六擋齒輪變速器設計【六檔】,六檔,齒輪,變速器,設計 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敵國上的FR式的手動變速器。本設計采用兩軸式變速器，該變速器的兩個突出優(yōu)點：一是傳動效率高，磨損及噪聲最小；二是在齒輪中心距較小的情況下仍可以獲得較大的一擋傳動比。 根據(jù)敵國的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)結合自己選擇的適合于該敵國的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要參數(shù)。再結合某些敵國的基本參數(shù)，選擇適當?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，計算出相關的變速器參數(shù)并論證設計的合理性。 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，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)動機在最有利工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。 因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。 本文設計研究了六擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。 關鍵詞：擋數(shù)；傳動比；齒數(shù)；軸；操縱機構；殼體 ABSTRACT The duty of this design is to design a FR type manual transmission used in the saloon,It's the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits;First,the transmission efficiency of the direct drive keeps off high,the attrition and the noise are also slightest;second,it's allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller. 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.According to the above parameters,combining the knowledge of automobile design,automogbile teory,machine design and so on,calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the deign. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of six block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords : block; Transmission ratio; Teeth; Axis; control mechanism;case II 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒 論 1 1.1 變速器的國內外發(fā)展狀況及種類 1 1.2 機械式變速器的特點 2 1.3 變速器設計的基本要求 2 1.4 本章主要內容 3 第2章 數(shù)據(jù)計算 4 2.1 總體方案設計 4 2.1.1 汽車參數(shù)的選擇 4 2.1.2 變速器設計應滿足的基本要求 4 2.2 傳動機構布置方案分析 4 2.2.1 固定軸式變速器 4 2.2.2 倒擋布置方案 5 2.3 變速器傳動比分配及各檔傳動比確立 6 2.3.1 檔位確定 6 2.3.2 確定最大傳動比 6 2.4 齒輪參數(shù) 9 2.4.1 模數(shù)的選取 9 2.4.2 壓力角 9 2.4.3 齒寬 10 2.4.5 齒頂高系數(shù) 10 2.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配 10 2.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 10 2.5.2 確定其他各擋的齒數(shù) 13 2.5.4 確定倒擋齒輪齒數(shù) 24 2.6 本章小結 26 第3章 齒輪校核 27 3.1 齒輪材料的選擇原則 27 3.1.1 滿足工作條件的要求 27 3.1.2 合理選擇材料配對 27 3.1.3 考慮加工工藝及熱處理工藝 27 3.2 計算各軸的轉矩 27 3.3 齒強度計算 28 3.3.1 輪齒彎曲強度計算 28 3.3.2 輪齒接觸應力 30 3.4 計算各擋齒輪的受力 32 3.4 本章小結 35 第4章 軸及軸上支承的校核 36 4.1 軸的工藝要求 36 4.2 軸的強度計算 36 4.2.1 初選軸的直徑 36 4.2.2 軸的強度驗算 37 4.2.3 軸的強度計算 42 4.3 軸承及軸承校核 44 4.4 本章小結 48 第5章 換檔機構設計 49 5.1 變速器操縱形式 49 5.1.1 直接操縱手動換擋變速器 49 5.1.2 遠距離操縱手動換擋變速器 49 5.2 變速桿的布置 50 5.3 鎖止裝置 51 5.3.1 互鎖裝置 51 5.3.2 自鎖裝置 52 5.2.3 倒檔鎖裝置 52 5.4 鎖環(huán)式同步器 53 5.4.1 鎖環(huán)式同步器結構 53 5.4.2 鎖環(huán)式同步器工作原理 53 5.4.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 54 5.5本章小結 57 結 論 58 參考文獻 59 致 謝 60 第1章 緒 論 由于有了內燃機，汽車才得以誕生。然而，內燃機的動力特性表現(xiàn)為低轉速時功率小、扭矩低、耗油大。而大功率、高扭矩、低油耗的理想工作狀態(tài)要在中高轉速范圍內才能實現(xiàn)。內燃機的這種動力和最大的扭矩。而為了提供最大的動力和最大的扭矩，內燃機必須在中高速的理想工作狀態(tài)下工作。內燃機的特性和汽車的要求產生了矛盾。為了使汽車的要求產生了矛盾。為了使汽車順利起步，必須要減變速，于是變速器出現(xiàn)了。 變速器是用于改變發(fā)動機的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速不同要求的汽車總成。