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1、 3/24 SouthChinaUniversityofTechnology 汽車設(shè)計課程設(shè)計 ——變速器設(shè)計 學(xué)院機(jī)械與汽車工程學(xué)院 指導(dǎo)教師 學(xué)生姓名SanityShaw 學(xué)號 提交日期2011年7月8日 目錄 L概 2中間軸式變速器設(shè)計 2.1 傳動方案和零部件方案的確定一4 1 .1.1傳動方案初步確定4 2 .L2零部件結(jié)構(gòu)方案5 2.2 主要參數(shù)的選擇和計算 2.2.1 先確定最小傳動比6 2.2.2 確定最大傳動比.7 2.2.3 擋位數(shù)確定8 2.2.

2、4 中心距A9 225外形尺寸設(shè)計9 2.2.6 齒輪參數(shù)10 15 3變速器的設(shè)計計算 30輪齒設(shè)計計算 15 18 3.1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計算. 3.1.2 輪齒接觸應(yīng)力…,… 3.2軸設(shè)計計算20 3.2.1 軸的結(jié)構(gòu)20 3.2.3 軸的校核21 1 .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)動機(jī)的拉 矩和轉(zhuǎn)速，使汽乍具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)匚作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機(jī)和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是:

3、 (1) .應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù) 汽車載重量、發(fā)動機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇今理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求° (2),工作可靠，操縱輕便Q汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)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(qiáng)度,提高行駛安全性,操縱輕便的要求II益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣功換檔或自動、半門 動換檔來實現(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

4、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)亩椿投伎梢蕴岣邆鲃有? (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a 圖L中間軸式變速器 2中間軸式變速器設(shè)計 2.1傳動方案和零部件方案的確定 作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，毫無疑問該選用中間軸式多擋機(jī)械式變速器。中間軸式變速器傳動方案的共同特點如下O (1)設(shè)有直接擋； (2)1擋有較大傳動比： (3)檔位搞的齒輪采用常嚙合傳動,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

5、)除直接擋外，其他檔位工作時的傳動效率略低。 2.1.1傳動方案初步確定 (1)變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)滾針軸 4/24 承支撐在第1軸后端的孔內(nèi),且保持兩軸軸線在同一條宜線上,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，1擋采用滑動直齒輪傳動a （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齒輪作為換擋方式。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，并使倒擋傳動比有所增加,裝在靠近支承出的中間軸1擋齒輪處。 2.L2零部件結(jié)構(gòu)方案 2.121齒輪形式

6、 齒輪形式有白.齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使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 用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點; 缺點是制造匚藝更雜，工作時有軸向力。 擋。 2.12.2換擋機(jī)構(gòu)形式 此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪、移動嚙合套換擋和同步器換擋三種形式。 采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并 過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高檔位。為簡化機(jī)構(gòu)，降低成本，此變速器1擋、倒擋采用此種方式目 常哂合齒輪可用移動嚙合套換擋.因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙 合套不會過?被損壞，但不能消除換擋沖

7、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。因此不適合用卜本設(shè)計中的變速器，不采用嚙合套換擋。 使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲,使到廣泛應(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)改，降低操作難度,2擋以上都采用同步器換擋。 2.123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承°中間軸上齒輪匚作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須

8、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、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，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，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，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F,應(yīng)盡量使用滾針軸承。 2.2主要參數(shù)的選擇和計算 目前，貨不變速器采用4~5個擋或多擋,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4”個?需要通過計算傳動比范圍后最后確定。 221先確定最小傳動比 傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比ig和主減速器傳動比io的乘積來表 3-1 ??,? I

9、tmin=lgniin^0 通常變速器最小傳動比ig1nbi取決于傳動系最小傳動比ito和主減速器傳動比io， 而根據(jù)汽乍理論，汽車最高乍速時變速器傳動比最小，則根據(jù)公式 3-2 crrr門】 11廣0.377j— "gmin 式中：明為汽中行駛速度,km/h;n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min;r為不輪半徑，m;片心特 指為最高檔傳動比c 可得 itmin =0.377- ua 111 3-3 max 輕型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T2977-1997《載重汽不輪胎系列》可選用7.50R20, 即輪胎名義寬度7.5in,輪輛名義直徑16in,輪胎扁平率為90roo,在此取

