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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
本設計的任務是設計一臺用于貨車上的手動變速器。本設計采用中間軸式變速器.
根據(jù)轎車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù),結(jié)合自己選擇的適合于該貨車的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。再結(jié)合某些貨車的基本參數(shù)，選擇適當?shù)闹鳒p速比。
本次設計的汽車變速箱主要是從強度方面來對齒輪的尺寸計算及校核，軸的尺寸計算和位置的確定，選擇設計滿足其承載能力的同步器。另外，針對齒輪作用力的不同，在不同的軸上選擇合適的軸承。利用軟件Pro/e和CAD完成變速器總成圖、第一軸、第二軸、中間軸、各個擋齒輪及同步器的設計。
關(guān)鍵詞：變速器；鎖環(huán)式同步器；傳動比；中間軸；貨車
Ⅰ
ABSTRACT
The duty of this design is to design a manual transmission used in the truck, It’s the countershaft-type transmission gearbox.
According to the contour, track，wheel base，the smallest ground clearance, the smallest turning radium, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio.
This design is mainly gear's size computation and the examination，the axis size's calcul-ation and the position's determination，the choice design satisfies its bearing capacity the syn- chromesh. Moreover，in view of the gear action's difference, chooses the appropriate bearing on the different axis．Completes the transmission gearbox unit chart，the first axis，the second axis, the intermediate shaft using software Pro/E and CAD, to keep off the gear and the synchromesh design one by one．
Key words: transmission; inertial type of synchronizer; gear ratio; countershaft；truck
II
目 錄
摘要.................................................................Ⅰ
Abstract..............................................................Ⅱ
第1章 緒論...........................................................1
1.1 概述................................................................ .1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀............................................... ........1
1.3 研究內(nèi)容........................................................3
第2章 變速器傳動機構(gòu)布置方案.......................................4
2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析....................... ..........................4
2.2 傳動裝置布置方案分析.................... .............................4
2.3 本章小結(jié)................................... ............. ............7
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇.........................................8
3.1 擋數(shù)的選擇及各擋傳動比的確定................ .........................8
3.3.1 確定擋數(shù)........................................................8
3.3.2 傳動比范圍的確定................................................8
3.2 中心距........................ .......................................9
3.3 齒輪參數(shù)....................... ......................................9
3.3.1 模數(shù)的選取.................. .... ...............................9
3.3.2 壓力角..................... ...................................10
3.3.3 螺旋角......................................... ................11
3.4 齒寬計算.............................. ..............................11
3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配....................... ...........................11
3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù).............................................11
3.5.2 對中心距A進行修正................. .............................12
3.5.3 確定齒頂高系數(shù)和徑向間隙系數(shù)......... .... .....................12
3.5.4 計算一擋齒輪參數(shù)...............................................12
