《汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)（機(jī)械CAD圖紙）》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)（機(jī)械CAD圖紙）（60頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、本科機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)論文CAD圖紙 QQ 401339828 摘 要 汽車(chē)變速器是汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的主要組成部分，主要作用是將發(fā)動(dòng)機(jī)的矩經(jīng)過(guò)改變后傳遞給主減速器。改變傳動(dòng)比擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速范圍，來(lái)適應(yīng)不同的行駛條件。設(shè)置空檔用來(lái)中斷動(dòng)力傳遞，設(shè)置倒檔，使汽車(chē)能夠倒退行駛。 文中闡述輕型商用車(chē)HD1050的變速器設(shè)計(jì)，是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車(chē)型的變速器作為設(shè)計(jì)原型，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車(chē)速、最大爬坡度等條件下，自己獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是根據(jù)已知參數(shù)進(jìn)行各檔位傳動(dòng)比的選擇確定、齒輪參數(shù)的選擇、二軸及中間軸的選擇計(jì)算、軸承

2、的選擇等。 文中對(duì)變速器的主要參數(shù)進(jìn)行了驗(yàn)證，包括齒輪強(qiáng)度的校核、變速器軸度和剛度的校核、軸承壽命的驗(yàn)算等。計(jì)算結(jié)果表明整體性能滿足要求。 關(guān)鍵詞 變速器；中間軸；設(shè)計(jì)；傳動(dòng)比；齒輪  Abstract Auto transmission is the main component of the transmission agent, it’s main effect is to transfer the torque from engine to the primary retarder, and in which process the t

3、orque is changed, is to expand the scope and speed to adapt different driving conditions by changing gear ratio. We set up the neutral position to interrupt the power transmission, set up the reverse position, so the vehicle can drive back. This paper elaborates on the transmission design of Light

4、 Truck CA1050, Which use the existing production as a design prototype. It have finished an independent design to meet the requirements of the three-axle five positioned transmission, in the condition of given engine output torque and rotate speed.,vehicle maximum speed and highest gradient. In the

5、 design, the major content is the choice and determine of every position ratio, the choice of gear parameters, the choice and the calculate of the intermediate axle and the output axle, the choice of bearings, basing on the known parameters. The main parameters of transmission have been checked, in

6、cluding the strength of geares, the transmission shafts’ strength and stiffness , bearing life. The results show that the whole performance meet the requirement Key words Transmission;Intermediate Axle; Design ;Gear ratio; Gear 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況和發(fā)展

7、方向 1 第2章 傳動(dòng)方案及零部件結(jié)構(gòu)分析 3 2.1 變速器的基本設(shè)計(jì)要求 3 2.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 3 2.2.1 倒檔布置方案 3 2.2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 4 2.3 本章小結(jié) 7 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算 8 3.1 擋數(shù)的選擇 8 3.2 傳動(dòng)比的確定 8 3.3 中心距A的確定 10 3.4 外形尺寸的初選 10 3.5 齒輪參數(shù)選擇 11 3.5.1模數(shù) 11 3.5.2壓力角α 12 3.5.3 螺旋角β 12 3.5.4尺寬b 13 3.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 14 3.7 變速器齒輪的變位

8、 18 3.8 本章小結(jié) 20 第4章 齒輪與軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 21 4.1 齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算 21 4.1.1齒輪材料的選擇原則 21 4.1.2各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 21 4.1.3齒輪強(qiáng)度計(jì)算 22 4.2 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 28 4.2.1軸的工藝要求 29 4.2.2初選軸的直徑 29 4.2.3軸最小直徑的確定 30 4.2.4軸的強(qiáng)度計(jì)算 31 4.3 軸承的選擇與校核 35 4.3.1一軸軸承的選擇與校核 35 4.3.2中間軸軸承的選擇與校核 37 4.4 本章小結(jié) 38 第5章 變速器同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇 39 5.1 同步器 39

9、5.1.1同步器工作原理 39 5.1.2慣性同步器 39 5.2 操縱機(jī)構(gòu)的選擇 42 5.2.1概述 42 5.2.2典型操縱換檔機(jī)構(gòu) 42 5.3 變速器殼體的設(shè)計(jì) 43 5.4 本章小結(jié) 44 結(jié) 論 45 致 謝 46 附錄1 譯文 48 附錄2 英文參考資料 49 -6- 第1章 緒論 1.1 概述 輕型貨車(chē)主要從事城市市區(qū)或農(nóng)村間中短途距離運(yùn)輸?shù)慕煌üぞ撸哂袡C(jī)動(dòng)靈活、快捷方便的優(yōu)勢(shì)，特別是在運(yùn)輸噸位不大且距離又比較近時(shí)，輕型貨車(chē)便發(fā)揮出巨大優(yōu)勢(shì)。近幾年來(lái)隨著我國(guó)城市規(guī)模的不斷擴(kuò)大，城市市區(qū)間越