設置變速器的目的是在各種行駛工況下，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工作。因此它的性能直接影響汽車的動力性和經濟性。 1.1 變速器的國內外發(fā)展狀況及種類 變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。DCT結合了手變速器的燃油經濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術。手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值 ( 也就是所謂的“級”)。所以說它是有級變速器。世界上最大的手動變速器制造商德ZF公司預測說，到2012年北美市場出售的汽車中將只有6%是手動擋。歐洲與美國的情況有很大不同。有機構預測，到2013年，歐洲52%的汽車還是手動擋，配備自動手動變速器的將占10%，配備無極變速器的將占2%，配備雙離合器的變速器將占16%。歐洲人崇尚節(jié)能、環(huán)保，喜歡開小型車，更親睞手動變速器的經濟性。而在日本變速器市場，CVT的市場份額占據(jù)絕對優(yōu)勢。 在我國，據(jù)調查2007年手動變速器的市場比重為74%，占據(jù)較大市場份額。從2002年到2007年間自動擋變速器市場占有率從9%增長到26%。在中國自動擋變速器的市場是十分樂觀的。同時手動擋變速器的節(jié)能型，經濟性以及駕駛娛樂性也決定了不可替代性。 針對中國Gbballnsigh公司的亞洲區(qū)技術分析師段誠武博士闡述了自己的見解:短期內，手動變速器仍然占據(jù)主要份額，而自動變速器將有更大的增長空間。 1.2 機械式變速器的特點 機械式變速器結構簡單，維修維護方便，造價低廉，傳動效率較高，工作可靠性強。機械式變速器分為兩軸式和中間軸式。兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動乘用車，中間軸式發(fā)動機前置后輪驅動和發(fā)動機后置后輪驅動的中輕型貨車。中間軸式機械效率低，噪聲大。而兩軸式軸和軸承數(shù)少，所以有結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點。根據(jù)其發(fā)動機前置前驅的特點，本設計采用兩軸式結構形式，以使設計的變速器結構緊湊、優(yōu)化、操作簡便，并且性價比更高。 1.3 變速器設計的基本要求 變速器的設計應滿足如下基本要求： 1.保證汽車有必要的的動力性和經濟性； 2.設置不同擋位，滿足用來調整與切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸并使汽車能倒退行駛； 3.工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋，以及換擋沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn)； 4.工作效率高，噪聲?。唤Y構簡單、方案合理； 5.在滿載及沖擊載荷條件下，使用壽命長。 變速器的功用和要求 變速器的結構對汽車的動力性、燃油經濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性，傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。采用優(yōu)化設計方法對變速器與主減速器，以及變速器的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與燃油經濟性；采用自鎖及互鎖裝置、倒檔安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側（或越程接合、錯位接合、齒厚減薄、臺階齒側）等措施，以及其他結構措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便、無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質量和設計、工藝水平的關鍵。隨著汽車技術的發(fā)展，以及電子控制的自動換擋機構等新結構也相繼問世。 變速器多采用飛濺潤滑，重型汽車有時強制潤滑第一、二軸軸承等。 變速器都裝有單向的通氣閥，以防殼內空氣熱脹而漏油及潤滑油氧化。殼底的放油塞多置磁鐵，以吸附油中鐵屑。涉水車需有防水措施。 為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器提出如下的設計要求。 1.正確的選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，并使之與發(fā)動機參數(shù)及主減速比做優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與燃料經濟性。 2.設置空擋，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設置倒檔，使汽車可以倒退行駛。 3.操作簡單、準確、輕便、迅捷。 4.傳動效率高、工作平穩(wěn)、無噪聲或低噪聲。 1.4 本章主要內容 本章首先對機械式重型汽車變速器的技術特點進行了介紹，給出了變速器的總體設計要求，并分別確定了變速器的齒輪形式、換擋形式和倒檔形式，最后確定了變速器的總體結構方案。 第2章 數(shù)據(jù)計算 2.1 總體方案設計 2.1.1 汽車參數(shù)的選擇 根據(jù)變速器設計所選擇的汽車基 本參數(shù)如下表2.1所示： 表2.1 設計基本參數(shù)表 發(fā)動機 96KW 最高車速 200Km/h 轉矩 220N m 總質量 1715Kg 轉矩轉速 1750-3500r/min 車輪 205/55R16S 功率轉速 5000r/min 傳動效率η 0.96 2.1.2 變速器設計應滿足的基本要求 對變速器如下基本要求. 1.保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2.設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3.設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4.設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5.換擋迅速，省力，方便。 6.工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7.