3.5.5 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù).....................................12
3.5.6 修正螺旋角的值.................................................13
3.5.7 中心距修正.....................................................13
3.5.8 確定常嚙合齒輪參數(shù).............................................13
3.5.9 確定其它各擋的齒數(shù).............................................14
3.5.10 確定倒擋的齒數(shù)................................................18
3.6 變速器輪齒強度計算..................................................19
3.6.1 齒輪彎曲強度計算...............................................19
3.6.2 齒輪接觸應力計算...............................................22
3.6.3 變速器齒輪具體強度校核計算.....................................24
3.7 本章小結(jié).............................................................29
第4章 變速器軸設計計算............................................30
4.1 變速器軸設計................................. .......................30
4.2 初選軸的直徑.................................... ....................30
4.3 軸的結(jié)構(gòu)形狀..................................... ...................30
4.4 軸的強度和剛度的計算.............................. ..................31
4.4.1 計算各軸上齒輪的圓周力與切向力.................................31
4.4.2 軸的剛度驗算.......... ... .....................................33
4.4.3 軸的強度驗算...................................................39
4.5 本章小結(jié)........................... ... .............................41
第5章 軸承選擇與壽命計算............................................42
5.1 使用時間計算.................................... ....................42
5.2 軸承選擇與壽命計算............................. .....................42
5.3 本章小結(jié).......................... ..................................43
第6章 變速器的同步器設計及其結(jié)構(gòu)元件..............................42
6.1 同步器設計.................. ........................................44
6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定........................ ........................45
6.3 本章小結(jié)............................................. ...............47
第7章 應用Pro/E進行變速器的建模與裝配... ... ... ... ... ... ....48
7.1 Pro/E軟件簡介........................ ...............................48
7.2 變速器齒輪集合模型的建立.............. ..............................48
7.2.1 直齒圓柱齒輪幾何模型的建立.....................................48
7.2.2 斜齒圓柱齒輪集合模型的建立.....................................51
7.3 變速器軸的幾何模型建立............... ...............................55
7.3.1 變速器第一軸的幾何模型建立.....................................55
7.3.2 變速器中間軸的幾何模型建立.....................................55
7.3.3 變速器第二軸的幾何模型建立.....................................56
7.4 軸承的幾何模型建立..................... .............................56
7.5 箱體的幾何模型建立.................... ..............................57
7.6 變速器零件模型的虛擬裝配................ ............................58
7.7 本章小結(jié)............................ ................................60
結(jié)論.................................................................61
參考文獻..............................................................62
致謝.................................................................63
附錄.................................................................64
1
0
第1章 緒 論
1.1 概述
變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。
變速器由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成，對變速器設計的基本要求如下：
1. 應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。
2. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。