10、來(lái)越需要輕型貨車(chē)。變速器是汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的組成部分，它直接影響汽車(chē)的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，是汽車(chē)的重要部件之一。 本設(shè)計(jì)是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車(chē)型的變速器作為設(shè)計(jì)原型，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車(chē)速、最大爬坡度等條件下，自己獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計(jì)的重點(diǎn)部分是檔位傳動(dòng)比的選擇及計(jì)算依據(jù)、齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算及校核、二軸及中間軸的強(qiáng)度校核等。 通過(guò)查閱圖書(shū)館電子資源和館藏圖書(shū)，了解變速器研究領(lǐng)域的最新發(fā)展動(dòng)向；閱讀關(guān)于變速器設(shè)計(jì)方面的書(shū)籍，學(xué)習(xí)變速器設(shè)計(jì)的過(guò)程、步驟、方法和經(jīng)驗(yàn)教訓(xùn)，解決設(shè)計(jì)過(guò)程中遇到的自己不能解決的問(wèn)題；去實(shí)驗(yàn)室動(dòng)手拆裝此類(lèi)

11、型的變速器，了解變速器的結(jié)構(gòu)與工作原理進(jìn)行變速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算。 此次輕型貨車(chē)的變速器設(shè)計(jì)將基本滿足輕型貨車(chē)的使用要求，通過(guò)對(duì)變速器的分析、方案選擇、設(shè)計(jì)計(jì)算和整理，能達(dá)到了預(yù)期的效果，完成此次畢業(yè)設(shè)計(jì)。畢業(yè)設(shè)計(jì)是對(duì)自己大學(xué)四年所學(xué)知識(shí)進(jìn)行系統(tǒng)的綜合運(yùn)用，通過(guò)此次設(shè)計(jì)，了解了變速器設(shè)計(jì)的基本過(guò)程和在設(shè)計(jì)過(guò)程中應(yīng)該注意的問(wèn)題，學(xué)會(huì)了設(shè)計(jì)的過(guò)程和方法。 1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況和發(fā)展方向 變速器作為汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車(chē)技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技

12、進(jìn)步推動(dòng)了變速器技術(shù)的發(fā)展。目前國(guó)內(nèi)外的變速器主要向著自動(dòng)變速器方向發(fā)展，自動(dòng)變速器在實(shí)際中所占的比例越來(lái)越大，目前有一半以上的轎車(chē)和部分重型載貨汽車(chē)上使用的是自動(dòng)變速器。變速器作為汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車(chē)技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器技術(shù)的發(fā)展。 根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。 根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變

13、速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，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(chē)上，中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。目前自動(dòng)變速器得到廣泛的應(yīng)用。 變速器技術(shù)的發(fā)展動(dòng)向如下： （1）節(jié)能與環(huán)境保護(hù)。變速器的節(jié)能與環(huán)境保護(hù)既包括傳動(dòng)系本身的節(jié)能與環(huán)境保護(hù)，也包括發(fā)動(dòng)機(jī)的節(jié)能與保護(hù)。因此研究高效率的傳動(dòng)副來(lái)節(jié)約能源，采用零污染的工作介質(zhì)或潤(rùn)滑油來(lái)避免環(huán)境污染，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的特性和行駛工況來(lái)設(shè)計(jì)變速器，使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳狀態(tài)，以保證汽車(chē)在最高傳動(dòng)效率和最低污染物排放區(qū)運(yùn)行； （2）應(yīng)用新型材料。材料科學(xué)與技術(shù)是21世紀(jì)重點(diǎn)發(fā)展的科學(xué)

