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河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 I 摘 要 課題來(lái)源于生產(chǎn)實(shí)際，依據(jù)《機(jī)動(dòng)車安全技術(shù)條件》和《汽車機(jī)械 變速器總成技術(shù)條件》 ，針對(duì)低速載貨汽車的運(yùn)行特點(diǎn)而設(shè)計(jì)。參與了 汽車的總體設(shè)計(jì)，確定了汽車的質(zhì)量參數(shù)，選擇了合適的發(fā)動(dòng)機(jī)，并且 計(jì)算出汽車的最高速度。 關(guān)于變速器的設(shè)計(jì)，首先選擇標(biāo)準(zhǔn)的齒輪模數(shù)，在總檔位和一檔速 比確定后，合理分配變速器各檔位的速比，接著計(jì)算出齒輪參數(shù)和中心 距，并對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算，確定了齒輪的結(jié)構(gòu)與尺寸，繪制出所有齒 輪的零件圖。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初步計(jì)算出軸的尺寸，然后對(duì)每個(gè)檔位下軸 的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)算，確定出軸的結(jié)構(gòu)和尺寸，繪制出各根軸的零件 圖。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和參考同類車型的相應(yīng)軸承后，按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)選擇合適 的軸承，然后對(duì)軸承進(jìn)行使用壽命的驗(yàn)算，最終完成了變速器的零件圖 和裝配圖的繪制。 此變速器的齒輪都為標(biāo)準(zhǔn)齒輪，檔位數(shù)和傳動(dòng)比與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)匹配， 保證了汽車具有良好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。該變速器具有操縱簡(jiǎn)單、方便、 傳動(dòng)效率高、制造容易、成本低廉、維修方便的特點(diǎn)，適合低速載貨汽 車的使用。 關(guān)鍵詞：低速載貨汽車；變速器；設(shè)計(jì) 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 II Abstract The topic comes from the production reality, which is based on the safety specifications for power driven vehicles operating on roads and the specifications for the automobile mechanical transmission. It designs the low- speed truck’s movement characteristic. The automobile quality parameters are determined, according to the automobile system design, choosing the appropriate engine, and calculating the maximum speed. When design the transmission, first, we choose the standard gear modulus and determine all speed’s proportions after we choose the number of the transmission’s gears and the first gear, then calculate the gear’s parameter and the center distance, and the gear needs the intensity checking calculation. We determine gear’s structure, then complete drawing of the gears’ component. According to the empirical formula, we preliminary carry on the checking calculation to each gear’s rigidity and the intensity to determine the axis’ structure and size, and thus draw up various axis’ component drawing. After arranged structure and compared with the similar type of vehicle’s bearing, according to the national standard, we select the appropriate bearings, and then calculate the service life of the bearings. Finally drawing of the component and the assembly of the transmission are completed. Because the transmission gear is the standard gear and the number of gears and speed’s proportions match to the engine conditions, which ensure the necessary power and economy. This transmission has many merits of simple operation, efficient, easy manufacturing, low cost, and convenient. 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 III Key words: Low-speed Truck；Transmission；Design 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 目 錄 前 言 ........................................................1 1 低速載貨汽車主要參數(shù)的確定 .................................4 1.1 質(zhì)量參數(shù)的確定 .........................................4 1.2 發(fā)動(dòng)機(jī)的選型 ...........................................5 1.3 車速的確定 .............................................6 2 變速器方案的設(shè)計(jì)與主要參數(shù)的確定 ...........................8 2.1 設(shè)計(jì)方案的確定 .........................................8 2.1.1 兩軸式 .............................................8 2.1.2 三軸式 .............................................8 2.1.3 液力機(jī)械式 .........................................9 2.1.4 確定方案 ...........................................9 2.2 零部件的結(jié)構(gòu)分析 ......................................10 2.3 基本參數(shù)的確定 ........................................12 2.3.1 變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比 ............................12 2.3.2 中心距 ............................................15 2.3.3 變速器的軸向尺寸 ..................................16 2.3.4 齒輪參數(shù) ..........................................17 2.