù)確定 2.1質(zhì)量參數(shù)的確定商用貨車的總質(zhì)量 ma由整備質(zhì)量m。、載質(zhì)量me和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即ma=mo+me+65 ni1）整車整備質(zhì)量 mo2）質(zhì)量系數(shù)n mo2.2發(fā)動機的選型由 ma= mo+m

4、e+65ni,得： mo=ma-(me+65 ni) =3720-(1750+65 X 2) =1840kgn m0=me/m 0=1750/1840 =0.951m0=1840kgn m0=0.951根據(jù)已知數(shù)據(jù)對發(fā)動機最大功率進行估算，由公式:Pemaxt 3600amaxCd A76140Va max其中 心 B1H=1.414X 2.023=2.8605m2代入數(shù)據(jù)，得：P1 i'magfr+ CdAWmax 一va maxva maxt 3600761403=1/0.90 (3720X 9.8X 0.02 X 100/3600+0.9 X 2.8605 X 100 /7164

5、0 ) =58.5kw參考數(shù)據(jù)，選用以下發(fā)動機，主要參數(shù)如下：型號一汽解放CA488額定功率/轉(zhuǎn)速（kw/r/mi n ）65/4800最大扭矩/轉(zhuǎn)速（N.m/r/min ）157/2800汽缸數(shù)4缸徑（mm）87.5第三章變速器的設(shè)計和計算3.1設(shè)計方案的確定輕型載貨車變速器一般選用機械式變速器，它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。 采用這種變速器的輕型載貨車通常有35個前進檔和一個倒檔。最近幾年液力機械變速器和機械式無級變速器在汽車上的使用越來越廣泛，根據(jù)目前廣泛使用變速器的種類，以及使用的范圍，初步擬定三種設(shè)計方案。兩軸式兩軸式變速器結(jié)構(gòu)簡單、 緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高。兩

6、軸式變速器的第二軸 （即輸出軸）和主減速器主動齒輪做成一體。當(dāng)發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪；當(dāng)發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔位均采 用常嚙合齒輪（斜齒圓柱齒輪）傳動，但兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損。這種結(jié)構(gòu)適用于發(fā)動機前置、前輪驅(qū)動或發(fā)動機后 置、后輪驅(qū)動的轎車和微、輕型貨車上，其特點是輸入軸和輸出軸平行，無中間軸。三軸式三軸式變速器的第一軸常嚙合齒輪和第二軸的各檔齒輪分別和中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第 一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接檔。此時，齒輪、

7、軸承及中間軸 均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小 的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，但除了直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低，適用于傳統(tǒng)的發(fā)動機前置、后輪驅(qū)動的布置形式。液力機械式由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成，其特點是傳動比可在最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內(nèi)作無級變化，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價高，傳動效率低。確定方案由于輕型載貨車一般是傳統(tǒng)的發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動的布置形式，同時考慮到制造成本以及便于用戶維護等因素，再結(jié)合變速器的特點和任務(wù)書的要求，現(xiàn)選用三軸式

8、變速器（見圖3-1）。圖3-1三軸式變速器和前進檔位比較，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倒檔。 變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，一檔和倒檔，都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，本課題采 用如下方案（見圖 3-2）。II圖 3-2 倒檔布置3.2 零部件的結(jié)構(gòu)分析a. 齒輪型式考慮到本課題采用三軸式變速器，采用同步器換檔，故選用直齒圓柱齒輪用來換檔。b. 軸的結(jié)構(gòu)分析變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩及彎矩， 軸

9、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)保證其強度和剛度外，還應(yīng)考慮齒輪、軸承等的安裝、固定，它和 加工工藝也有密切關(guān)系。第一軸通常和齒輪做成一體， 其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。 第一軸的花健尺寸和離合器 從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動配合。 第二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。 漸開線花鍵固 定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應(yīng)增大， 可增強軸的剛度。 當(dāng)一檔、 倒檔采用滑動齒輪掛檔時， 第二軸的相應(yīng)花鍵則采用矩形花鍵及動