14、技術(shù)領(lǐng)域。各種新型材料在變速器中的應(yīng)用已經(jīng)推動(dòng)了汽車(chē)技術(shù)的發(fā)展和性能的提高。 （3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪聲、長(zhǎng)壽命、重量輕、體積小、低成本一直以來(lái)是變速器的發(fā)展方向； （4）智能化、集成化。變速器智能化、集成化是信息、電子集成技術(shù)和控制技術(shù)與變速器技術(shù)的結(jié)合。其特點(diǎn)是根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的特性和汽車(chē)的行駛工況，通過(guò)計(jì)算機(jī)智能控制，實(shí)現(xiàn)對(duì)變速器傳動(dòng)比的實(shí)時(shí)控制，使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳狀態(tài)。將變速器智能化，并且普及到大眾化的汽車(chē)上。這樣的汽車(chē)可以依據(jù)駕車(chē)者的性情、路面的狀況、車(chē)身的負(fù)荷乃至周邊環(huán)境等多種因素，挑選最適合的功能，實(shí)現(xiàn)智能化駕駛，以充分發(fā)揮車(chē)輛的性能，

15、降低油耗，確保安全。變速器的發(fā)展使汽車(chē)好像有了人的智慧它根據(jù)外界路面的變化，經(jīng)過(guò)計(jì)算，代替人作出準(zhǔn)確聰明的決斷。 隨著科技的發(fā)展和汽車(chē)工業(yè)的不斷向前進(jìn)步，汽車(chē)自動(dòng)變速器會(huì)越來(lái)越多的得到使用。 第2章 傳動(dòng)方案及零部件結(jié)構(gòu)分析 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，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種工況下，使汽車(chē)獲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。變速器設(shè)有倒檔，使汽車(chē)獲得倒退行駛能力。變速器設(shè)有空檔，可在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)、汽車(chē)滑行或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪工作。 2.1 變速器的基本設(shè)計(jì)要求 變速器在汽車(chē)底盤(pán)中具有很重要的作用，它的好壞

16、直接決定汽車(chē)的使用壽命和經(jīng)濟(jì)性，因此變速器的設(shè)計(jì)必須滿足以下要求： （1）保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性； （2）設(shè)置空檔，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸； （3）設(shè)置倒檔，使汽車(chē)能倒退行駛； （4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置； （5）換檔迅速、省力、方便； （6）工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； （7）變速器應(yīng)有高的工作效率； （8）變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 2.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 2.2.1 倒檔布置方案 圖2.1為常見(jiàn)的倒檔布置方案。圖2.1b方案的優(yōu)

17、點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難。圖2.1c方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理。圖2.1d方案對(duì)2.1c的缺點(diǎn)做了修改。圖2.1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖2.1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便。為了縮短變速器軸向長(zhǎng)度，倒檔傳動(dòng)采用圖2.1g所示方案。缺點(diǎn)是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 本設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際車(chē)型，在給定的任務(wù)書(shū)中已經(jīng)確定是中間軸式變速器，全部齒輪為常嚙合齒輪，所以綜合考慮，本身設(shè)計(jì)選擇圖2.1（b）形式進(jìn)行設(shè)計(jì)。

18、 圖2.1 倒檔布置方案 2.2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 1、齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。 2、換擋機(jī)構(gòu) 變速器換檔機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換檔，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，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。 常嚙合齒輪可用移

19、動(dòng)嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過(guò)早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車(chē)變速器上應(yīng)用。 使用同步器能保證換擋迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車(chē)的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程小。 通過(guò)比較本設(shè)計(jì)所有擋選用同步器換檔。 3、典型的操縱機(jī)構(gòu)及其互鎖裝置 圖2.5為典型的操縱機(jī)構(gòu)圖 定

20、位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動(dòng)嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機(jī)構(gòu)。 互鎖裝置是保證移動(dòng)某一變速叉軸時(shí)，其他變速叉軸互被鎖住，下面介紹幾種常見(jiàn)的機(jī)構(gòu)： （1）互鎖銷(xiāo)式 圖2.7是汽車(chē)上用得最廣泛的一種機(jī)構(gòu)，互鎖銷(xiāo)和頂銷(xiāo)裝在變速叉軸之間，用銷(xiāo)子的長(zhǎng)度和凹槽來(lái)保證互鎖。 圖2.6，a為空檔位置，此時(shí)任一叉軸可自由移動(dòng)。圖2.6，b,c,d為某一叉軸在工作位置，而其他叉軸被鎖住。 圖2.6 互鎖銷(xiāo)式工作原理 （2）擺動(dòng)鎖塊式 圖2.7為擺動(dòng)鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu)工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動(dòng)，操縱桿的撥頭置