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 ................................21 3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 ............................................26 3.1 幾何尺寸計(jì)算 ..........................................26 3.2 齒輪的材料及熱處理 ....................................27 3.3 齒輪的彎曲強(qiáng)度 ........................................28 3.4 齒輪的接觸強(qiáng)度 ........................................30 4 軸的設(shè)計(jì)與軸承的選擇 ......................................35 4.1 軸的設(shè)計(jì)與校核 ........................................35 4.1.1 校核第二軸在各檔位下的的強(qiáng)度與剛度 ................38 4.1.2 校核中間軸在各檔位下的強(qiáng)度與剛度 ..................44 4.1.3 校核倒檔軸的強(qiáng)度與剛度 ............................48 4.2 軸承的選擇 ............................................52 5 變速器的操縱機(jī)構(gòu) ..........................................62 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 i 5.1 變速器的操縱機(jī)構(gòu) ......................................62 6 結(jié)論 ......................................................63 參 考 文 獻(xiàn) .................................................64 致 謝 ..............................................................................................................................66 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本畢業(yè)論文 0 前 言 近幾十年來(lái),中國(guó)的汽車工業(yè)的得到了空前的發(fā)展，汽車的生產(chǎn)量 不斷提高,1971 年、1988 年、1992 年和 2000 年分別突破 10 萬(wàn)輛、50 萬(wàn)輛、100 萬(wàn)輛和 500 萬(wàn)輛，目前我國(guó)已經(jīng)成功躋身世界汽車前列。伴 隨著汽車工業(yè)突飛猛進(jìn)的發(fā)展和人民生活水平日益的提高，高速公路高 等級(jí)公路的不斷建設(shè)，汽車逐漸進(jìn)入越來(lái)越多的家庭，漸漸成為人們生 活中不可或缺的一部分。 載貨車市場(chǎng)的運(yùn)行情況，既是反映國(guó)民經(jīng)濟(jì)走勢(shì)的一面鏡子，又是 判斷市場(chǎng)需求變遷的重要依據(jù)。近年以來(lái)載貨車在市場(chǎng)上表現(xiàn)出強(qiáng)勁的 開拓力，尤其以重卡最為亮點(diǎn)，深層原因得益于中央擴(kuò)大內(nèi)需的拉動(dòng)。 中央政府為確保國(guó)民經(jīng)濟(jì)持續(xù)快速發(fā)展，采取了一系列財(cái)政、貨幣政策， 并加大對(duì)基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)的投資力度，為載貨車創(chuàng)造了趁勢(shì)而上的市場(chǎng)環(huán) 境，提供了難得的發(fā)展機(jī)遇。 我國(guó)貨車工業(yè)發(fā)展始于 50 年代。1950 年，濟(jì)南汽車制造廠仿捷克 “斯柯達(dá)”生產(chǎn)出第一輛“黃河”牌 8 噸貨車；1965 年后，基于國(guó)防 建設(shè)的需要，國(guó)家先后投資 4 億元在四川和陜西建設(shè)了兩個(gè)軍用越野 車生產(chǎn)基地。各地在仿制黃河車的基礎(chǔ)上，也生產(chǎn)了許多種不同型號(hào)的 重卡產(chǎn)品。 低速載貨汽車是一種特殊的貨車,特殊在于它以前叫農(nóng)用運(yùn)輸車， GB7258-2004[1]將“四輪農(nóng)用運(yùn)輸車”更名為“低速貨車”，明確“農(nóng) 用運(yùn)輸車”實(shí)質(zhì)上是汽車的一類。GB18320-2001 [2]規(guī)定以柴油機(jī)為動(dòng)力 裝置，中小噸位、中低速度，從事道路運(yùn)輸?shù)臋C(jī)動(dòng)車輛，常見的有三輪 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 1 農(nóng)用運(yùn)輸車和四輪農(nóng)用運(yùn)輸車等，但是輪式拖拉機(jī)車組、手扶拖拉機(jī)車 組以及手扶變型運(yùn)輸機(jī)不屬于低速貨車。農(nóng)用運(yùn)輸車最高設(shè)計(jì)車速不大 于70km/h，最大設(shè)計(jì)總質(zhì)量不大于4500kg，長(zhǎng)小于6m、寬不大于2m和高 不大于2.5m。 我國(guó)農(nóng)用運(yùn)輸車誕生于20世紀(jì)80年代初。我國(guó)農(nóng)村運(yùn)輸?shù)奶攸c(diǎn)是運(yùn) 量小、運(yùn)距短、貨物分散、道路條件差。由于同噸位的柴油車較汽油車 運(yùn)載能力強(qiáng)，燃油價(jià)格低，且柴油保管無(wú)須特殊設(shè)備，又為廣大農(nóng)民所 熟悉，所以，農(nóng)用運(yùn)輸車均選用柴油機(jī)為動(dòng)力。農(nóng)用運(yùn)輸車的載質(zhì)量一 般不超過(guò)1.5t。當(dāng)前四輪農(nóng)用運(yùn)輸車載質(zhì)量分為4個(gè)等級(jí)，包括 1.5t、1.0t、O.75t和0.5t級(jí)。 在傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置了變速器，以適應(yīng)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(duì)驅(qū)動(dòng)車輪牽引力及車速的不同要 求的需要。 本次設(shè)計(jì)的課題為低速載貨汽車變速器的設(shè)計(jì)，該課題來(lái)源于結(jié)合 生產(chǎn)實(shí)際。 本次課題研究的主要內(nèi)容是： a.參與汽車的總體設(shè)計(jì)； b.變速器結(jié)構(gòu)型式分析和主要參數(shù)的確定； c.變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 本說(shuō)明書以設(shè)計(jì)低速載貨汽車變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)為主線。