10、90, 則輪胎直徑可以算為 。員加0.”十20,254 r=嬴.向） 汽車給定的最大車速為100km/h,發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為2566.3r/min,代入③式得 itrniii=4.23 另外，為了滿足足夠的動力行呢，還需要校核最高檔動力因數(shù)D0m小。一般 汽不直接擋或最高檔動力因數(shù)取值范圍如下友所不 動力因數(shù)取值 中型貨車 微型貨車 轎車 0.04~0.08 0.08r.i 0.Co.12 11/24 本設(shè)計汽車總質(zhì)量為，000t,為中型貨車，可選取D0m注=0.06,最小傳動比與最高檔動力因數(shù)口加皿有如下關(guān)系 CpAuat2 2LI5G 3-4 式中

11、；1%為直接擋或最高檔時，發(fā)動機(jī)發(fā)出最大扭矩時的最大車速，km/h,此時可近似取UatTlamax。 其它參數(shù)見下表。 nt Ttqmax(N.m) 最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速(r/Bin) 空氣阻力系數(shù)Cd 迎風(fēng)面積A(m.2) U?i】】ax'km/h' 0.9 549.7 2566.3 0.7 5.6 100 參數(shù)說明 根據(jù)37式可得it111m=5.27>4.23。同時為了得到足她的功率儲備取傳動系最 小傳動比為itn面=4.1L若按變速器直接擋G小=1,則io=4/l，該車采用單級主減速胎，主減速器傳動比ioV7,滿足要求。 222確定最大傳動比 確定傳

12、動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因數(shù)Dm翹、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系的最大傳動比通常是變速器1擋傳動比物與主減速器傳動比io的乘積，即 3-5 當(dāng)汽年爬坡時午速很低I,可以忽略空氣阻力,汽軍的最大驅(qū)動力應(yīng)為 hnax-Ff+Fjm數(shù) 3-6 各表達(dá)式展開為 T啊陰”娥n/t=Gfcosam本+Gsina血本 3-7 j2G(fcosa=篝+sin口=算gliTtqmaxioHt 3-8 各參數(shù)見下發(fā) nt f io r(m) ma(kg) Gqmax(N.m) 0.9 0.02 4.11 0.435 7000 549

13、.7 計算參數(shù)表 一般貨車最大爬坡度為30%,即dm徽-16.7,? 代入3-8式計算可得50。 1擋傳動比還應(yīng)滿足附著條件 對「后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式 F

14、=n12g5 式中；n】2為后軸質(zhì)量，杳表得滿載時取值范闈為n[2=（65%-70%）nv選取 65.3%nv即滿載時后軸質(zhì)量為45：lkg 將式3-9代入式3-10求得 1112g/ 取卬=0.7,計算可得＜6.71.結(jié)合上面已經(jīng)計算數(shù)值％124.23。故c初步取1=4.5,即變速器傳動比范圍是廣4.5,傳動系最大傳動比人本=18.495。 223擋位數(shù)確定 增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性。擋位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。 在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋位數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減

15、小，換擋容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動比。實上上，汽車傳動系各擋傳動比大體上是按照等比級數(shù)分配的.因此，各擋傳動比的大致關(guān)系為 式中: q為各擋之間的公比. 當(dāng)擋位數(shù)為n時,有 對于本變速器，擋位數(shù)暫定為4,則 q===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比比值在L8以下。 2)高擋區(qū)相錦檔位之間的傳動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igi=45ig2=q2=2.72t物為，65,ig4=l. 224中心距A 對于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離

16、稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、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)度來確定。 初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算 A=KaJ%,1axigif]g3-11 式中： Ka為中心距系數(shù)，貨車為8.6?9.6;Te111as為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m：1加為變速器1擋傳動比；q為變速器傳動效率，取96%。 g 貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。對于本中型貨車，可取Ka=9。 其余取值按照己有參數(shù)計算3-11式可得A=I20.07

17、mln。 225外形尺寸設(shè)計 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，4擋為(2.2~27)Ao當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，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.：A,即324.20mm,取整得 L—325mm0 13/24 226齒輪參數(shù) 2.261.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)，同時增加齒寬; 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬: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）時于貨.乍，減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要，

18、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3.5~4.5.所選模數(shù)應(yīng)該符合 國家標(biāo)準(zhǔn) GB/T1357—1987 《漸開線圓柱齒輪模數(shù)》的規(guī)定口優(yōu)先選用第一系列 的模數(shù),盡量不選括號內(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=4.00mmo 同步器與嚙合套的結(jié)合齒多采用漸開線齒形，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 2.0~3.5 L8via<14 叫>14

19、 20f.5 3.5~5.0 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。 226.2壓力角a 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，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對貨車，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°、303等,普遍采用30,壓力角。遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為20°,嚙合套或同步器壓力角為30°。 226.3螺旋角B 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、齒輪強(qiáng)度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，可使齒輪嚙合的重合