變速器應當有高的工作效率。 除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關。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。 2.2 傳動機構布置方案分析 2.2.1 固定軸式變速器 固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結構簡單，輪廓尺寸小，布置方便。此外，受結構限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設計得很大。我們設計的是乘用車，所以我選擇的是兩軸式的變速器。傳遞方案如圖2.1所示。 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動齒輪 11-六檔主動齒輪 12-六檔從動齒輪13-倒檔中間軸齒輪 14-倒檔輸出軸齒輪 15-倒檔惰輪 圖2.1 六檔變速器傳動方案簡圖 2.2.2 倒擋布置方案 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。前者雖然結構簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋 2.3 變速器傳動比分配及各檔傳動比確立 2.3.1 檔位確定 增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經濟性。擋數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且是尺寸輪廓和質量加大。同時操縱機構復雜，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，增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。 目前轎車一般用4~~5個擋位，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用4~~5個擋位或多擋。裝載質量在2~3.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質量在4~8T的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。 本次設計選用的是6擋變速器。 變速器各擋傳動比的確定由公式2.1進行計算： = 0.377 （2.1） 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉速 —車輪半徑 —變速器最大傳動比 —主減速器傳動比 已知：最高車速=200 km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.75；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14S得到=315.65(mm)；發(fā)動機轉速==4850（r/min）；由公式得到主減速器傳動比計算公式： 主減速器傳動比=0.377×=0.377×=3.97 2.3.2 確定最大傳動比 按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。用公式表示如下： 1.滿足最大爬坡度 根據(jù)汽車行駛方程式2.2 （2.2） 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 （2.3） 即， （2.4） 式中： G—作用在汽車上的重力，，—汽車質量，—重力加速 度，前置前驅車前軸荷占整車質量比為0.6 =1715×9.8×0.6=100.842N； —發(fā)動機最大轉矩，=220N.m； —主減速器傳動比，=3.97； —傳動系效率，=0.96 —車輪半徑，=0.316m； —滾動阻力系數(shù)，(對瀝青路面μ=0.01~0.02) —爬坡度，取=16.7° 將上述數(shù)值代入式（2.4）中 =2.126 2.滿足附著條件 ·φ （2.5） 在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 代入式（2.5）中 即≤=4.233 由最大爬坡度和附著條件可得2.126≤≤4.233， 所以，初選一檔傳動比為 =3.7 其他各擋傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： （2.6） 式中： —常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，，，， ==1.376 所以其他各擋傳動比為： =3.7，=2.69，=1.95，=1.42，=1.03，=0.75，=3.75 中心距A 初選中心距時，可根據(jù)下述經驗公式2.7則： （2.7） 式中——按發(fā)動機最大轉矩直接求出A時的中心距系數(shù)，對轎車取14.5～16.0；對貨車取17.0～19.5 。 由公式2.7可得： A= A=87.53～96.59 mm 初選中心距A=90mm。 變速器的軸向尺寸 變速器的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪形式、換檔機構的結構形式等都有直接關系，設計初可根據(jù)中心距A的尺寸參數(shù)照下列關系初選。 轎車變速器殼體的軸向尺寸： 四檔（2.4~2.8）A 五檔（2.7~3.0）A 六檔（3.2~3.5）A 轎車變速器殼體的軸向尺寸： 四檔（3.0~3.4）A 軸向尺寸為：（3.2~3.5）A=288~306 mm 2.4 齒輪參數(shù) 2.4.1 模數(shù)的選取 遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質量小，增加數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒數(shù)應有不同的模數(shù)。減少轎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??；對貨車，減小質量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。 低擋齒輪應選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(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)。