第 2 章著 重介紹了在參與總體設(shè)計(jì)當(dāng)中，如何確定低速載貨汽車參數(shù)，進(jìn)而明確 變速器應(yīng)滿足的條件及其所受的限制。第 3 章則重點(diǎn)介紹低速載貨汽車 變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)說(shuō)明。在參與總體設(shè)計(jì)當(dāng)中，首先是對(duì)低速載 貨汽車的產(chǎn)品技術(shù)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行分析，然后確定低速載貨汽車的總質(zhì) 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 2 量，以此來(lái)選擇合適的發(fā)動(dòng)機(jī)。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的功率以及汽車的總質(zhì)量確 定該車的最高速度（滿足低速載貨汽車安全技術(shù)條件） 。關(guān)于變速器的 設(shè)計(jì)，首先選擇合適的變速器確定其檔位數(shù)，接著對(duì)工況進(jìn)行分析，擬 訂變速器的各檔位的傳動(dòng)比和中心距，然后計(jì)算出齒輪參數(shù)以選擇合適 的齒輪并且對(duì)其進(jìn)行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對(duì)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(jì)出的變速器可以解決如下問(wèn)題： a.正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比，使之與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)匹配，以 確保汽車動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的良好； b.設(shè)置空檔使得汽車在必要的時(shí)候能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長(zhǎng)時(shí)間分離； 設(shè)置倒檔使得汽車可以倒退行駛； c.操縱簡(jiǎn)單、方便、迅速、省力； d.傳動(dòng)效率高，工作平穩(wěn)、無(wú)噪聲； e.體小、質(zhì)輕、承載能力強(qiáng)，工作可靠； F.便于制造、降低制造成本、維修方便、使用壽命長(zhǎng)； 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(jì)要求，遵守有 關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī) 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本畢業(yè)論文 3 1 低速載貨汽車主要參數(shù)的確定 1.1 質(zhì)量參數(shù)的確定 汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù) ：0m? （1-1）00em?? 式中 ——汽車的載質(zhì)量；e ——整車整備質(zhì)量。0 表1-1 貨車的質(zhì)量系數(shù) om? 參數(shù) 車型 總質(zhì)量 ta/ 0m 1.8＜ ≤6.0am0.80～1.10 ① 6.0＜ ≤14.0 1.20～1.35 貨 車 ＞14.0a1.30～1.70 ①裝柴油機(jī)的貨車為0.80～1.00。 汽車總質(zhì)量 ：am 商用貨車的總質(zhì)量m a由整備質(zhì)量m 0、載質(zhì)量m e和駕駛員以及隨行人 員質(zhì)量三部分組成，即 （1-2）kgneοa651?? 式中， 為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。1n 此低速載貨汽車是柴油機(jī)，查表2-1得質(zhì)量利用系數(shù)為 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 4 0.80～1.10，其載質(zhì)量是 =1.5×103kg, 由公式（1-1）得：em 0.1850Ⅰma?? =1500～1875kg 因?yàn)榇塑囋O(shè)計(jì)為單排室,所以 =2,由公式（1-2）得:1nkgmea6510?? =（1500～1875）+1500+2×65 =3130～3505kg 本課題選用m a=3500kg。 1.2 發(fā)動(dòng)機(jī)的選型 根據(jù)現(xiàn)在低速載貨汽車選用發(fā)動(dòng)機(jī)的情況，參照2815系列四輪農(nóng)用 運(yùn)輸車，針對(duì)本次設(shè)計(jì)任務(wù)選用達(dá)到歐Ⅱ排放標(biāo)準(zhǔn)的YD480柴油機(jī)。 表 1-2 YD480柴油機(jī)技術(shù)參數(shù) YD480 型號(hào) 干式 氣缸套型式 直噴式 行程（mm） 90 缸心距 100 1 小時(shí)功率/轉(zhuǎn)速（kW/r/min） 29/3000 外特性最低燃油消耗率 ≤250.2 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 5 （g/kW·h） 最大扭矩（N·m） 104 壓縮比 18 排量（L） 1.809 噴油壓力 （kPa） 22±0.5 外形尺寸（長(zhǎng)×寬×高） mm×mm×mm 687×494×628 凈質(zhì)量（kg） 195 1.3 車速的確定 ????????3maxmaxmax76140301VACgfPDTe? （1-3） 式中 ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率，kW；maxeP ——傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，對(duì)單級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋的 4×2 式汽T? 車取 ≈0.9 ； ——汽車總質(zhì)量，kg；am ——重力加速度，m／s 2；g ——滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)載貨汽車取 0.02，對(duì)礦用自卸汽車取 0.03，f 對(duì)轎車等高速車輛需考慮車速影響并取 ＝0.0165+0.0001（V a-f 50） ； 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 6 ——最高車速，km／h；maxV CD——空氣阻力系數(shù)，轎車取 0.4～0.6，客車取 0.6～0.7，貨 車取 0.8～1.0 A——汽車正面投影面積，㎡，若無(wú)測(cè)量數(shù)據(jù)，可按前輪距 B1、汽車總 高 H、汽車總寬 B 等尺寸近似計(jì)算： 對(duì)轎車 A≈0.78BH， 對(duì)載貨汽車 A≈B 1 H。 由公式（1-3）得： ????????3maxmaxmax7614030VACgfPDTe? ????????3axax59.62.895.0129Ⅰ 算出 Vmax≈62.3km/h, 因?yàn)榈退佥d貨汽車最高設(shè)計(jì)車速不大于 70km/h，所以該車滿足要求。 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本畢業(yè)論文 7 2 變速器方案的設(shè)計(jì)與主要參數(shù)的確定 2.1 設(shè)計(jì)方案的確定 低速載貨汽車變速器一般選用機(jī)械式變速器，它采用齒輪傳動(dòng)，具 有若干個(gè)定值傳動(dòng)比。有軸線固定式變速器（普通齒輪變速器）和軸線 旋轉(zhuǎn)式變速器（行星齒輪變速器）兩種。采用這種變速器的低速載貨汽 車通常有 3～5 個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒檔。 最近幾年液力機(jī)械變速器和機(jī)械式無(wú)級(jí)變速器在汽車上的應(yīng)用越來(lái) 越廣泛 [5],根據(jù)目前廣泛使用變速器的種類，以及應(yīng)用的范圍，初步擬 定三種設(shè)計(jì)方案。 