20、度增加I，因而平穩(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°-1S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乍變速器是18。26： 2.Z.6.4齒寬b 齒寬對變速耨的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時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平穩(wěn)的優(yōu)點削弱，齒輪工作應(yīng)力增加;選用較大的齒寬.工作時會因軸的變形導(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0 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來確定齒寬b。直齒為b=K,m,人為齒寬系數(shù)，取值范圍4

21、.5~8.0,?斜齒為b=Kcni11,限取值范圍6085。 嚙合套或同步器接合齒的￡作寬度初選時可選為2-4mm。 第一軸常嚙件齒輪副的齒寬系數(shù)K°可取大些，是接觸線長度增加,接觸應(yīng)力 降低，以提高傳動平穩(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: [bi=8.0x4.0=32 (mm),第 2軸 常嚙合宜齒齒輪的寬度取b*7.0x4=28(mm),其余檔位斜齒齒輪寬度取'=7.0x4=28(mm).同時為增加嚙合強(qiáng)度和穩(wěn)定性」相互嚙合齒輪寬有L2mm調(diào)整。 2.2E.5齒輪變位系數(shù)的選擇原則 采用變位齒輪的原因為：配湊中心距：提高齒輪的強(qiáng)度和壽命：降低齒輪

22、的哂合噪聲。 高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小 11/24 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）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來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，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去1、2擋以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要

23、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)該逐擋增大。 1、2擋和倒擋齒輪應(yīng)該選用較大的值。 2.2五6齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)，選標(biāo)準(zhǔn)值1.0。 2.2五7各檔齒輪齒數(shù)的分配 （1）確定一檔齒輪齒數(shù) 1擋傳動比 =— 3 11 Z1Z日 1擋采用直齒滑動齒輪傳動 其中模數(shù)m=4.0,中心距A=12O.7mm,代入3-12式得上￡=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Zg的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些，以便使 士的傳動比大些，初取用=”,則罰二4九 Z8 （2）修正中心距A A=mzf/2=120-mm) 3-19

24、 通過選用正角度變位系數(shù),可以湊出新的中心距為A=120mmo (3)確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式3-11可知 343 23/24 常嚙合傳動齒輪句、Z2中心距和1擋齒輪的中心距相等,即 3-14 人」】%(21+2” 2CQS% 其中，常嚙合齒輪Z1、Z2采用斜齒圓柱齒輪,模數(shù)mn=4,初選螺旋超飽=26： 代入3-13和3-1%解得Z］之19.40,取整得4=19.則Z2取整為35.此時3』包? 62128 4.66,接近原傳動比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修正螺旋角內(nèi)=25.8,,(4)確定其他各檔齒輪的

25、齒數(shù) m 口色+zQ 2 cos p6 A= 1)2擋齒輪齒數(shù)。2擋采用斜齒輪傳動 3-15 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 3-17 tailP2Z22svZJg2^Z2tawPtJZ6；Zi+z? 其中*2=2.73初選螺旋角％=18。，計算式3-17左右兩端得 迫""7 ZA+Z2 巴Ml49VL57 tanp6 相差不大，基本滿足要求0 將氏=18°代入3-15和3-16可求得26=23.0%取整23；町=33.96,取整為34。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比\1=%心2.72等于原始傳動比2.72,故滿足設(shè)呂Z工

26、” 計要求° 按式3-16算出精確的螺旋角色=182°。 2) 3擋齒輪齒數(shù)的計算。3擋常嚙合齒輪采用斜齒輪，計算方法與2擋類似 ^jnn(z3-hz4) 2cosp6 3-20 tail02_Zi%3+z2 tan備Zi+za 其中裝二1.65,初選螺旋角％=22。，計算式3-20左右兩端得 ￡^;123 21十打 巴導(dǎo)LI9VL23 tai能 相差不大，基本滿足要求。 將%=220代入3?18和3?19可求得24=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，改為Z4=29。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比 ^3=1.7

27、2^1.65,滿足設(shè)計要求。 按式3-16算出精確的螺旋角前=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內(nèi)一般在21T3之間選取。 初選Z9=2Lm=4,則中間軸與倒擋軸的中心距為 A'上鏟=76(mm)Jub 倒擋齒輪句0與1擋齒輪Z7嚙合，初選句0=23,則可計算倒擋軸與第2軸的中心距為 A”衛(wèi)丹132(mm) 二 3,63 z2ZgZ7_35x21x41 19x19*23 重新確定各檔傳動比: 檔位 一檔 二檔 三檔 四檔 倒檔 傳