3. 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(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，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。
4. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?
5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動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。
滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
我國的汽車及各種車輛的零部件產(chǎn)品在性能和質(zhì)量上和發(fā)達國家存在著一定的差距，其中一個重要原因就是設計手段落后，發(fā)達國家在機械產(chǎn)品設計上早以進入了分析設計階段，他們利用計算機輔助設計技術(shù)，將現(xiàn)代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計、可靠性設計等應用到產(chǎn)品設計中，采用機械CAD系統(tǒng)在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查，實現(xiàn)三維設計，大大地提高產(chǎn)品設計的一次成功率，減少了試驗費用，縮短了產(chǎn)品更新周期。而我們的設計手段仍處于以經(jīng)驗設計為主的二維設計階段，設計完成后在投產(chǎn)中往往要進行很大的改動，使得產(chǎn)品開發(fā)周期很長，性能質(zhì)量低等。為改變我國的車輛零部件的生產(chǎn)和設計手段的落后狀況，縮短新產(chǎn)品的開發(fā)周期，提高市場競爭力，有必要開發(fā)一些適合中國國情的汽車及零部件的CAD系統(tǒng)，對已開發(fā)的CAD系統(tǒng)需進一步提高和完善。
隨著CAD技術(shù)的發(fā)展和應用，許多國家和部門都對其進行了大量的研究和試驗，隨之開發(fā)并形成一些成套硬件和軟件系統(tǒng)。在美國、日本及歐洲發(fā)達國家中，利用CAD技術(shù)解決眾多繁瑣的設計和分析計算。形成了以圖形系統(tǒng)為基礎、以數(shù)據(jù)庫為核心、以工具系統(tǒng)為支撐和以分析計算為應用的集成化系統(tǒng)。
美國的CAD技術(shù)一直處于領先地位，其主要目標就是建立完善的CAD/CAM集成系統(tǒng)。美國汽車工業(yè)最早應用了CAD系統(tǒng)。美國通用汽車公司、福特汽車公司等都已廣泛應用CAD技術(shù)。他們將結(jié)構(gòu)、強度、剛度等計算、三維實體造型應用于汽車的設計開發(fā)中，將CAD、CAPP、CAM、CAE集成，使生產(chǎn)效率提高，產(chǎn)品質(zhì)量得到保證，市場響應速度提高，從而大大地提高了他們的競爭力，為他們帶來了巨大的經(jīng)濟效益。他們應用的CAD軟件主要有Pro/E、UG、CATIA、IGES等。
國外的這些汽車公司已有CAD程序，但涉及各公司的標準和技術(shù)規(guī)范及試驗都很保密。與國外相比，我國的汽車工業(yè)在CAD方面起步較晚，發(fā)展比較慢。目前一些高校和大中型企業(yè)已開始進行CAD的研究，在產(chǎn)品的改進設計、設計后的計算機繪圖及有限元分析等方面已陸續(xù)取得一些效果。但總的來講國內(nèi)工廠多數(shù)是依賴傳統(tǒng)的設計方法—經(jīng)驗類比法，對引進產(chǎn)品主要是測繪仿制，難以滿足現(xiàn)代汽車工業(yè)的客觀要求。采用現(xiàn)代設計方法，是提高自行設計、消化吸收和國產(chǎn)化的極其重要手段。
近年來，隨著車輛技術(shù)的進步和道路上車輛密度的加大，對變速器的性能要求也越來越高。眾多的汽車工程師在改進汽車變速器性能的研究中傾注了大量的心血，使變速器技術(shù)得到了飛速的發(fā)展。機械式變速器是目前使用最為廣泛的汽車變速器。雖然它有諸多缺點，如換檔沖擊大，體積大，操縱麻煩等；但是，它也有很多優(yōu)點，如傳動效率高，工作可靠，壽命長，制造工藝成熟和成本低等。所以，如果能改善機械式變速器上述的缺點，它還是有很大的發(fā)展空間的。如果在減小機械式變速器的體積和提高傳動平穩(wěn)性兩方面做一些研究，就可以解決這些問題。
1.3 研究內(nèi)容
研究了解汽車變速器的功能、原理、結(jié)構(gòu)以及設計方法。學習掌握Pro/E軟件，并為了縮短設計周期和降低開發(fā)成本，基于虛擬樣機技術(shù)，通過Pro/E軟件平臺，對變速器進行輔助設計，并進行虛擬裝配。
擬取得的成果的形式：完成變速器各零部件的計算、并校核。運用Pro/E軟件建立各零部件的三維實體模型，通過鏈接關(guān)系進行虛擬裝配，完成裝配圖、關(guān)鍵的零件圖一份。
第2章 變速器傳動機構(gòu)布置方案
2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析
汽車主要參數(shù)如下表2.1。
表2.1 整體設計中的汽車參數(shù)
額定總質(zhì)量
12100kg
載質(zhì)量
5000 kg
自重
7430 kg
車寬
2470 mm
車長
10000mm
軸距
5720 mm
車高
3630 mm
轉(zhuǎn)數(shù)
2600r/min
最大轉(zhuǎn)矩
650 N·m
最大爬坡度
16.7°
離合器
單片，干式
軸荷分配
滿 載
空 載
前36%，后64%
前45%，后55%
最高車速
93km/h
發(fā)動機功率
136kW
車輪半徑
504mm
2.2 傳動裝置布置方案分析
固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器應用廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動汽車上。
與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設計得很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同。
中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。
圖2.1中間軸式四擋變速器傳動方案
圖2.2中間軸式五擋變速器傳動方案
圖2.1、圖2.2分別示出了幾種中間軸式四、五擋變速器傳動方案。各傳動方案的共同特點是：變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器等一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其他擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其他前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有格擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。
在除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。