21、于鎖塊槽內(nèi)，此時(shí)，鎖塊的一個(gè)或兩個(gè)突起部分A檔住其他兩個(gè)變速叉軸槽，保證換檔時(shí)不能同時(shí)掛入兩檔。 （3）轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式 圖2.9為與上述鎖塊機(jī)構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉(zhuǎn)動(dòng)。選檔時(shí)操縱桿轉(zhuǎn)動(dòng)鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時(shí)鉗形板的一個(gè)或兩個(gè)鉗爪抓住其它兩個(gè)變速叉，保證互鎖作用。上海SH-130型載重汽車(chē)的變速器互鎖機(jī)構(gòu)就采用這種型式。 圖2.7 擺動(dòng)鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu) 圖2.8 轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式互鎖機(jī)構(gòu) 上述操縱機(jī)構(gòu)用于長(zhǎng)頭駕駛室時(shí)期車(chē)上，為操縱桿由駕駛一室底板伸出的直接操縱機(jī)構(gòu)。 對(duì)于平頭駕駛室汽車(chē)，輕型載重汽車(chē)或小客車(chē)所采

22、用的遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)（操縱桿在方向盤(pán)下），要加上一套聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)。這種機(jī)構(gòu)應(yīng)有足夠的剛性，并保證各連接件在靈活轉(zhuǎn)動(dòng)情況下，其間隙不能過(guò)大，否則會(huì)使換檔手感不明顯。 為改善操縱輕便性，在小客車(chē)或重型載重汽車(chē)上的采用電磁、電力和液力控制，因其結(jié)構(gòu)復(fù)雜并需要?dú)庠椿蛞簤涸?，在載重汽車(chē)上一般很少采用。 本次設(shè)計(jì)采用互鎖銷(xiāo)式互鎖裝置。 4、變速器軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。 第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑

23、系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。 滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。 本設(shè)計(jì)中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側(cè)用圓錐滾子軸承，一軸用球軸承。 2.3 本章小結(jié) 本章主要是對(duì)變速器傳動(dòng)方案進(jìn)行選取和分析，選擇中間軸式變速器為設(shè)計(jì)對(duì)象并且對(duì)零部件的結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析和選取，選擇合適的齒輪形式、換檔機(jī)構(gòu)和軸承進(jìn)行變速器的設(shè)計(jì)。本章主要是從總體上進(jìn)

24、行變速器傳動(dòng)方案及零部件結(jié)構(gòu)分析確定。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算 本次設(shè)計(jì)是在已知主要整車(chē)參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，已知的CA1051K26L4整車(chē)主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所示。 表3.1 CA1051K26L4整車(chē)主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 88kw 車(chē)輪型號(hào) 7.50-R16 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 300N.m 主減速器傳動(dòng)比 5.43 最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速 2100r/min 最高車(chē)速 90km/h 總質(zhì)量 5000kg 后軸載荷 3255kg 3.1 擋數(shù)的選擇 增加

25、變速器的檔數(shù)能夠改善汽車(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換檔頻率也增高。 在最低檔傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動(dòng)比比值減小，使換檔工作容易進(jìn)行。 檔數(shù)選擇的要求： （1）相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下； （2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 目前，轎車(chē)一般用4～5個(gè)檔位變速器，貨車(chē)變速器采用4～5個(gè)檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車(chē)和越野汽車(chē)。 傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、汽車(chē)的最高車(chē)速和使用條件等

26、因素有關(guān)。目前轎車(chē)的傳動(dòng)比范圍在3～4之間，輕型貨車(chē)在5～6之間，其它貨車(chē)則更大。 文中設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際，變速器選用5檔變速器，最高檔傳動(dòng)比為1。 3.2 傳動(dòng)比的確定 速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低檔傳動(dòng)比與最高檔傳動(dòng)傳動(dòng)比的比值。 1、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 一檔傳動(dòng)比應(yīng)該滿足最大驅(qū)動(dòng)力能夠克服汽車(chē)輪胎與路面的滾動(dòng)阻力及最大爬坡阻力， （3.1） （3.2） 式中： ——最大轉(zhuǎn)矩， ——車(chē)輪半徑,由已知輪胎規(guī)格R16（8級(jí)）可知

27、道為320.47mm； ——主減速器傳動(dòng)比， ——傳動(dòng)系傳動(dòng)效率 mg——汽車(chē)重力，mg=54559.8； 代入公式（3.2）得到： =3.103 根據(jù)車(chē)輪與路面的附著條件則： （3.3） （3.4） 在0,5~0.6之間取0.55，=31899N 代入式（3.3）得到：=4.5298 所以 由于本車(chē)為輕型車(chē)且無(wú)超速檔，一檔初選傳動(dòng)比取4.2。 2、其他各擋傳動(dòng)