10、配 合，這時不僅要求磨削定心的外徑， 一般也要磨削鍵齒側(cè)， 而矩形花鍵的齒側(cè)磨削要比漸開線花 鍵容易。變速器中間軸分為旋轉(zhuǎn)式及固定式兩種。旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。 其上的一檔齒輪常和軸做成一體， 而高檔齒輪則用鍵 或過盈配合和軸連接以便于更換。固定式中間軸為僅起支承作用的光軸， 和殼體呈輕壓配合并用鎖片等作軸向定位。 剛度主要由支 承于其上的連體齒輪 （寶塔齒輪） 的結(jié)構(gòu)保證。 僅用于當(dāng)殼體上無足夠位置設(shè)置滾動軸承和軸承 蓋時。c. 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。通 常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗算其壽命。第一軸前軸承

11、 （安裝在發(fā)動機飛輪內(nèi)腔中） 采用向心球軸承： 后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸 承，因為它不僅受徑向負(fù)荷而且承受向外的軸向負(fù)荷。 為便于第一軸的拆裝， 后軸承的座孔直徑 應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承； 后端采用帶止動槽的單列向心球軸承， 因為它也 要承受向外的軸向力。某些轎車往往在加長的第二軸后端設(shè)置輔助支承，并選擇向心球軸承。 旋轉(zhuǎn)式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承， 此軸承不承受軸向力， 因為在該處布置軸承蓋困 難；后軸承為帶止動槽的向心球軸承。 中間軸的軸向力應(yīng)力求相互抵銷， 未抵銷部分由后軸承承 受。中間軸軸承的徑向尺寸常受中心距尺寸限制，故

12、有時采用無內(nèi)圈的短圓柱滾子軸承。 固定式中間軸采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪（塔輪，寶塔齒輪）。3.3 基本參數(shù)的確定3.3.1 變速器的檔位數(shù)和傳動比不同類型汽車的變速器，其檔位數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較?。s為34）,過去常用 3 個或 4 個前進檔， 但近年來為了提高其動力性尤其是燃料經(jīng)濟性， 多已采用 5個前進 檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為56，其他貨車為 7以上，其中總質(zhì)量在 3.5t 以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加 1個超速檔；總質(zhì)量為3.5IOt多用五檔變速器； 大于 l0t 的多用 6 個前進檔或更多的檔位。選擇最低檔傳動比時，

13、 應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、 驅(qū)動車輪和路面的附著力、 汽車的最低穩(wěn)定車速 以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。a.根據(jù)汽車最大爬坡度確定汽車爬陡坡時車速不高， 空氣阻力可忽略， 則最大驅(qū)動力用于克服輪胎和路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有:Temaxi g I i0 tmg( f COS max Sin : max)二 mgj max則由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動比為:g1mgrr Wmax i gIg T i lt(3-2)式中m 汽車總質(zhì)量;重力加速度;道路阻力系數(shù);W max道路最大阻力系數(shù);-max最大爬坡要求;& 驅(qū)動車輪的滾動半徑;T emax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩

14、;i0主減速比;t汽車傳動系的傳動效率。主減速比io的確定:i 0 = 0. 377Va maxi gh(3-3)式中 rr-車輪的滾動半徑，m;np發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/mi nigh變速器最咼檔傳動比；Vamax最咼車速，km/h。本課題變速器由公式（3-3）igh=1, 一般貨車的最大爬坡度約為得：30%,即 max=16.7,仁0.02rr npi 0 = 0. 377,Va maxi ghrr np=0-377 100由公式(3-2)得：W max+si n16.7° =0.306imgrW maxF _ EmaJ。tg137209.80.3061001570. 37748000