2.1.1 兩軸式 兩軸式變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高。 兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體。當(dāng) 發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置 時(shí)則可用圓柱齒輪。除倒檔常用滑動(dòng)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(dòng),但兩軸式變速器沒(méi)有直接 檔，因此在高檔工作時(shí)，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(dòng)機(jī)前置、前輪驅(qū)動(dòng)或發(fā)動(dòng)機(jī)后置、后輪驅(qū)動(dòng) 的轎車和微、輕型貨車上，其特點(diǎn)是輸入軸和輸出軸平行，無(wú)中間軸。 2.1.2 三軸式 三軸式變速器的第一軸常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間 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(lái) 傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 8 二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩．因此，直接檔的傳動(dòng)效率高，磨損及噪聲也最小, 其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)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(dòng)比， 但除了直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所降低，適用于傳統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)前 置、后輪驅(qū)動(dòng)的布置形式。 2.1.3 液力機(jī)械式 由液力變矩器和齒輪式有級(jí)變速器組成,其特點(diǎn)是傳動(dòng)比可在最大 值和最小值之間的幾個(gè)間斷范圍內(nèi)作無(wú)級(jí)變化，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價(jià)高， 傳動(dòng)效率低。 2.1.4 確定方案 由于低速載貨汽車一般是傳統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)前置，后輪驅(qū)動(dòng)的布置形 式，同時(shí)考慮到制造成本以及便于用戶維護(hù)等因素，再結(jié)合變速器的特 點(diǎn)和任務(wù)書的要求，現(xiàn)選用三軸式變速器（見圖 3-1） 。 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 9 圖 3-1 三軸式變速器 與前進(jìn)檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換 倒檔，故多數(shù)方案均采用直齒滑動(dòng)齒輪方式倒檔。變速器的一檔或倒檔 因傳動(dòng)比大，工作時(shí)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，一檔與倒檔，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） 。 圖 2-2 倒檔布置 2.2 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，而且該型只有一對(duì)常嚙合齒輪副， 沒(méi)有采用同步器換檔，故選用直齒圓柱齒輪用來(lái)?yè)Q檔。 b.軸的結(jié)構(gòu)分析 [6] 變速器軸在工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，軸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(qiáng)度 與剛度外，還應(yīng)考慮齒輪、軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有很 大關(guān)系。 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 10 通常情況下第一軸與齒輪做成一體，第一軸的長(zhǎng)度取決于離合器總 成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮， 目前通常情況下我們采用的是齒側(cè)定心的矩形花鍵，其中鍵齒之間為動(dòng) 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(lái)看， 也是需要的。雖然漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但是 其具有定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應(yīng)增大，可增 強(qiáng)軸的剛度等優(yōu)點(diǎn)。如果一檔、倒檔采用滑動(dòng)齒輪掛檔時(shí)，那么第二軸 的相應(yīng)花鍵則采用矩形花鍵及動(dòng)配合，這時(shí)就要求磨削定心的外徑以及 磨削鍵齒側(cè)，而相比磨削漸開線花鍵，磨削矩形花鍵的齒側(cè)就要容易的 多了。 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(gè)滾動(dòng)軸承上。其上的一檔齒輪常與軸 做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過(guò)盈配合與軸連接以便于更換。 固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與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(wú)足夠位置設(shè)置滾動(dòng)軸承和軸承蓋時(shí)。 c.軸承型式 [6] 變速器多采用滾動(dòng)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(yàn)算其壽 命。 安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔中的第一軸前軸承采用的是向心球軸承，其 后軸承為外圈帶止動(dòng)槽的向心球軸承，因?yàn)樗瑫r(shí)承受向外的軸向負(fù)荷 和徑向負(fù)荷。并且后軸承的座孔直徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 11 以便于第一軸的拆裝。 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(dòng)槽 的單列向心球軸承，因?yàn)樗惨惺芟蛲獾妮S向力。某些轎車往往在加 長(zhǎng)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?yàn)樵谠撎幉贾幂S承蓋困難；后軸承為帶止動(dòng)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，故有時(shí)采用無(wú)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） 。 2.3 基本參數(shù)的確定 2.3.1 變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)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(dòng)比 變化范圍較?。