在擋數(shù)相同的條件下，各中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)、軸的支承方式、換擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差別。
與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中加入一個中間傳動齒輪的方案。常見倒擋布置方案如圖2.4所示。
圖2.4倒擋布置方案
2.3 本章小結(jié)
本章對將要設計的變速器的主要參數(shù)、傳動機構(gòu)布置方案進行了分析確定，確定
選擇中間軸式變速器，中間軸式變速器可以設置直接擋，當汽車在直接擋下行駛時，可以降低變速器各齒輪的磨損，增加了變速器的使用壽命。一擋和倒擋采用直齒，其它為斜齒。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇
3.1 擋數(shù)的選擇及各檔傳動比的確定
3.3.1確定擋數(shù)
近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個擋。商用車變速器采用4～5個擋或多擋。
本次設計采用的是五擋變速器，即五個前進擋、一個倒擋，五擋為超速擋。
3.3.2傳動比范圍的確定
變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動比為0.7～0.8。本次設計中，取五擋傳動比為0.77。
所以 由可知
=6.9。 （3.1）
汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有
（3.2）
式中： —汽車總質(zhì)量；
g—重力加速度；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；
—主減速比；
—汽車傳動系的傳動效率；
—驅(qū)動車輪的滾動半徑；
取 其中
則
=4.53。
根據(jù)驅(qū)動輪與路面的附著條件
取、取0.9
所以 取5.8
根據(jù)等比級數(shù)分配即 ,已知=5.8
經(jīng)計算得=5.8、=3.2、=1.77、=1、=0.77
3.2 中心距
對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小，而且對齒輪的接觸強度有影響。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定：
（3.3）
式中：
－變速器中心距（mm）；－中心距系數(shù)，根據(jù)車的取值范圍10.0；－發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m），已知=650 N·m；－變速器一擋傳動比，已知=5.8； －變速器傳動效率，取96%。
計算得=153.534 mm,取A=154。
3.3 齒輪參數(shù)
3.3.1 模數(shù)的選取
齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求。
應該指出，選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：
在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選得小些；對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；變速器抵擋齒輪應選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。在給定模數(shù)范圍內(nèi)，初選模數(shù)：直齒輪模數(shù)＝4mm；斜齒輪法面模數(shù)=5mm。
變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表3.1。
表3.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)
車 型
微型、輕型轎車
中級轎車
中級貨車
重型貨車
2.25～2.75
2.75～3
3.50～4.5
4.50～6
所選模數(shù)值應符合國家標準GB/T1357-1987的規(guī)定，見表3.2。選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。
表3.2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357-1987） (mm)
第一系列
1.00
1.25
1.5
-
2.00
-
2.50
-
3.00
-
-
-
4.00
-
5.00
-
6.00
第二系列
-
-
-
1.75
-
2.25
-
2.75
-
（3.25）
3.50
（3.75）
-
4.50
-
5.50
-
3.3.2 壓力角
因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為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°的壓力角。
3.3.3 螺旋角
斜齒螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選取：
乘用車變速器：
兩軸式變速器為20°～25°；
中間軸式變速器為22°～34°；
貨車變速器：18°～26°。
3.4 齒寬計算
在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒：，為齒寬系數(shù)，可在4.5～8.0內(nèi)選取。
斜齒：，可在6.0～8.5內(nèi)選取。
3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配
3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù)
一擋傳動比
并且已知=5.8
為了求、的齒數(shù)，先求其齒數(shù)的和
直齒
斜齒
由已知=154 mm，=4mm，=5mm， 圖3.1變速器示意圖
計算得：一擋直齒=77。
計算后取為整數(shù)，然后進行大、小齒輪數(shù)的分配。中間軸上的一擋小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使的傳動比大些，在已定的條件下，的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度。考慮到殼體上的第一軸軸承孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。設計中，取=18，且=，則=59。
3.5.2 對中心距進行修正
因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
由，計算得=154mm。
3.5.3 確定齒頂高系數(shù)和徑向間隙系數(shù)
國家標準，齒頂高系數(shù)；徑向間隙系數(shù)
3.5.4 計算一擋齒輪參數(shù)
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
齒高：
3.5.5 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)
由公式求出常嚙合傳動齒輪的傳動比
（3.4）
而常嚙合傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即