15、. 94. 36e max0b. 根據(jù)驅(qū)動車輪和路面的附著條件確定變速器I檔傳動比為:i . G2r ：i g i - t ”I emaxi0式中G2 汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷；CDCD道路的附著系數(shù)，計算時取=0.5-0.6。因為貨車4 X 2后輪單胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為60%68%所以G2=3720X 9.8 X 68% =24790N由公式（3-3）和公式（3-4）得：i gi24790°6100 : 5. 82284107.2綜合a和b條件得:4.36< ig1 w 5.82，取 ig (4.36+5.82) /2 5.09變速器的1檔傳動比應(yīng)根

16、據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速檔。中間（其中n為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列。所以 ig4=q=1.502, ig3= ig4X q=2.256 , ig2= ig3X q=3.389 ,實際上和理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮和發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。在變速器結(jié)構(gòu)方案、檔位數(shù)和傳動比確定后，即可進行其他基本參數(shù)的選擇和計算。中心距中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A （ mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選：(3-5)式中 ka中心距系數(shù)。對轎車取8.99.3;對貨車取 8

17、.69.6;對多檔主變速器，取9.511；Tl maX變速器處于I檔時的輸出轉(zhuǎn)矩，TI max =Temajg1 g ；（3-6）Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N?m；i gi變速器的I檔傳動比;ng 變速器的傳動效率，取0.96。由公式（3-6）得：T t i1 max emax g 1 g =157x 5.09X 0.96=767.165N m-由公式（3-5）得:A 二 Ka3 T max = （8. 69. 6）767. 165 :. 78. 72887. 882 mm初選中心距也可以由發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出：=K Ae Te maxk式中Ae 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時的中心距

18、系數(shù)，對轎車取14.516.0，對貨車取 17.0 19.5。由公式（3-7）得：A = KAe31； max =（17.（19. 5）3 157 二 91. 71（105. 196mm商用車變速器的中心距約在80170mm范圍內(nèi)變化，初選A=100mm變速器的軸向尺寸變速器的軸向尺寸和檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，設(shè)計初可根據(jù)中心距A的尺寸參用下列關(guān)系初選。貨車變速器殼體的軸向尺寸：四檔（2.42.8） A五檔（2.73.0） A六檔 （3.23.5） A初選軸向尺寸：（2.73.0） A= （2.73.0）X 100=270300mm變速器殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器

19、總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。齒輪參數(shù)a. 齒輪模齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選擇模數(shù)時應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量， 則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應(yīng)重視減小質(zhì)量。根據(jù)圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數(shù)m和彎曲應(yīng)力Cw之間有如下關(guān)系:直齒輪模數(shù)m 飛(3-8)Y zKcwT式中 J 計算載荷，N?mm;應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65;Kf摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取 0.9;z齒輪齒數(shù);Kc齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0 ;y 齒形系數(shù)，見圖3-3。齒高系

20、數(shù) f相同、節(jié)點處壓力角不同時:y14.5O.79y20y f 衛(wèi).8： 1.14 y f j.;J 輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)Tj二Temax時，直齒齒輪的許用應(yīng)力二"=400 850MPa。圖3-3齒形系數(shù)y （當(dāng)載荷作用在齒頂，a =20° ,f°=1.0）根據(jù)參考同類車型，初選第一軸的軸齒輪的齒數(shù)z=19,查圖3-3得y=0.125。由公式（3-8）得：2 157 1031.65 1. 13.3. 14194. 40. 1252.7343.515從輪齒應(yīng)力的合理性及強度考慮，每對齒輪應(yīng)有各自的模數(shù)，但出于工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)多采用折衷方案。表 3-1給出了汽車變速

21、器齒輪模數(shù)范圍。表3-1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車型微型、輕型轎車中級轎車中型貨車重型汽車mn2.25 2.752.75 33.50 4.54.50 6設(shè)計時所選模數(shù)應(yīng)符合國標(biāo)GB1357-78規(guī)定（表3-2）并滿足強度要求。表3-2汽車變速器常用齒輪模數(shù)（mm）I11.251.5-2-2.5-3n-1.75-2.25-2.75-I-4-5-6-n3.253.53.75-4.5-5.5-3.25b. 齒形、壓力角和螺旋角汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按下表取值。表3-3汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角項目車型7、齒形壓力角（度）螺旋角（度）轎車高齒并修形14.5 °、1