s為 3～4） ，過(guò)去常用 3 個(gè)或 4 個(gè)前進(jìn)檔，但近年來(lái)為 了提高其動(dòng)力性尤其是燃料經(jīng)濟(jì)性，多已采用 5 個(gè)前進(jìn)檔。輕型貨車變 速器的傳動(dòng)比變化范圍約為 5～6，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(gè)超速檔； 總質(zhì)量為 3.5～l0t 多用五檔變速器；大于 l0t 的多用 6 個(gè)前進(jìn)檔或更 多的檔位。 我們一班依據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著力、汽車的 最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮和確定 如何選擇最低檔傳動(dòng)比。 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 12 a.根據(jù)汽車最大爬坡度確定 汽車爬陡坡時(shí)車速不高，可忽略空氣阻力，其最大驅(qū)動(dòng)力用來(lái)克服 輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有： （2-1）maxaxmax0max )sinco( ????gfgriTtgⅠe ?? 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為： （2-2）temaxrgiTΨi?0Ⅰ? 式中 ——汽車總質(zhì)量；m ——重力加速度；g ——道路阻力系數(shù)；f Ψ max——道路最大阻力系數(shù)； ——最大爬坡要求；max? ——驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑；r ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；maxeT ——主減速比；0i ——汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。t? 主減速比 i0的確定： （2-3）ghaprivnⅠmx)472.3.(? 式中 r r——車輪的滾動(dòng)半徑，m； 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 13 np——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min； igh——變速器最高檔傳動(dòng)比； vamax——最高車速，km/h。 本課題變速器 igh=1，一般貨車的最大爬坡度約為 30%[7]，即 =16.7°， f=0.02max? 由公式（2-3）得： 3.6245.0)472.03.(max0 prghprnivnⅠi ?? 由公式（2-2）得： Ψ max=0.02cos16.7°+sin16.7°=0.306 48.5903425.0168930maxⅠ ?????tergiTi? b.根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件確定 變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為： （2-4）tergiTGi??0max2? 式中 ——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷；2 ——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 =0.5～ 0.6。?? 因?yàn)樨涇?4×2 后輪單胎滿載時(shí)后軸的軸荷分配范圍為 60%～68% [4]， 所以 G2=3500×9.8×68％=23324N 由公式（2-3）和公式（2-4）得： 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 14 31.7194062.230max2 ????tergⅠiTGi?? 綜合 a 和 b 條件得： 5.48≤ igⅠ ≤7.31，取 igⅠ =（5.48+7.31）/2≈6.40 變速器的Ⅰ檔傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為 直接檔，有時(shí)用超速檔。中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為 1??ngiq （其中 n 為檔位數(shù)）的幾何級(jí)數(shù)排列。 因?yàn)?，所以 igⅢ =q=1.875, igⅡ = 875.140.631???gniq igⅢ ×q=3.516 實(shí)際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小 些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)比確定后，即可進(jìn)行其他基本參 數(shù)的選擇與計(jì)算。 2.3.2 中心距 中心距對(duì)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(qiáng)度。三軸式變速器的中心距 A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng) 計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選 [6]： （2-5）3maxⅠATK? 式中 ——中心距系數(shù)。對(duì)轎車取 8.9～9.3；對(duì)貨車取 8.6～9.6；AK 對(duì)多檔主變速器，取 9.5～11； ——變速器處于Ⅰ檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，maxT 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 15 （2-6） gⅠeⅠiT?maxa? ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N?m；axeT ——變速器的Ⅰ檔傳動(dòng)比；gi ——變速器的傳動(dòng)效率，取 0.96。? 由公式（3-6）得： =104×6.4×0.96=638.976N·mgⅠeⅠiT?maxa? 由公式（3-5）得: mm68.207.496.38).68(3ax ⅠKA? 初選中心距也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出 [4]： （2-7）3maxeAT? 式中 ——按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時(shí)的中心距系數(shù)，對(duì)轎AeK 車取 14.5～16.0，對(duì)貨車取 17.0～19.5。 由公式（3-7）得: mm7.915.104)5.97(33max ⅠⅠTAe ?? 商用車變速器的中心距約在 80～170mm 范圍內(nèi)變化,初選 A=100mm 2.3.3 變速器的軸向尺寸 變速器的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都 有直接關(guān)系，設(shè)計(jì)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 [6]： 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 16 四檔 （2.4～2.8）A 五檔 （2.7～3.0）A 六檔 （3.2～3.5）A 初選軸向尺寸:（2.4～2.8）A=（2.4～2.8）×100=240～280mm 變速器殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定 [8]。 2.3.4 齒輪參數(shù) a.齒輪模數(shù) [4] 齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定。 選擇模數(shù)時(shí)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)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(duì)轎車很重要，而對(duì)載貨汽車則應(yīng)重視減小質(zhì)量。 