28、比初選 各檔傳動(dòng)比為等比分配 [6] ，則： 3.3 中心距A的確定 由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據(jù)以下的經(jīng)驗(yàn)公式（3.5）計(jì)算[7] 。 （3.5） 式中： ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，商用車(chē)=8.6-9.6； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距=300（N.m）； ——變速器一檔傳動(dòng)比為4.2； ——變速器傳動(dòng)效率，取96%。 將各參數(shù)代入式（3.4）得到： （8.6~9.6）=（8.6~9.6）10

29、.7=92.02~102.7mm 貨車(chē)的變速器中心距在92～102.7mm范圍內(nèi)變化，初取A=96mm。 3.4 外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過(guò)渡）齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 影響變速器的殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。 商用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參考表3.2數(shù)據(jù)選用： 表3.2 商用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸 四檔 （2.2～2.7） 五檔 （2.7～3.0） 六檔 （3.2～3.5） 為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為2.9=278.4mm。 3.5 齒輪

30、參數(shù)選擇 3.5.1模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則： （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)該選用一種模數(shù)； （4）從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對(duì)于轎車(chē)，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。 對(duì)于貨車(chē)，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表3.3： 表3.3 變速器齒輪的法向模數(shù) 微型、普通級(jí)轎車(chē) 中級(jí)轎車(chē) 中型貨車(chē) 重型貨車(chē)

31、 2.25～2.75 2.75～3.00 3.5～4.5 4.5～6.0 選用時(shí)，優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的盡量不要用，表3.4為國(guó)標(biāo)GB/T1357—1987，可參考表3.4進(jìn)行變速器模數(shù)的選擇。 表3.4 變速器常用的齒輪模數(shù) 第一系列 1 1.25 1.5 — 2.00 — 2.50 — 3.00 —— — 第二系列 — — — 1.75 — 2.25 — 2.75 — （3.25） 3.5 表中數(shù)據(jù)摘自（GB/T1357——1987） 綜合考慮文中設(shè)計(jì)由于是輕型車(chē)，變速器倒檔模數(shù)取3.5mm；其他各檔為3.0mm

32、。 3.5.2壓力角α 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。 對(duì)于轎車(chē)，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。對(duì)貨車(chē)，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。 本變速器是采取了《重要輕型汽車(chē)變速器的新技術(shù)》主要內(nèi)容是，在保證齒輪的強(qiáng)度要求之下，盡量將模數(shù)減小。這樣就明顯提高了齒輪的重合度，從而減小了沖擊載荷和噪聲。 3.

33、5.3 螺旋角β 齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗(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。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強(qiáng)度來(lái)著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角值。 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖3.1所示：  圖3.1 中間軸軸向力的平衡 欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸

34、向力平衡，須滿足下述條件： （3.6） （3.7） 為使兩軸向力平衡，必須滿足： （3.8） 式中： ——作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力； ——作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力； ——齒輪1、2的節(jié)圓半徑； T——中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 貨車(chē)變速器的螺旋角為：18～26，一檔齒輪的螺旋角取下限 3.5.4尺寬b 齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工

35、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。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(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，使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)m（）的大小來(lái)選定齒寬b, 式中： ——齒寬系數(shù)，斜齒為6.0～8.5。 3.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動(dòng)及各部件如圖3.2所示： 圖3.2 CA10501K

36、26L4變速器傳動(dòng)示意圖 1—一軸常嚙合齒輪 2—中間軸常嚙合齒輪 3—第二軸四擋齒輪 4—中間軸四擋齒輪 5—第二軸三擋齒輪 6—中間軸三擋齒輪 7—第二軸二擋齒輪 8—中間軸二擋齒輪 9—第二軸一擋齒輪 10—中間軸一擋齒輪11—第二軸倒擋齒輪 12—中間軸倒擋齒輪 13—惰輪 1、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 一檔傳動(dòng)比為： 如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動(dòng)比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和， ——一檔齒數(shù)和，直齒 斜齒

37、 （3.9） 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時(shí)，對(duì)軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。貨車(chē)可在12～17之間選取，本設(shè)計(jì)取=16，初選，， 代入公式（3.6）得到： 取整得58，則。 2、對(duì)中心距A進(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整使中心距有了變化，所以要根據(jù)取定的齒數(shù)和和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距A，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 （3.10） 將各已知條件代入式（3.10）

38、得到： mm，取整為96mm。 3、常嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)確定 （3.11） 而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： （3.12） 已知各參數(shù)如下： 代入式（3.12）得到： 取整： ， 4、二檔齒數(shù)的確定 已知： 由式子：