如表2.1 表2.2 模數(shù)選取范圍 車 型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.014 模數(shù)/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。 齒輪的模數(shù)初選為3mm。 2.4.2 壓力角 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°。 螺旋角 標準齒形螺旋角：20°～30° 初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為23° 2.4.3 齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒，取為6.0～8.5； b==（6.0～8.5） 3 取20； 2.4.5 齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。 2.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配 2.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12~17之間選用，最小為12~14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。 一擋傳動比為： （2.8） 斜齒 （2.9） ==55.23 取整為56。 轎車可以12~17之間選取，取13，則取43 則一檔傳動比為=3.31 對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和后，經過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)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)。 ==91.25mm （2.10） 取整為A=92mm。 對一擋齒輪進行角度變位： 初選一檔=23 端面壓力角 ： tan=tan/cos=tan20/cos （2.11） =21.57° 嚙合角 ： cos= （2.12） =22.80° 變位系數(shù)之和 （2.13） = 0.3049 ，， 由公式2.10計算精確值：A= 表2.2 漸開線圓柱齒輪基準齒形 GB1356-78 基本要素名稱 代 號 標 準 齒 短 齒 增大齒形角 齒形角 a 20o? 20o 25o 齒頂高系數(shù)? fo 1.0? 0.8 1.0 徑向間隙系數(shù) c 0.25(0.35*)m 0.3m 0.2m 齒根圓角半徑 r 0.38(0.25*)m 0.46m 0.35m *考慮到某些工藝要求，徑向間隙允許增大至0.35m，齒根圓角半徑允許減小至0.25m 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =3×13/cos24.08°=42.71mm （2.14） =3×43/cos24.08°=141.29mm 齒頂高 =2.875mm （2.15） =3.5 4mm 式中： =（92-91.25）/3=0.25 （2.16） =0.3049-0.25=0.0549 （2.17） 齒根高 =3.715m （2.18） =3.05mm 齒全高 =6.05mm （2.19） 齒頂圓直徑 =48.48mm （2.20） =148.37mm 齒根圓直徑 =34.78mm （2.21） =134.69mm 當量齒數(shù) =16.66 （2.22） =55.12 節(jié)圓直徑 （2.23） 2.5.2 確定其他各擋的齒數(shù) 1.二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=23° （2.24） （2.25） 已知A=92mm =2.69，=3，=23°將以上數(shù)據(jù)代入式（2.24）、（2.25） 得：=15.3，=41.15。 取整得：=16，=41 對二擋齒輪進行角度變位： 理論中心距由公式2.25得： =92.88mm 端面壓力角由公式2.11得： tan=tan/cos =21.58 端面嚙合角由公式2.12得： = 變位系數(shù)之和由公式2.13得： = -0.0177 ，=-0.0050，=-0.0127 求cos的精確值由公式2.10得： cos=22.99° 二擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑由公式2.14得： =52.14mm =133.61mm 齒頂高由公式2.15得： =3.92mm =3.89mm 式中： =-0.311 齒根高由公式2.18得： =3.77mm =3.79mm 齒全高由公式2.19得： =7.69mm 齒頂圓直徑由公式2.20得： =59.98mm =141.39mm 齒根圓直徑由公式2.21得： =44.6mm =126.03mm 當量齒數(shù)由公式2.22得： =20.51 =52.55 節(jié)圓直徑由公式2.23得： 2.計算三檔齒數(shù)及傳動比，初選=24° =1.95 （2.26） （2.27） 由公式（2.26）、（2.27）得=18.99，=37.04，取整為=19，=37則： 對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋? 理論中心距由公式2.27得： =91.95mm 端面壓力角由公式2.11得： tan=tan/cos =21.72° 端面嚙合角由公式2.12得： = 變位系數(shù)之和由公式2.13得： =0.0179 ，=0.0061，=0.0118 求的精確值由公式2.10得： =24.01° 三擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑由公式2.14得： =62.40mm =121.51mm 齒頂高由公式2.15得： =3mm =3.05mm 式中： =0 齒根高由公式2.18得： =3.73mm =3.71mm 齒全高由公式2.19得： =6.73mm 齒頂圓直徑由公式2.20得： =68.4mm =127.61mm 齒根圓直徑由公式2.21得： =54.94mm =114.09mm 當量齒數(shù)由公式2.22得： =24.93 =48.54 節(jié)圓直徑由公式2.23得： 3.