根據(jù)圓柱齒輪強(qiáng)度的簡(jiǎn)化計(jì)算方法，可列出齒輪模數(shù) m 與彎曲應(yīng)力 之間有如下關(guān)系：w? 直齒輪模數(shù) （2-8）32wcfjyzKTm??? 式中 ——計(jì)算載荷，N?mm；jT ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65；?K ——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 1.1，被動(dòng)齒輪取 0.9；f ——齒輪齒數(shù)；z ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4～7.0；cK ——齒形系數(shù)，見圖 3-3。齒高系數(shù) 相同、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)：y f 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 17 ， ， ， ；205.1479yy?205.1789y?205.1y?2053.y? 壓力角相同、齒高系數(shù)為 0.8 時(shí)， ；18.4??ff ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng) 時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力w?maxejT? MPa。850~4][?w 圖 2-3 齒形系數(shù) y（當(dāng)載荷作用在齒頂,α=20°,f 0=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=17，查圖 2-3 得 y=0.12。 由公式（2-8）得： 333 )8504(12.0714. .62 ⅠyzKTmwcfj ????? ≈2.5～3.22 從輪齒應(yīng)力的合理性及強(qiáng)度考慮,每對(duì)齒輪應(yīng)有各自的模數(shù),但出于 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 18 工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案。表 2-1 給出了汽車變速 器齒輪模數(shù)范圍。 表 2-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) mn 車型 微型、輕型 轎車 中級(jí)轎車 中型貨車 重型汽車 mn 2.25～2.75 2.75～3 3.50～4.5 4.50～6 設(shè)計(jì)時(shí)所選模數(shù)應(yīng)符合國(guó)標(biāo) GB1357-78 規(guī)定（表 2-2）并滿足強(qiáng)度 要求。 表 3-2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)（mm） Ⅰ 1 1.2 5 1.5 - 2 - 2.5 - 3 Ⅱ - - - 1.7 5 - 2.2 5 - 2.7 5 - Ⅰ - - - 4 - 5 - 6 - Ⅱ 3.2 5 3.5 3.7 5 - 4.5 - 5.5 - 3.2 5 由表 2-1 和表 2-2 并且參照同類車型選取 m=3.5。 b.齒形、壓力角和螺旋角 [3] 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按下表取值。 表 2-3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角 項(xiàng) 目 車型 齒形 壓力角（度） 螺旋角（度） 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 19 轎車 高齒并修形 14.5°、15°、 16°、16.5° 25°～45° 一般貨車 標(biāo)準(zhǔn)齒輪 GB1356-78 20° 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(shí)，重合度較大，并降低了輪齒剛度，為此能減少 進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；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。試驗(yàn)證明對(duì)于直齒 輪壓力角為 28°時(shí)強(qiáng)度最高，超過(guò) 28°強(qiáng)度增加不多；實(shí)際上，因國(guó) 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°。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(qiáng)度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來(lái)確定齒寬 b[4]： （2-9）ncmKb? 式中 ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4～7.0，斜齒輪取 7.0～8.6；cK ——法面模數(shù)。nm 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和 齒輪壽命。 由公式（2-9）得： b=（4.4～7.0）×3.5=15.4～24.5mm,可以確定各擋的齒輪的齒寬。 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 20 常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪 b=16mm,第一軸軸齒輪 b=18mm； Ⅰ檔：中間軸上齒輪 b=21mm,對(duì)應(yīng)的一檔齒輪 b=21mm； Ⅱ檔：中間軸上齒輪 b=19mm, 對(duì)應(yīng)的二檔齒輪 b=19mm； Ⅲ檔：中間軸上齒輪 b=21mm, 對(duì)應(yīng)的三檔齒輪 b=21mm； 倒檔：b=21mm,b=19mm。 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(guó)在內(nèi)， 規(guī)定齒輪的齒頂高系數(shù) f0＝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(duì)于短齒齒 輪而言而稱為長(zhǎng)齒齒輪） ，因?yàn)樗粌H可使重合度增大，而且在強(qiáng)度、 噪聲、動(dòng)載荷和振動(dòng)等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相 對(duì)滑動(dòng)速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于 0.3 ）等問(wèn)m 題 [3]。本課題的齒頂高系數(shù) f0＝1.0。 2.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 在初選變速器的檔位數(shù)、傳動(dòng)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結(jié)構(gòu)方案簡(jiǎn)圖后，即可對(duì)各檔齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分 配。 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 21 12345678910 圖 2-4 本課題變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 a.確定Ⅰ檔齒輪的齒數(shù) 已知Ⅰ檔傳動(dòng)比 ，且gⅠi （2-10）8172zig?? 為了確定 z7、z 8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ：?z 直齒齒輪： （2-11）mAz2?? 