28、動比 4.66 2.72 1.72 1.00 3.63 3變速器的設(shè)計計算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落(點蝕)、移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用:一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒而點蝕：換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。所以需要對齒輪進(jìn)行計算和校荷O 3.1 輪齒設(shè)計計算 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、精度級別、支承方式也基本一致。如汽不變速器齒輪用低碳介金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加 L齒輪表面采用滲

29、碳淬火熱處理匚藝，齒輪精度不低于7級°因此,比用于計 算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽不齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 3.1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計算 (1) 一檔直齒輪彎曲應(yīng)力q,查文獻(xiàn)⑵可知： F昌K,a= bty3-21 式中： b宣一彎曲應(yīng)力(MPa)； 耳一圓周力(N),耳=巴"；式為計算載荷d為節(jié)圓直d 徑(mm); 埠一應(yīng)力集中系數(shù)，K-1.65： # / 24 Kf—摩擦力影響系數(shù),主動齒輪Kf=l.l,從動齒輪Kf=0.9； 卜齒寬(mm)： t一端而齒距，t= 7—齒形系數(shù),7=0.19 因為齒輪節(jié)圓直徑d=n正，式

30、中 Z為齒數(shù),所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式 3-21后得 兀ill32Kty 3-22 當(dāng)計算載荷￡取作用到變速器第 齒形系數(shù)圖《假定載荷作用在齒頂Q=20>. 一軸上的最大轉(zhuǎn)距工皿乂時，一、倒檔直齒輪許用彎由I應(yīng)力在400“850Mp?查文 獻(xiàn)⑵可知，［aJ=600MPa。 ￡取作用在變速器第1軸上的最大轉(zhuǎn)矩工…根據(jù)傳動比換算到1擋的值，知 —Tfemiix?"-5497OGc—10126053 419 由公式3.22得: 2T&Kf^?m3zKc/ 2x1012605xl.65xl.l =^x43x19x8.0x0.19 =633.02MPa<110%[cr,J

31、 滿足設(shè)計要求。 (2)二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力查文獻(xiàn)⑵可知: 25/24 3-23 1T一彎曲應(yīng)力（MPa）： mm ）： d為節(jié)圓直 耳一圓周力（N）,耳=注：￡為計算載荷（N?1d 徑（m

32、m）； dr'z/c。缸 0—斜齒輪螺旋角（°）,0=20。： K。一應(yīng)力集中系數(shù)，K。=1.50； b—齒寬（mm｝： t—法向齒距，t=燈,n1n:7—齒形系數(shù)，7=0.18 K,一重合度影響系數(shù)，K”2.O. 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)計算載荷￡取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距工a時」斜齒輪許用彎 應(yīng)力在100~250Mp2查文獻(xiàn)⑵可知，（＜7W]=320MPa. 由公式3-24得: 2￡cos/JK口 兀znC冰 2x1012605xcos25.8°x1,50 x23x45x0.18x8.0x2 ^205.

33、4MPa<[<7w] 滿足設(shè)計要求。 27/24 3.1.2輪齒接觸應(yīng)力 式中: 3?25 J一輪齒的接觸應(yīng)力 (MPa)： F一齒面上的法向力 N). F = Fj/Ie ae /?)： F］為圓周力; 戶一斜齒輪螺旋角(° )； 37/24 E一齒輪材料的彈性模量(MPa),E=2.1xlO5MPa b齒輪接觸的實際寬度(mm卜 Ph-主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),宜齒輪p*=Lsina,斜齒輪 P工=Lsina)/co3/7； 凡一從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),直齒輪尺=%sina, 斜齒輪n=(1bsina

34、)/co金力； 將作用在變速器第一軸上的載荷工mJ?作為計算載荷時，變速器齒輪 的許用接觸應(yīng)力?查文獻(xiàn)⑵可知，見表4.1 表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力%(MPa) 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔齒輪 1900-2000 950-1000 常哂介齒輪和高檔齒輪 1300T400 650-700 計算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力% = 64368N 工max dcosacos/?]叫/cos。4xl9xcos20 p工=(izsina)/co/(}=16.03mm 自=

35、阮sina)/co/p=29.53mmb=Kcmn=8.0x4=32(mm) 由公式3-25得: <7.=0.418 FE V 11 --4-._. PzA =0.418 64368X2.1X105 32 + [29.5316.03 =842.83MPa<[crJ 滿足設(shè)計要求。 計算高檔一一3擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 =25725N dcosacos"叫中二cosa ..rcinz4sina pr=lsina/cosp4=一工=22.76mm 2cost04 ..niz.sina..