22、5°、16°、16.5 °25°45°一般貨車標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-7820°20°30°重型車標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-78低檔、倒檔22.5 °、25°小螺旋角齒形壓力角較小時，重合度較大，并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載 荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。試 驗證明對于直齒輪壓力角為 28°時強度最高，超過 28°強度增加不多；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采用的壓力角為20

23、°。本課題的所有齒輪選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪。c. 齒寬齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬 b:(3-9)b = KcmnK式中 c 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0，斜齒輪取7.08.6;n 法面模數(shù)。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。由公式（3-9）得：b= （4.47.0）x 3.5=15.424.5mm,可以確定各擋的齒輪的齒寬。常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪b=21mm,第一軸軸齒輪 b=21mm ,對應(yīng)第二軸齒寬 b=21mm1檔：中間軸上齒輪 b=31mm,對應(yīng)的一檔齒輪 b=2

24、1mm ;倒檔：b=75mm，對應(yīng)的倒檔齒輪 b=21mm。d. 齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被使用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒輪的齒頂高系數(shù)fo=1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用?，F(xiàn)代轎車變速器多采用齒頂高系數(shù)大于1的"高齒齒輪”（或相對于短齒齒輪而言而稱為長齒齒輪），因為它不僅可使重合度增大，而且在強度、噪聲、動載荷和振動等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相對滑動速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于0.3 m ）等問題。本課題的齒頂高系數(shù)f0= 1.0。各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選變速器的檔位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的

25、結(jié)構(gòu)方 案簡圖后，即可對各檔齒輪的齒數(shù)進行分配。圖3-4本課題變速器結(jié)構(gòu)簡圖a.確定1檔齒輪的齒數(shù) 已知1檔傳動比，1弓勾(3-10)以=且 ' " 為了確定Z9、Zio的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ZL:直齒齒輪：（3-11）Z10取得盡量小一些,2A先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給Z9、Zioo為了使Z9/Z10盡量大一些，應(yīng)將這樣，在ig1已定的條件下Z2/Z1的傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數(shù)，以 便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承。Z10的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此Z10的選定應(yīng)和中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的1檔直齒輪的最小齒數(shù)為1217,選

26、擇齒輪的齒數(shù)時應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減小大、小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)的機會， 否則會引起齒面的不均勻磨損。由公式（3-11）得：2 1003.557.14參考數(shù)據(jù)，取Z=59，考慮到上述條件以及選用了標(biāo)準(zhǔn)齒輪（齒數(shù)不要小于17）,故取Z10=17,得出 Z9=60-17=42ob.修正中心距A若計算所得的Z9、Zio不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距 齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。由公式（3-11）得：A= （3.5 X 59） /2=103.25mmc. 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)Z2ZioI gl -ZiZ9A,修正后的中心距則是各檔(3-12)Z2Z1 Z10 二1 g1g

27、Z95. 0917432.012(Z1Z2)210325 二 59m3.5故 Z1=19 ;Z2=40d. 確定其他檔位的齒輪齒數(shù)2檔齒輪副:-Z2 匯 Z71 g2Z1 q由公式（3-11）和（3-13）聯(lián)立方程求解Z5、Z6。因為 ig2= Ig3X q=3.389，所以先試湊 Z5、Z6。得出 Z7=36、Z8=23，此時 ig2=3.3。3檔齒輪副：_ Z2 X Z51 g3Z存Z6由公式（3-11）和（3-14）聯(lián)立方程求解Z5、Z6。(3-13)(3-14)因為ig3=ig4 X q =2.256，所以先試湊Z5、 Zs°Z2 匯 Z540漢J1 g3Z1 X Z619