（3.5）
解方程（3.4）和（3.5）求得=20.159，=35.67
取整數(shù)得： =35，=20。
傳動比修正：
3.5.6 修正螺旋角的值
根據(jù)所確定的齒數(shù)和公式，計算校核得=26.7655°。
3.5.7 中心距修正
3.5.8 確定常嚙合齒輪參數(shù)
端面壓力角：
分度圓直徑：
基圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
3.5.9 確定其它各擋的齒數(shù)
①確定二擋齒輪參數(shù)：
由于二擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式
（3.6）
而 （3.7）
此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式
（3.8）
聯(lián)解上述三個公式，采用比較方便的試湊法，即先選定螺旋角，解式（3.6）和式（3.7），求出、，再把、及代入式（3.8）中，檢查是否滿足或近似滿足軸向力平衡的關(guān)系。如相差太大，則要調(diào)整螺旋角，重復上述過程，直至符合設計要求為止。
根據(jù)上述的公式解得：=38.349，=20.967，=15.65°。
取整得：=38，=21
修正螺旋角：，
修正傳動比：
修正中心距：
端面壓力角：
分度圓直徑：
基圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
②確定三擋齒輪參數(shù)：
由于三擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式
（3.9）
而 （3.10）
此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式
（3.11）
根據(jù)上述的公式解得：=28.806，=28.482，=21.51°。
取整得：=29，=29
修正螺旋角：，
修正傳動比：
修正中心距：
端面壓力角：
分度圓直徑：
基圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
③確定五擋齒輪參數(shù)：
由于五擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式
（3.12）
而 （3.13）
此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式
（3.14）
根據(jù)上述的公式解得：=16.489，=37.476，=28.83°。
取整得：=16，=37
修正螺旋角：，
修正傳動比：
修正中心距：
端面壓力角：
分度圓直徑：
基圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
3.5.10 確定倒擋的齒數(shù)
一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取5.2。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)與一檔主動齒輪10相同，做成齒輪軸，取=18。
此處取=35。
由
； （3.15）
故可得出中間軸與倒檔軸的中心距
（3.16）
而倒檔軸與第二軸的中心:
（3.17）
修正傳動比：
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
3.6 變速器輪齒強度計算
與其他機械設備用變速器比較，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。因此，用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結(jié)果。下面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度用的簡化計算公式。
3.6.1 齒輪彎曲強度計算
（1）直齒輪的彎曲應力的校核公式：
（3.18）
式中： —彎曲應力,(MPa)；
—圓周力，（N）；
—應力集中系數(shù)，取1.65；
b—齒寬,(mm)；
—摩擦影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；
y—齒形系數(shù)；（如圖3.2所示）
t—端面齒距,(mm)；
式中：
；z；t；
—計算載荷,(N·mm)；
—節(jié)圓直徑,(mm)；
—模數(shù)；
—齒數(shù)；
圖3.2齒形系數(shù)圖
將上述有關(guān)參數(shù)代入（3.18）中得：
（3.19）
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400~850MPa，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力應取下限。
（2）斜齒輪彎曲應力的校核公式：
（3.20）
式中：
—彎曲應力,(MPa)；
—圓周力，(N)；
—應力集中系數(shù)，取1.65；
b—齒寬,(mm)；
y—齒形系數(shù)；
t—法向齒距(mm)；
—重合度影響系數(shù)，取2.0；
；；t；
—計算載荷,(N·mm)；
—節(jié)圓直徑,(mm)；
—法向模數(shù)；
—齒數(shù)；
—斜齒輪螺旋角(°)；
將上述有關(guān)參數(shù)代入（3.20）中得：
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合和高擋齒輪，許用應力在180～350 MPa范圍，對貨車為100～250 MPa。
3.6.2 齒輪接觸應力計算
齒面接觸應力應的校核公式：
（3.21）
式中： —齒輪接觸應力，(MPa)；
—齒面上的法向力，(N)；
—齒輪材料的彈性模量，(MPa)；
—齒寬，(mm)；
；；
直齒輪：；；
斜齒輪：；；
—圓周力，(N)；
—計算載荷，(N·mm)；
—節(jié)圓直徑，(mm)；
—節(jié)圓直徑，(°)；
—齒輪螺旋角，(°)；
—主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，(mm)；
—從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，(mm)；
—主動齒輪節(jié)圓半徑，(mm)；
—從動齒輪節(jié)圓半徑，(mm)；
將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.3。
表3.3 變速器齒輪的許用接觸應力
齒 輪
/MPa
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900～2000
950～1000
常嚙合齒輪和高檔
1300～1400
650～700
齒輪材料的彈性模量＝。
變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應考慮。
國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，心部硬度為33～48HRC。