四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=24° ==1.42 ` （2.28） （2.29） 由公式（2.28）、（2.29）得=23.15，=32.88 取整=24，=33 對四擋齒輪進行角度變位： 理論中心距由公式2.29得： =93.59mm 端面壓力角由公式2.11得： tan=tan/cos =21.72° 端面嚙合角由公式2.12得： = 變位系數(shù)之和由公式2.13得： =-0.5195 ，=-0.2183，=-0.3012 求螺旋角的精確值由公式2.10得： =23.99° 四擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑由公式2.14得： =78.81m =108.36mm 齒頂高由公式2.15得： =5.49mm =5.24mm 式中： =-1.0495 齒根高由公式2.18得： =4.4mm =4.65mm 齒全高由公式2.19得： =9.89mm 齒頂圓直徑由公式2.20得： =89.79mm =118.84mm 齒根圓直徑由公式2.21得： =70.01mm =99.06mm 當量齒數(shù)由公式2.22得： =31.47 =43.27 節(jié)圓直徑由公式2.23得： 4.五擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=25° ==1.03 （2.30） （2.31） 由公式（2.30、（2.31）得=27.38，=28.21 取整得=28，=28 對五擋齒輪進行角度變位： 理論中心距由公式2.31得： =92.68mm 端面壓力角由公式2.11得： tan=tan/ =21.90° 端面嚙合角由公式2.12得： = 變位系數(shù)之和由公式2.13得： =-0.2229 ，=-0.11145，=-0.11145 求螺旋角的精確值由公式2.10得： =25.00° 五檔齒輪參數(shù) 分度圓直徑由公式2.14得： =92.68mm =92.68mm 齒頂高由公式2.15得： =4.01mm =4.01mm 式中： =-0.4496 齒根高由公式2.18得： =4.08m =4.08mm 齒全高由公式2.19得： =8.09mm 齒頂圓直徑由公式2.20得： =100.07mm =100.07mm 齒根圓直徑由公式2.21得： =84.52mm =84.52mm 當量齒數(shù)由公式2.22得： =30.89 =30.89 節(jié)圓直徑由公式2.23得： 5.六擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=25° ==0.75 （2.32） （2.33） 由公式（2.32）、（2.33）得=31.76，=24.83，取=32，=25 對六擋齒輪進行角度變位： 理論中心距由公式2.33得： =94.34mm 端面壓力角由公式2.11得： tan=tan/ =21.90° 端面嚙合角由公式2.12得： = 變位系數(shù)之和由公式2.13得： =-0.7211 ，=-0.4051，=-0.3160 求螺旋角的精確值由公式2.10得： =25.00° 六擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑由公式2.14得： =105.92mm =82.75mm 齒頂高由公式2.15得： =1.61mm =1.88mm 式中： =0.0589 齒根高由公式2.18得： =4.97mm =4.70mm 齒全高由公式2.19得： =6.58mm 齒頂圓直徑由公式2.20得： =109.14mm =86.51mm 齒根圓直徑由公式2.21得： =95.98mm =73.35mm 當量齒數(shù)由公式2.22得： =42.99 =33.58 節(jié)圓直徑由公式2.23得： 2.5.4 確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出輸出軸與倒擋軸的中心距。初選=22，=13，由公式2.33得： （2.33） =54mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪和的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為 （2.34） 初選 =21°，=3，=92代入公式（2.33），齒輪取整得=39，則倒檔傳動比為： ===2.79 （2.35） =14，=22，=39 輸入軸與倒檔軸間的距離 計算輸入軸與倒檔軸之間的距離由公式2.33得： =57.84mm 輸出軸與倒檔軸之間的距離由公式2.33得： ==99.61mm 節(jié)圓直徑由公式2.23得： 2.6 本章小結 齒輪是變速器中非常重要的零件，本章確定了變速器的齒輪參數(shù)，結合設計要求選取了齒輪模數(shù)、壓力角、變位系數(shù)等參數(shù)，根據(jù)齒輪參數(shù)計算了中心距并對中心距進行了修正，最后對齒輪的齒數(shù)進行了分配。 第3章 齒輪校核 3.1 齒輪材料的選擇原則 3.1.1 滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 3.1.2 合理選擇材料配對 如對硬度≤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、小輪應采用不同鋼號材料。 3.1.3 考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： 時滲碳層深度0.8～1.2mm 時滲碳層深度0.9～1.3mm 時滲碳層深度1.0～1.3mm 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48mm 對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2mm；表面硬度HRC48～53。 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，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，細化材料晶面粒。 3.2 計算各軸的轉矩 發(fā)動機最大扭矩為220N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 輸入軸轉矩， ==220×99%×96%=209.09N.m （3.1） 輸出軸轉矩， 一擋 =209.09×0.96×0.99×43/13=657.30N.m （3.2） 二擋 =209.09×0.96×0.99×41/16=509.22N.m （3.3） 三擋 =209.09×0.96×0.99×37/19=386.98N.m （3.4） 四擋 =209.09×0.96×0.99×33/24=273.24N.m （3.5） 五擋 =209.09×0.96×0.99×28/28=198.72N.m （3.6） 六擋 =209.09×0.96×0.99×25/32=155.25N.m （3.7） 倒擋 =209.09××40/14=539.61N.m （3.8） 3.3 齒強度計算 3.3.1 輪齒彎曲強度計算 1.