39、 （3.13） （3.14） （3.15） 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： （3.16） 聯(lián)解上述（3.13），（3.14），（3.15）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法。解得結(jié)果如下： ， 5、三檔齒數(shù)的確定 已知： 由式子

40、 （3.17） （3.18） （3.19） 聯(lián)解上式（3.17），（3.18），（3.19）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法，解得： 6、 四檔齒數(shù)的確定 已知： 由式子 （3.20）

41、 （3.21） （3.22） 聯(lián)解上述（3.20），（3.21），（3.22）三個(gè)式子，可采用比較方便的試湊法，解得： 7、 倒檔齒數(shù)的確定 初選 （22-23）之間，小于取為14， 中間軸與倒檔軸之間的距離的確定： 取整6

42、3mm。 為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪11和齒輪頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙。則齒輪11的齒頂圓直徑De11為： De11=129.92mm Z11=35.12 取整為Z11=35 二軸與倒檔軸之間的距離確定： mm 取整100mm。 3.7 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因： （1）配湊中心距； （2）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命； （3）降低齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類(lèi)：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(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

43、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： （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)于變速器中除去一、二檔以外的其它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)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本設(shè)計(jì)采用角度變位

44、來(lái)調(diào)整中心距。 1、一檔齒輪的變位 已知條件： ， 由計(jì)算公式，代入得到： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到： 1、 其余齒輪的變位，計(jì)算過(guò)程同上，計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表3.5 表3.5 變速器各齒輪的變位系數(shù) 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 倒檔齒輪 變位系數(shù) 0.1 0.13 0.023 0.009 0.021 0.011 -0.103 -0.083 0.0

45、46 0.309 -0.22 3.8 本章小結(jié) 本章主要是對(duì)變速器齒輪各參數(shù)進(jìn)行選取，包括模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬等。在選定合適的參數(shù)條件下進(jìn)行變速器齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算，計(jì)算出常嚙合齒輪的齒數(shù)、中心距、各前進(jìn)檔的齒輪齒數(shù)及倒檔齒數(shù)等，使其達(dá)到本次設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)要求。對(duì)變速器齒輪進(jìn)行變位計(jì)算以便為下一步的變速器齒輪強(qiáng)度校核提供數(shù)據(jù)。 第4章 齒輪與軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算 變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、移動(dòng)換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。 4.1.1齒輪材料的選擇原則 1、

46、滿足工作條件的要求 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。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)硬度≤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30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。 3、考慮加工、工藝及熱處理工藝 常嚙合齒輪因其傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，并且一直參與傳動(dòng)，所以磨損較大，應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20GrMnTi材料滲碳后淬火，硬度為58～62HRC。大齒輪用

47、40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為48～55HRC。一檔傳動(dòng)比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強(qiáng)度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi滲碳后淬火，硬度為56～62HRC，大齒輪40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為46～55HRC；其余各檔小齒輪均采用40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為48～55HRC，大齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為40～50HRC。 4.1.2各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 一軸轉(zhuǎn)距 中間軸轉(zhuǎn)矩 二軸各檔轉(zhuǎn)距： 一檔齒輪Nm； 二檔齒輪Nm； 三檔齒輪Nm； 四檔齒輪Nm； 倒檔軸： 二軸倒檔齒輪：

48、4.1.3齒輪強(qiáng)度計(jì)算 1、 斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （4.1） 式中： ——圓周力（N），； ——計(jì)算載荷（Nmm）； ——節(jié)圓直徑（mm）； ——法向模數(shù)（mm）;為斜齒輪螺旋角； ——應(yīng)力集中系數(shù)，； ——齒面寬（mm）； ——法向齒距，； ——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖（圖4.1）中查得； ——重合度影響系數(shù)， 將上述有關(guān)參數(shù)代入（4.1），整理得到：

49、 （4.2） 圖4.1 齒型系數(shù)圖 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車(chē)可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。斜齒輪對(duì)貨車(chē)為100～200MPa。 （1）一檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核 已知參數(shù)： Nm,Nm 查齒形系數(shù)圖4.1得：； 代入公式（4.2）得： MPa MPa 對(duì)于貨車(chē)當(dāng)計(jì)算載荷取變速器第一軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)，其許用應(yīng)力應(yīng)該小于250Mpa，，均小于250Mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 （2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)