值得指出的是，采取噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施，能使齒輪得到強化。對齒輪進行強力噴丸處理以后，輪齒產(chǎn)生殘余壓應力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。在加大齒根圓弧半徑的同時，進行強力噴丸處理，不僅可以使殘余壓應力進一步增加，還改善了應力集中。齒輪在熱處理之后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形，磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)、效率提高，在同樣負荷的條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高近一倍。
3.6.3 變速器齒輪具體強度校核計算
1、校核各齒輪應力
①齒輪彎曲應力校核：
中間軸一擋、倒擋齒輪：
＝＝31597.22N
＝1.65；＝1.1；＝121.8；t＝12.56636；y＝0.125；
＝＝299.75 MPa≤400 MPa
滿足雙向交變載荷。
二軸一擋齒輪：
＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.153；＝4；＝59；
＝＝762.65 MPa≤850 MPa
倒擋軸齒輪：
＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.146；＝4；＝35；
＝＝799.21 MPa≤850 MPa
二軸倒擋齒輪：
＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.156；＝4；＝53；
＝＝747.98 MPa≤850 MPa
中間軸二擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.136；＝5；＝21；＝0.985；
＝＝182.18 MPa≤250MPa
二軸二擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.152；＝5；＝38；＝0.985；
＝＝163.00 MPa≤250MPa
中間軸三擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.146；＝5；＝29；＝0.942；
＝＝120.84 MPa≤250MPa
二軸三擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.146；＝5；＝29；＝0.942；
＝＝120.84 MPa≤250MPa
中間軸常嚙合齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.155；＝5；＝35；＝0.893；
＝＝89.40 MPa≤250MPa
一軸常嚙合齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.138；＝5；＝20；＝0.893；
＝＝100.41 MPa≤250MPa
中間軸五擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.152；＝5；＝37；＝0.860；
＝＝83.05 MPa≤250MPa
二軸五擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.136；＝5；＝16；＝0.860；
＝＝92.82 MPa≤250MPa
②齒輪接觸應力校核：
一擋齒輪、：
＝＝15798.6111N
＝＝＝16807.0331N
＝；＝32
＝
＝＝
＝
＝1415.58 MPa
二擋齒輪、：
＝＝10378.33N
＝＝＝11524.81899N
＝；＝32
＝
＝＝
＝
＝992.63MPa
三擋齒輪、：
＝＝7389.83N
＝＝＝8345.564N
＝；＝32
＝
＝＝
＝
＝795.61MPa
五擋齒輪、：
＝＝5287.838N
＝＝＝6541.116N
＝；＝32
＝
＝＝
＝
＝699.98MPa
常嚙合齒輪、：
＝＝5804.50N
＝＝＝6914.894N
＝；＝32
＝
＝＝
＝
＝713.374MPa
符合要求。
3.7本章小結(jié)
本章首先簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，并通過設計參數(shù)計算出齒輪的齒數(shù)，以及齒輪的各項基本參數(shù)。然后對齒輪的強度進行校核，對齒輪的彎曲強度和接觸強度進行校核，使齒輪滿足工作強度要求。
第4章 變速器軸設計計算
4.1 變速器軸設計
變速器軸在工作時，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。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關(guān)剛度和強度方面的驗算。
4.2初選軸的直徑
在已知中間軸式變速器中心距時，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承間距離的比值；對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，=0.18～0.21。
第一軸花鍵部分直徑可按下式初選：
式中: ―經(jīng)驗系數(shù)，；
―發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m；
中間軸的最大直徑0.45A66（mm），
支承之間的長度==366.7～412.5 取385（mm）；
第二軸的最大直徑0.45A ，為滿足校核要求，取78（mm），
支承之間的長度==371.43～433.3 取376（mm）；
第一軸花鍵部分直徑= 取42（mm）。
4.3 軸的結(jié)構(gòu)形狀
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)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。
中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。
4.4 軸的強度和剛度的計算
4.4.1 計算各軸上齒輪的圓周力與徑向力與軸向力
發(fā)動機最大扭矩為650N·m。
一軸常嚙合齒輪：
中間軸常嚙合齒輪：
二軸五擋齒輪：
中間軸五擋齒輪：
二軸三擋齒輪：
中間軸三擋齒輪：
二軸二擋齒輪：
中間軸二擋齒輪：
二軸一擋齒輪：
中間軸一擋齒輪：
倒擋軸齒輪：
中間軸倒擋齒輪：
4.4.2 軸的剛度驗算
對齒輪工作影響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[2]。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。
初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。擋位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個擋位都進行驗算。驗算時，將軸看作鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應取。
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學》的有關(guān)公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4.1所示時，軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計算：
（4.1）
（4.2）