先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給 z7、z 8。為了使 z7/z8盡量大一些， 應(yīng)將 z8取得盡量小一些，這樣，在 igⅠ 已定的條件下 z2/z1的傳動(dòng)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。z 8的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此 z8的選定 應(yīng)與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的Ⅰ檔直齒輪的最 小齒數(shù)為 12～14，選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù) 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 22 和為偶數(shù)，以減小大、小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)的機(jī)會(huì)，否則會(huì)引起齒 面的不均勻磨損。 由公式（2-11）得： 14.57.302????mAz 取 =60，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?z 17） ，故取 z8=17，得出 z7=60-17=43。 b.修正中心距 A 若計(jì)算所得的 z7、z 8不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距 A，修正后的中心距則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 由公式（3-11）得： A=（3.5×60）/2=105mm c.確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) （2-12）7812zigⅠ? 確定了 z7、z 8后由公式（2-11）和（2-12）聯(lián)立方程求解 z1、z 2 , 故 z1=17 ；z 2=43??? ??????605.312)(.4.2172mAzigⅠ d.確定其他檔位的齒輪齒數(shù) Ⅱ檔齒輪副： 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 23 （2-13）6152zigⅠ?? 由公式（2-11）和（2-13）聯(lián)立方程求解 z5、z 6。 因?yàn)?igⅡ = igⅢ ×q=3.516 ，所以先試湊 z5、z 6。 試湊出 z5=33、z 6=27，此時(shí) igⅡ =3.09。 Ⅲ檔齒輪副： （2-14）4132zigⅠ?? 由公式（2-11）和（2-14）聯(lián)立方程求解 z5、z 6。 因?yàn)?igⅢ =q=1.875 ，所以先試湊 z3、z 4。????????605.31274341mAzigⅠ 試湊出 z3=24、z 4=36，此時(shí) igⅢ =1.69。 e.確定倒檔齒輪副的齒數(shù) 通常Ⅰ檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù) z10=21～23。 則中間軸與倒檔軸之間的中心距為： （2-15）2/)('108zmA?? 初選 z10=22,由公式（3-15）得: mm25.68/)17(5.3/)('108 ???z 為了避免干涉，齒輪 8 與齒輪 9 的齒頂圓之間應(yīng)有不小于 0.5mm 的 間隙，則: （2-16）.'2//98??Ada 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 24 由公式（2-16）得: mm69125.31725.681'289 ????????aadA d9=da9-2ha=69-2×3.5=62mm 根據(jù) d9選擇齒數(shù)，取 z9=17。 最后計(jì)算倒檔與第二軸的中心距： （2-17）2/)('97zmA?? 由公式（2-17）得: mm1052/7435./)('97 ????）（z ≈8.281981702ig倒 檔 綜合上述計(jì)算修正一下各檔的傳動(dòng)比（見下表） 。 表 2-4 各檔速比 檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 倒檔 速比 6.40:1 3.09:1 1.69:1 1:1 8.28:1 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本畢業(yè)論文 25 3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 幾何尺寸計(jì)算 常嚙合齒輪副：Z 1=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.25+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 Z1=43 d=mz=3.5×43=150.5 da=d+2ha=150.5+2×3.5=157.5 df=d- 2hf=150.5-2×3.5×1.25=141.75 Ⅰ檔齒輪副：Z 8=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.25+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 Z7=43 d=mz=3.5×43=150.5 da=d+2ha=150.5+2×3.5=157.5 df=d-2hf=150.5- 2×3.5×1.25=141.75 Ⅱ檔齒輪副： Z6=27 d=mz=3.5×27=94.5 da=d+2ha=94.5+2×3.5=101.5 df=d-2hf=94.5-2×3.5×1.25=85.75 Z5=33 d=mz=3.5×33=115.5 da=d+2ha=115.5+2×3.5=122.5 df=d-2hf=115.5- 2×3.5×1.25=106.75 Ⅲ檔齒輪副： Z4=36 d=mz=3.5×36=126 da=d+2ha=126+2×3.5=133 df=d-2hf=126-2×3.5×1.25=117.25 Z3=24 d=mz=3.5×24=84 da=d+2ha=84+2×3.5=91 df=d-2hf=84-2×3.5×1.25=75.25 倒檔齒輪： Z10=22 d=mz=3.5×22=77 da=d+2ha=77+2×3.5=84 df=d-2hf=77-2×3.5×1.25=68.25 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 26 Z9=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.25+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 見圖 3-1（單位：mm） 。 3.2 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造,使輪齒表層的高硬 度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合,以大大提高其接觸強(qiáng)度,彎曲強(qiáng)度及耐磨 性。在選擇齒輪的材料及熱處理時(shí)也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成 本 [6，9] 。 國(guó)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(jìn)行回火。變速器 齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下 [4]： mn≤3.5 滲碳深度 0.8～1.2mm 3.5＜m n＜5 滲碳深度 0.9～1.3mm mn≥5 滲碳深度 1.0～1.6mm 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。 本課題變速器齒輪選用材料是 20CrMnTi。 