50、度校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核方法與一檔齒輪相同其計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表4.1： 表4.1各檔齒輪的彎曲強(qiáng)度校核 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 彎曲應(yīng)力MPa 218.58 198.71 232.1 233.48 221.90 222.00 228.19 230.00 各齒輪的彎曲應(yīng)力均小于250MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 2、倒檔齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （4.3） 式中： ——彎曲應(yīng)力；

51、 ——應(yīng)力集中系數(shù)，為1.5； ——計(jì)算載荷（Nmm）； ——節(jié)圓直徑（mm）； ——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪為1.1，從動(dòng)齒輪為0.9； ——齒寬（mm）； ——端面齒數(shù)（mm），，為模數(shù)； ——齒形系數(shù)； 查齒形系數(shù)圖4.1得：； 代入公式（4.3）得： MPa 當(dāng)計(jì)算載荷取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，倒檔直齒輪的許用彎曲應(yīng)力在400-850之間，在許用范圍內(nèi)，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 3、斜齒齒輪輪齒接觸應(yīng)力 （4.4） 式中： ——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）； F

52、 ——齒面上的法向力（N），； F1 ——圓周力（N），； ——計(jì)算載荷（Nmm）； ——節(jié)圓直徑（mm）； ——節(jié)點(diǎn)處壓力角； ——齒輪螺旋角； E ——齒輪材料的彈性模量（MPa）； ——齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）； ——主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪； ——主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)下表4.2 ： 表4.2 變速器的許用接觸應(yīng)力 齒輪 MPa 滲碳齒輪 液體滲氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900——2000 950——100

53、0 常嚙合齒輪和高檔 1300——1400 650——700 （1） 一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知條件： ， Nmm,Nmm N, N mm 將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得： ，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 （2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核的方法同上，校核計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表4.3： 表4.3各齒輪的接觸應(yīng)力 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 接觸應(yīng)力（MPa） 894.05 89

54、4.05 1073.67 1072.13 983.55 999.785 915.157 922.77 各齒輪的接觸應(yīng)力均小于1300——1400 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 4、直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知條件： Nm 將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得到： N N N MPaMPaMPa ，，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 4.2 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)該

55、有足夠強(qiáng)的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(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、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，其剛度的大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。 4.2.1 軸的工藝要求 第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面粗糙度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光粗糙度不能過(guò)低。 對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。

56、本設(shè)計(jì)經(jīng)過(guò)綜合考慮中間軸選用齒輪軸,材料與齒輪一樣為20CrMnTi。 4.2.2 初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器中心距A時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑d為0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離的比值：對(duì)中間軸，對(duì)第二軸，。第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選： （4.5） 式中： K——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)K=4.0-4.6； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距（Nmm）。 第二軸和中間軸中部直徑=0.45mm 的取值： 中間軸長(zhǎng)度初選： mm mm 第二軸長(zhǎng)度初選： mm mm 第一軸長(zhǎng)

57、度初選： mm mm mm mm 取160mm。 4.2.3軸最小直徑的確定 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算，對(duì)實(shí)心軸，其強(qiáng)度條件為： （4.6） ——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩Nmm，=300Nm； ——軸的抗扭截面模量(mm3)； ——軸傳遞的功率（kw），=88kw； ——軸的轉(zhuǎn)速，=3600； ——軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa），見(jiàn)4.3表： 表4.3 軸常用集中材料的及A值 軸的材料 Q235-A，20 Q237，35 （1C,18Ni9Ti） 45 40Cr

58、,35SiMn,38SiMnMo, 3Cr12,20CrMnTi /MPa 15-25 20-35 25-45 35-55 A 149-126 135-112 126-103 112-97 由式4.5得到軸直徑的計(jì)算公式： （4.7） 對(duì)中間軸為合金鋼則A查表得為100；P為88kw；。 代入式（4.7）得取為35mm。 二軸為查表得為110；P為88kw；代入式（4.6）得mm取為45mm。 4.2.4軸的強(qiáng)度計(jì)算 軸的受力如圖4.2所示：

59、 圖4.2變速器受力圖 1、 軸的撓度驗(yàn)算 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)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(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3 所示時(shí)，若軸在垂直面內(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(jì)算： （4.8）

60、 （4.9） （4.10） 式中： ——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（N）； ——彈性模量（MPa），=2.1105 MPa； ——慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，； ——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；、為齒輪上的作用 力距支座A、B的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15m

61、m。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。 與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過(guò)青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。 第二軸軸上受力分析如圖4.5所示。 圖4.5變速器的撓度和轉(zhuǎn)角 （1） 變速器在一檔工作時(shí)二軸和中間軸的剛度 第一軸軸上受力分析如圖4.5所示。 N N N 中間軸軸上受力分析如圖4.5所示。 N N N N N N N N N 二軸軸剛度校核： 將各已知參數(shù)代入公式（4.8