倒檔直齒輪彎曲應力 圖3.1 齒形系數(shù)圖 （3.9） 式中：—彎曲應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如圖2.1。 2.斜齒輪彎曲應力 （3.10） 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（°）； —應力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=7.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，對貨車為100～250MPa。 （1）計算一擋齒輪1，2的彎曲應力 ， = =299.39MPa<100～350MPa = =204.90MPa<100～350MPa （2）計算六檔嚙合齒輪11，12的彎曲應力 = =88.59MPa<100～350MPa = =177.46MPa<100～350MPa 3.3.2 輪齒接觸應力 （3.11） 式中：—輪齒的接觸應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）； —齒輪材料的彈性模量（MPa）； —齒輪接觸的實際寬度(mm)； 、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、； 、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.1彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×4=28mm。 表3.1 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 （1）計算一擋齒輪1，2的接觸應力 =8.62mm （3.12） =28.51mm （3.13） = =1240.1MPa<1900～2000MPa = =1208.09MPa<1900～2000MPa （2）計算倒擋齒輪13，14，15的接觸應力 =8.83mm =13.87mm =28.95mm = =1329.47MPa<1900～2000MPa = =1292.25MPa<1900～2000MPa = =1206.00MPa<1900～2000MPa 3.4 計算各擋齒輪的受力 1.一擋齒輪1，2的受力 （3.14） （3.15） （3.16） 2.二擋齒輪3，4的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得： 3.三擋齒輪5，6的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得： 4.四擋齒輪7，8的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得： 5.五擋齒輪9、10的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得： 6.六擋齒輪11、12的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得： 7.倒擋齒輪11，12的受力由公式（3.14）、（3.15）得： =811.26N.m,=209.09N.m 3.4 本章小結 本章分析了齒輪的損壞形式，并對齒輪進行了校核。經校核齒輪均能達到設計要求。 第4章 軸及軸上支承的校核 4.1 軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。 4.2 軸的強度計算 4.2.1 初選軸的直徑 已知變速器中心距=92mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值： 對第一軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （4.1） 式中：—經驗系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑=24.14~27.76mm取26mm；第二軸軸最大直徑=41.4~55.2mm取50mm；輸入軸最大直徑=41.4~55.2mm取=46mm 輸出軸：；輸入軸： 第一軸兩端支撐的長度為L=424 中間支撐到輸入端的距離為L1=197，中間支撐到輸出端的距離為L2=227，輸出軸與輸入軸支撐距離相同。 4.2.2 軸的強度驗算 軸的剛度驗算 若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式（4.2）、（4.3）、（4.4）計算 （4.2） （4.3） （4.4） 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），=2.06×105MPa； —慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 a b L δ Fr 圖4.1 水平面撓度 （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大， 可以不必計算 （2）二軸的剛度 一檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mm mm。 =0.034mm =0.087 =-0.00021rad0.002rad 二檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mm，mm。 =0.033mm =0.0859 =-0.000022rad0.002rad 三檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mm mm。 =0.049mm =0.26 =0.00027rad0.002rad 四檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mm mm。 =0.031mm =0.078 =0.00048rad0.002rad 倒檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mm mm。 =0.0159mm =0.0437 =-0.00044rad0.002rad （3）一軸剛度 a b L δ Fr 圖4.2 一軸剛度 一檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mm，mm。 =0.031mm