28、乂 Z612A2 漢 103. 25Z3+ Z4 =591m3. 5得出 Z5=28、Z6=31，此時 ig3=1.9。4檔齒輪副：1 g4=Z2Z3Z1Z4(3-15)確定了 Z、Z8后由公式（3-11 ）和（3-12）聯(lián)立方程求解Zi、Z2由公式（3-11）和（3-13）聯(lián)立方程求解 z3、Z4。ig4= q = 1.502 ,所以先試湊 Z3、Z4。得出 Z3=23、Z4=36，此時 ig4=1.3e. 確定倒檔齒輪則中間軸和倒檔軸之間的中心通常1檔和倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù) Z12=2123。 距為：A 二 n(z10z12) / 2(3-16)初選磯=22,由公式(3-1

29、5)得：A' = n(z10乙2) / 2 = 3. 5( 1722) / 2 = 68. 25mm為了避免干涉，齒輪10和齒輪11的齒頂圓之間應(yīng)有不小于0.5mm的間隙，則da1o/ 2 dan / 2 = A-0. 5（3-17）由公式（3-16）得：dan = 2Ada10 一 1 = 268. 25 - 193. 53. 52 - 1 = 76 mmdn=da11-2ha=76-2X 3.5=69mm根據(jù)dn選擇齒數(shù)，取zn=19。最后計算倒檔和第二軸的中心距：A = m（zz11） / 2（3-18）由公式（3-17）得：A' = n（z9 乙 1） / 2 = 3.

30、 5（4219） / 2 = 106. 75mm.Z2 x Z12 x z9i g倒檔：Z1 X Z10 X Z114022426.02191719da=d+2ha=66.5+2X 3.5=73.5Z2=40d=mz=3.5 X 40=140da=d+2ha=140+2X 3.5=147df=d-2hf=140-2X 3.5 X 1.25=131.251檔齒輪副：Z10=17d=mz=3.5X 17=59.5da=d+2ha=59.5+2X 3.5=66.5df=d-2hf=59.5-2X 3.5X 1.25=50.75Z9=42d=mz=3.5 X 42=147da=d+2ha=147+2X

31、 3.5=154df=d-2hf=147-2X 3.5 X 1.25=138.252 檔齒輪副：Z8=23d=mz=3.5 X 23=80.5da=d+2ha=80.5+2 X 3.5=87.5df=d-2hf=80.5-2X 3.5X 1.25=71.75Z7=36d=mz=3.5 X 36=126da=d+2ha=126+2X 3.5=133檔位12345倒檔速比5.09:13.389:12.256:11.502:11:16.02:1綜合上述計算修正一下各檔的傳動比(見下表) 表3-4各檔速比3.4齒輪的設(shè)計計算幾何尺寸計算10常嚙合齒輪副：乙=19d=mz=3.5X 19=66.5df=

32、d-2hf=66.5-2X 3.5 X 1.25=57.75df=d-2hf=126-2X 3.5 X 1.25=117.253檔齒輪副：Z6=31d=mz=3.5 X 31=108.5da=d+2ha=108.5+2X 3.5=115.5df=d-2hf=108.5-2X 3.5 X 1.25=99.75Z5=28d=mz=3.5 X 28=98da=d+2ha=98+2X 3.5=105df=d-2hf=98-2X 3.5X 1.25=89.254 檔齒輪副：Z4=36d=mz=3.5X 36=126 da=d+2ha=126+2 X 3.5=133df=d-2hf=80.5-2X 3.5

33、 X 1.25=71.75Z3=23d=mz=3.5 X 23=80.5 da=d+2ha=80.5+2 X 3.5=87.5df=d-2hf=80.5-2X 3.5 X 1.25=71.75倒檔齒輪：Z12=22d=mz=3.5X 22=77 da=d+2ha=77+2 X 3.5=84df=d-2hf=77-2X 3.5X 1.25=68.25Zn=19d=mz=3.5 X 19=66.5 da=d+2ha=66.5+2 X 3.5=73.5df=d-2hf=66.5-2X 3.5X 1.25=57.75見圖3-4 （單位：mm ）。齒輪的材料及熱處理現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制