3.3 齒輪的彎曲強(qiáng)度 3.05N Mc=N1a=683.05×（193-32）≈1.1×10 5N·mm 在水平平面內(nèi): N｀ 2=Ft 倒檔 b/l=11443.46×（32/193）≈1.9×10 3N 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 27 Ms=N｀ 2a=1.9×103×（193-32）≈3.06×10 5N·mm 由公式（2-27）得： Tj=Temaxi 倒檔 =104×8.28=861.12N·m 直齒齒輪彎曲應(yīng)力 ：w? （3-1）yzKmTcfjw32???? 式中 ——計(jì)算載荷，N?mm；jT ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65；?K ——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 1.1，被動(dòng)齒輪取 0.9；f ——齒輪模數(shù)；m ——齒輪齒數(shù)；z ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4～7.0；cK ——齒形系數(shù)，見圖 3-3。齒高系數(shù) 相同、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)：y f ， ， ， ；205.1479y?205.1789y?205.1y?2053.y? 壓力角相同、齒高系數(shù)為 0.8 時(shí)， ；18.4??ff ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng) 時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力w?maxejT? MPa。850~4][?w 因?yàn)樵撟兯倨魉械凝X輪采用同一種材料，所以當(dāng)校核時(shí)只要校核 受力最大和危險(xiǎn)的檔位齒輪。故分別計(jì)算Ⅰ檔、倒檔齒輪的彎曲強(qiáng)度。 a.Ⅰ檔齒輪副：主動(dòng)齒輪 z8=17,從動(dòng)齒輪 z7=43 Ⅰ檔主動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷 Tj=Temaxi12=104×43/17≈263.06N·m 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 28 由公式（3-1）得: 主動(dòng)齒輪 z8的彎曲強(qiáng)度： MPaⅠyzKmTcfjw 2.790.4612.0)74.(15.3460223 ??????? Ⅰ檔從動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷 Tj=TemaxigⅠ =104×6.40=665.6 N·m 從動(dòng)齒輪 z7的彎曲強(qiáng)度： PaⅠyKmTcfjw 75.643.012.)74.(35.143906223 ??????? b.倒檔齒輪副:因?yàn)榈箼n齒輪相當(dāng)于一個(gè)惰輪,所以主動(dòng)齒輪是 Z8=17，從動(dòng)齒輪是 Z10=22。通過(guò)惰輪后主動(dòng)齒輪是 Z9=17，從動(dòng)輪是 Z7=43。 惰輪的計(jì)算載荷 Tj=Temaxi12i810=104×（43/17）×（22/17） ≈340.43N·m 通過(guò)惰輪前，Z 10=22 的彎曲強(qiáng)度由公式（3-1）得: MPaⅠyzKmTcfjw 54.60.412.)74.(25.314096023 ??????? 通過(guò)惰輪后主動(dòng)輪是 Z9=17，從動(dòng)輪是 Z7=43。 Z9的計(jì)算載荷 Tj=Temaxi12i810=104×（43/17）×（22/17） ≈340.43N·m MPaⅠⅠyzKmcfjw 63.10279.6412.0)74.(15.3460223 ??????? Z7的計(jì)算載荷 Tj=Temaxi 倒檔 =104×8.28=861.12 N·m 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 29 MPaⅠⅠyzKmTcfjw 73.8694.521.0)74.(35.143962823 ??????? 以上的齒輪副都滿足彎曲強(qiáng)度的要求。 3.4 齒輪的接觸強(qiáng)度 齒輪的接觸應(yīng)力按下式計(jì)算： （3-2）)1(418.02????bFEj 式中 F——法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力，N； （3-3）??cost? Ft——端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力，N； （3-4）dTFjt2 Tj——計(jì)算載荷，N·mm； d——節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)點(diǎn)處壓力角；? ——螺旋角；? E——齒輪材料的彈性模量，鋼取 2.1×105MPa； b——齒輪接觸的實(shí)際寬度，斜齒齒輪為 b/cos 代替，mm；? ——主、被動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑，mm；直齒齒輪：21,? ， ；斜齒齒輪：?sin1r??sin2r? 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 30 ， ；???21cos/inr????22cos/inr? r1，r 2——分別為主、被動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑，mm。 當(dāng)計(jì)算載荷為 許用接觸應(yīng)力見表 3-2。max5.0ejT 表 3-2 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 /MPaj? 齒輪 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 1900～2000 950～1000 常嚙合及高檔 1300～1400 650～700 常嚙合齒輪副：當(dāng)計(jì)算載荷為 =0.5×104=52N·m,max5.0ejT? 由公式（3-3）和（3-4）得: NdTFjt 9.1745.32?? t 0.86coscos??? mm 2.10/)in5.317(sin1 ?????r mm7.5s.42 由公式（3-2）得: MPabFEj 40.76).251.0(16.2084.)1(418.0 52 ???????? Ⅰ檔: 計(jì)算載荷為 iⅠ =0.5×104×6.40=332.8N·m,max5.0ejT 由公式（3-4）和（3-3）得: 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 31 NdTFjt 6.425.341082??? t 7coscos?? mm2.10/)in.17(in1?r mm7.5s5.34s2 ??? 由公式（3-12）得: MPabFEj 4.106)7.25.10(2.706418.)1(48.0 52 ?????? Ⅱ檔：計(jì)算載荷為 IⅡ =0.5×104×3.09=160.68N·m,max5.0ejT? 由公式（3-4）和（3-3）得: NdFjt 34.2785.31062?? t 9coscos??? mm 16.2/)0in.27(in1??r mm 75.9s5.3s2 ?? 由公式（3-2）得: MPabFEj 69.803)75.196.(190.248.0)1(418.0 52 ??????? Ⅲ檔：計(jì)算載荷為 iⅢ =0.5×104×1.69≈87.88N·m,max5.0ejT 由公式（3-4）和（3-3）得: 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 32 NdTFjt 38.2095.324187??? t 4coscos?? mm5.21/)0in.6(in1?r mm36.4s5.324s2 ??? 由公式（3-2）得: MPabFEj 78.61)3.45.21(0.942518.0)1(48.02 ???????? 倒檔:計(jì)算載荷為 i12=0.5×104×43/17=131.53N·m,max5.