62、）得到： N,mm,mm,mm,mm 各已知參數(shù)代入公式（4.9），（4.10）得到： mm mm rad 所以變速器二軸在一檔工作時(shí)滿足剛度要求。 同理：變速器在一檔時(shí)中間軸符合剛度要求 變速器二軸在二檔工作時(shí)滿足剛度要求。 變速器在二檔時(shí)中間軸符合剛度要求。 變速器二軸在三檔工作時(shí)滿足剛度要求。 變速器在三檔時(shí)中間軸符合剛度要求。 變速器二軸在四檔工作時(shí)滿足剛度要求。 4.3 軸承的選擇與校核 軸承的使用壽命可按汽車(chē)以平均速度行駛至大修前的總行駛

63、里程S來(lái)計(jì)算，對(duì)于汽車(chē)軸承壽命的要求是轎車(chē)30萬(wàn)公里，貨車(chē)和大客車(chē)25萬(wàn)公里。 ，式子中，h 4.3.1一軸軸承的選擇與校核 （1）初選軸承型號(hào)根據(jù)軸承處直徑選擇6208型號(hào)軸承，查得： KN，KN （2）計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P 當(dāng)變速器在一檔工作時(shí)軸承受到的力分別為： N，N，N， 查《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到， ，查《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到，， 當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算 （4.12） 將各已知參數(shù)代入式（4.12）： 在1.2到1.8之間取，取為1.3， 軸承壽

64、命計(jì)算公式為： （4.13） 將個(gè)已知參數(shù)代入式（4.13）得到： h 對(duì)于汽車(chē)軸承壽命的要求是轎車(chē)30萬(wàn)公里，貨車(chē)和大客車(chē)25萬(wàn)公里。 ，式子中，h。 如表4.14所示，變速器各檔位相對(duì)工作使用率為： 表4.14 五檔變速器各檔位相對(duì)工作使用率 車(chē)型 檔 位 數(shù) 最高檔 傳動(dòng)比 /% 變速器檔位 貨車(chē) Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 5 1 1 3 5 16 75 5 <1 1 3 12 64 20 所

65、以所選軸承滿足設(shè)計(jì)要求。 當(dāng)變速器在四檔工作時(shí)軸承受到的力分別為： N，N 查《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到， ，查表《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到 當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算代入式（4.12）： 在1.2到1.8之間取，取為1.3， 將個(gè)已知參數(shù)代入式（4.13）得到： 對(duì)于汽車(chē)軸承壽命的要求是轎車(chē)30萬(wàn)公里，貨車(chē)和大客車(chē)25萬(wàn)公里。本設(shè)計(jì)為貨車(chē)，，式子中，h。 =606.08所以軸承符合要求。 4.3.2中間軸軸承的選擇與校核 （1） 初選軸承型號(hào)根據(jù)中間軸裝軸承處軸直徑選擇32207型號(hào)軸承，查得 KN，KN，， 軸承受力為：

66、 N，N， N，N 軸承內(nèi)部軸向力為： N，N， 假設(shè)左側(cè)為1，右側(cè)為2， N，N， 所以： N，N 左側(cè)，則 代入式（4.12）得： 在1.2到1.8之間取，取為1.3， 代入式（4.13）得到： h =606.08 所以滿足使用要求。 同理：中間軸右側(cè)和二軸軸承同樣滿足使用要求。 4.4 本章小結(jié) 本章主要是對(duì)變速器的齒輪和軸進(jìn)行材料的選擇。據(jù)不同檔位，不同扭矩的條件下進(jìn)行齒輪的接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度的校核，以及各軸在不同扭矩作用下剛度和強(qiáng)度的校核，次還對(duì)各軸的軸承進(jìn)行了選取和壽命計(jì)算，使齒輪，軸和軸承滿足使用要求。本章設(shè)計(jì)是變速器設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)中計(jì)算量最大的一部分，涉及到許多的專(zhuān)業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)，而且變速器的能不能滿足許用要求也必修進(jìn)行強(qiáng)度校核這一關(guān)鍵步驟。 第5章 變速器同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇 5.1 同步器 同步器是變速器換檔機(jī)構(gòu)的主要部件，能保證汽車(chē)穩(wěn)定換檔，防止齒輪的撞擊損壞。同步器有常壓式、慣性式和增力式三種?，F(xiàn)