34、造，使輪齒表層的高硬度和輪齒心部的高韌性相結(jié)合以大大提高其接觸強度，彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應(yīng)考慮到其機械加 工性能及制造成本。國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。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)化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下：mnw 3.5滲碳深度0.81.2mm3.5 v mn< 5滲碳深度 0.91.3mmmn5滲碳深度1.01.6mm滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58- 63,心部硬度為 HRC33-48。本課題

35、變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。齒輪的彎曲強度 直齒齒輪彎曲應(yīng)力2TjK_Kf(3-19)二 m3zKcyT式中 j 計算載荷，N?mm;K二一一應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65;f 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9;m 齒輪模數(shù)；z 齒輪齒數(shù)；Kc齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0 ;Y14.5: O.79y20y 齒形系數(shù)，見圖3-3。齒高系數(shù) f相同、節(jié)點處壓力角不同時:E 0.89y20 ,畑5 T.% , y25 T.23y20 ；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時， r 輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)Tj "Temax時，直齒齒輪的許用應(yīng)力卜w = 400 850MP

36、a。因為該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當(dāng)校核時只要校核受力最大和危險的檔位齒輪。 故分別計算I檔、倒檔齒輪的彎曲強度。a.1檔齒輪副：主動齒輪 zio=17,從動齒輪Z9=42I檔主動齒輪的計算載荷Tj=Temaxii2=157X 42/17沁387.9N m由公式(3-19)得：主動齒輪Zio的彎曲強度：2T妙mzKcy2 387. 9 1. 651. 1100033. 143. 517 (4. 47) 0. 125703. 1 1118.6MPa1檔從動齒輪的計算載荷 T=TemaxigI =157X 5.09=7".1 N 從動齒輪Z9的彎曲強度：町4：m3zKcy27

37、99. 11. 650. 910003. 143. 5342 (4. 47)0. 125479. 7763. 2MPab.倒檔齒輪副：因為倒檔齒輪相當(dāng)于一個惰輪，所以主動齒輪是Z10=17，從動齒輪是乙2=22。通過惰輪后主動齒輪是 Zn=19，從動輪是Z9=42o惰輪的計算載荷 Tj=Temaxi12i1012=157X( 42/19)X( 2717) 449.1N m 通過惰輪前，Z12=22的彎曲強度由公式(3-19)得：2T K：Kf514. 7818. 8MPa：m3zKcy3. 14 3. 53 22 ( 4. 47) 0. 1252449. 11. 650. 91000通過惰輪后

38、主動輪是 Zn=19，從動輪是Z9=42oZ11 的計算載荷 Tj=Temaxi12i1012=157X( 42/19)X( 2717449.1N m2T KzKf2 x 449. 1 x 1. 65 x 1. 1 x 10007：m3zKcy " 3. 143. 5319 (4. 4- 7)0. 125728. 41158. 8MPaZ9 的計算載荷 Tj=Temaxi 倒檔=157X 6.02=945.1N m-2T導(dǎo)_r：m3zKcy - 3. 143. 5342 (4. 4- 7) 0. 1252945. 11. 650. 91000567. 3902. 6MPa以上的齒輪副都滿足彎曲強度的要求。齒輪的接觸強度齒輪的接觸強度齒輪的接觸應(yīng)力按下式計算:h =0.418FEb12)(3-20)式中F法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力， N;(3-21 )Ftcos。 cos PFt端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力，N;(3-22)Tj計算載荷，Nmmd節(jié)圓直徑，mm:-節(jié)點處壓力角；'螺旋角；E齒輪材料的彈性模量，鋼取 2.1 X 105MPab齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為 b/cos 1代替，mm：?i, ?2主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