36、凡=%sma/co年P(guān)i="s、=21.19mm 2ccp、 b=ZOx4=28mm 由325式得j=518.46MP,滿足設(shè)計要求。 計算二軸一檔直齒輪接觸應(yīng)力巴 54970019x22 58365N N i cosadcosam^Qz^cosa3xi9x21x35xcos200 .mz10sina p2=1=sina=)-14.36min niz7sina =28.0411111 2 由公式325得: G=0.418i——+— Vb9pj = 0418 533656x2,1x1^f1?1] 28114362a04> ^619.29MP

37、a<[ff] 滿足設(shè)計要求。 本設(shè)計變速器齒輪材料采用20CrMnTl,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)計計算 321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)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長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)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。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釉上,以便齒輪磨損后更換 322確定軸的尺寸

38、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耍求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由卜列經(jīng)驗公式初步選定： 第二軸和中間軸中部直徑： dk(0.40~0.50)A=0.45x120*54n】ii】 第一軸花鍵部分： d=K近3X=4.4x^549.7?36mm 式中工g―一發(fā)動機(jī)的最大扭矩，N?m K一經(jīng)驗系數(shù)，K=4,0~4.6 為保證設(shè)計的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選取： 第一軸和中間軸：d/l=0.16~

39、0.18； 第二軸：d/L=0.18~0.21° 由殼體總長L=324mm,中間軸兩支撐間距離取316mm,由經(jīng)驗公式第二軸為 268mm 則中間軸d/L=0.17L第二軸d/l=0.20，滿足設(shè)計要求. 323軸的校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加匚和裝配而確定的軸的尺寸,一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險斷面進(jìn)行驗算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，而中間軸在工作時同時有兩對齒輪副嚙合，故應(yīng)對進(jìn)行校核，又因常嚙合與一檔齒輪副十分接近支撐處，變形量較小，且高檔轉(zhuǎn)矩小，故選擇二檔進(jìn)行校核。 3.2.3.1中間軸的剛度校核 變速器齒輪軸在垂直

40、面和水平面內(nèi)的撓度及轉(zhuǎn)角公式如下： ￡=*0―<[f]=0.05zOJOnun 3EIL Fa2b° f=二<[f1=0,05~0.15mm "3EIL 屋陋302rad 3EIL 全撓度G=J?+'J工［0］=°2。 式中； 耳一齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； Fa一齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N；） E一彈性模量（MPa）^E^Z.lxKfMPa; I一慣性矩（mm對于實心軸，1=加”64； d一軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算； a、b一為齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）； L一支座間的距離（mmh 由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只

41、需要驗算中間軸上的嚙合齒輪處的強(qiáng)度和剛度即可。先校核中間軸第一對常嚙合齒輪軸，即Z］和Z?傳動 圖4.4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 對于中間軸一檔齒輪嚙合的圓周力耳、徑向力F1和軸向力F?,有: 2工aiTcos/?2x549700cos25.8°…… da】、19x4 2工…tana2工…tana2x549700tan20,3 =____.=_g——=一=-=54651N d-cos/?2111n19x4 2口小,tan?2Tn_sinfl2x5497OO

42、4,先取a=30mm,b=284mm,L=324mm 代入上式得： F】a 2b2 3EIL =0.068<[^] = 0.05~0.10inm FtaV 3EIL = 0.14J<[f]= 0.05~0.15mm Frab(a -b) -3^~- 一計算轉(zhuǎn)矩,N ? mm; =0.002rad=[5]=0.002rad G=Ufj=0.158<[f2]=020 故滿足設(shè)計要求 3.23.2中間軸的強(qiáng)度校核 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而 力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計

43、算相應(yīng)的彎矩Mc’Ms。軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩的共同作用下，其應(yīng)力為： 0嚕=黑式疝MPa) 式中：M= d一軸在計算斷面處的直徑，花犍處取內(nèi)徑，mm： 火，一彎曲做面系數(shù). mm Ms 一在計算斷面處軸的水平彎矩，N? mm： Mc 一在計算斷面出軸的垂向彎矩. N ? mm： 口］一許用應(yīng)力”卜40(MPa. 變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。 對于本例支點A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為: E=生=11415.9N 5L Fr=-^=4790.4N cL M"F/=14371Nm cc Mc=F7a=3242Nm T.=工21r=549.7NinIl M=Jm：+M：+片=654.06Nm ?="=2^=7353M W,加31J 強(qiáng)度滿足設(shè)計要求. 參考文獻(xiàn)； [1）（德）BOSCH公司.汽車工程手冊（第三版），魏春源譯.北京：北京理工大學(xué)出版社，2009 [21王望予,汽車設(shè)計（第四版）.北京,機(jī)械工程出版社,2004