商用汽車變速器設(shè)計,商用,汽車,變速器,設(shè)計 《車輛工程專業(yè)課程設(shè)計》設(shè)計任務(wù)書 機械與汽車學(xué)院 班級 ：07車輛三班 姓名：蔡雪濤 一．設(shè)計任務(wù)：商用汽車變速器設(shè)計 二．基本參數(shù)： 三．設(shè)計內(nèi)容 主要進行變速器總成設(shè)計，設(shè)計的內(nèi)容包括： 1．查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計原則 2．根據(jù)給定的設(shè)計參數(shù)(發(fā)動機最大力矩，傳動系傳動比，驅(qū)動輪類型與規(guī)格，汽車總質(zhì)量和使用工況)，選擇變速器總成的傳動方案及零部件方案，設(shè)計出一套完整的變速器裝置，設(shè)計過程中要進行必要的計算。 3．變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計和主要技術(shù)參數(shù)的確定 （1）主要參數(shù)的選擇和計算 中心距，外形尺寸，齒輪參數(shù) （2）主要零部件的設(shè)計與計算 齒輪強度計算，軸的強度計算， （3）操縱機構(gòu)設(shè)計 3．繪制裝配圖及主要零部件的零件圖 四．設(shè)計要求 1．變速器總成的裝配圖，1號圖紙一張。 裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標注的尺寸，在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。 2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。 要求零件形狀表達清楚、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。 3．編寫設(shè)計說明書。 五．設(shè)計進度與時間安排 本課程設(shè)計為3周 １．明確任務(wù)，分析有關(guān)原始資料，復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設(shè)計計算 1.0周 ３．繪圖 1.0周 ４．編寫說明書、答辯 0.5周 六、主要參考文獻 1．成大先 機械設(shè)計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構(gòu)造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設(shè)計?????機械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車理論???? 機械工業(yè)出版社 七．注意事項 （1）為保證設(shè)計進度及質(zhì)量，設(shè)計方案的確定、設(shè)計計算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認可，尤其在繪制總布置圖前，設(shè)計方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。 （2）編寫設(shè)計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應(yīng)有分析論證，要能反應(yīng)出學(xué)生獨立工作和解決問題的能力。 （3）獨立完成圖紙的設(shè)計和設(shè)計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績評定 成 績 內(nèi) 容 優(yōu) 良 中 及格 不及格 出勤情況（20%） 設(shè)計方案（20%） 性能計算（20%） 圖紙質(zhì)量（20%） 說明書質(zhì)量（20%） 評 語 總 成 績 指導(dǎo)教師 注意：此任務(wù)書要妥善保管，最后要裝訂在設(shè)計說明書的第一頁，如有丟失，后果自負。 機械式變速器設(shè)計 一、 傳動方案和零部件方案的確定 根據(jù)題目給定的參數(shù)和總體設(shè)計結(jié)果可以確定，作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，毫無疑問應(yīng)該選用中間軸式多擋位機械式變速器。 （一）、傳動方案初步確定 1)、變速器第1軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的（1擋）采用滑動直齒齒輪傳動。 2）、倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用直齒滑動齒輪作為換擋方式。 （二）、零部件結(jié)構(gòu)方案 1、 齒輪形式 齒輪形式為直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。變速器的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 2、 換擋機構(gòu)形式 此變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。 此變速器1擋、倒擋采用軸向滑動直齒齒輪換擋。2擋以上都采用同步器換擋，能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。 3、 變速器軸承 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。 中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。 滾動軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪與第2軸的連接，由于滾針滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。 （二） 主要參數(shù)的選擇和計算 計算需要的相關(guān)數(shù)據(jù)： 最高車速：=100Km/h； 發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速=2200r/min 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速=1278r/min 車輪滾動半徑r=0.4628m 發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)矩=754 Nm 變速器的傳動效率=95% 貨車的最大質(zhì)量=8930kg 1、 先確定最小傳動比 = 汽車最高車速時變速器的傳動比最小，則根據(jù)公式 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速 —車輪半徑 —變速器最小傳動比 —主減速器傳動比 發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速=2200r/min 車輪滾動半徑r=0.4628m 最高車速：=100Km/h； 代入數(shù)據(jù)，得到 =3.818 為了滿足足夠的動力性能，還需要校核最高擋動力因數(shù) 一般中型貨車最高擋動力因數(shù)取值范圍為0.04~0.08 G（n） A(㎡) （km/h） 8930kg*9.8 0.95 0.9 4.49 100 代入數(shù)值，得到=0.04541 滿足最高擋動力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟性要求。此變速器最高擋為直接擋=1，則=3.818，該車采用單級主減速器，主減速器傳動比<7,滿足要求。 2） 確定最大傳動比 確定最大傳動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因數(shù)、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。 1、傳動系出最大傳動比通常是變速器1擋傳動與主減速器傳動比的乘積，即 當汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為 各表達式展開 則 其中爬坡度為30%，即 f r(m) （Nm） 0.9 0.02 3.818 0.4628 754 代入數(shù)據(jù)得到 4.539 2）、1擋傳動比還應(yīng)滿足附著條件 對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式 式中：為后軸質(zhì)量，670%。 將以上兩式聯(lián)立，得到 代入數(shù)據(jù)，得到 8.3287 取=5.00 傳動系的最大傳動比==19.09 3）驗證貨車的最低穩(wěn)定速度 發(fā)動機的最低轉(zhuǎn)速n=700r/min 得到貸車的最低穩(wěn)定速度=6.4kmh 符合要求； （一） 擋位數(shù)確定 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小，換擋容易進行。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。 當擋位數(shù)為n時，有 對于本變速器，擋位數(shù)暫定為4，則 ==1.71<1.8 一般擋數(shù)的選擇要求如下： 1） 為了減小換擋難度，相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。 2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。 所以，變速器各擋位的傳動比可以確定如下： =5.00 =2.92 =1.71 =1 單級主減速器傳動比=3.818 經(jīng)初步驗證，滿足題目要求。 （二） 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、輪齒的接觸強度有影響。 中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算 式中：為中心距系數(shù)，貨車為=8.6-9.6,取=9.0 為變速器傳動效率，取95%。 =754 Nm =5.100 =137.699mm 貨車的變速器中心距在80-170mm范圍內(nèi)變化,滿足要求。 （三） 外形尺寸 4擋變速器殼體的軸向尺寸取2.7A，取整得L=372mm （四） 齒輪參數(shù) 1、 模數(shù)的選取 對于貨車，減少質(zhì)量比減少噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些，同時減小齒寬。另外，低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。 中型貨車 ，接合齒模數(shù)取值范圍3.5-4.5 遵照以上原則，本變速器1擋直齒齒輪m=6.00mm,其余擋位斜齒輪=5.00mm 嚙合套和同步器的結(jié)合齒多數(shù)采用漸開線齒開，由于工藝上的原因，同一變速器的接合齒模數(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 2.0~3.5 3.5~5.0 選取較小的模數(shù)可以使齒數(shù)增加，有利于換擋。在此取m’=3mm。 2、壓力角 遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為，嚙合套或同步器的壓力角為。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。從提高高擋齒輪的接觸強度和重合度出發(fā)，應(yīng)當選用大一些的螺旋角。 斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是18°~26° 初選螺旋角26°。 4、 齒寬 1擋第1軸常嚙合直齒齒輪寬度取=86=48mm 1擋第2軸常嚙合直齒齒輪寬度取=75=35mm 其余斜齒輪寬度取mm 5、 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 ①對于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 ②對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，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，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 6、 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)取值為1.0 7、 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距A、齒輪模數(shù)m和螺旋角β以后，可以根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪齒數(shù)。下面以4擋變速器圖示來進行齒數(shù)分配。 4擋變速器示意圖 擋位 傳動比 5.00 2.92 1.71 1 （1） 確定1擋齒輪的齒數(shù) 1擋傳動比 和齒數(shù)和： 直齒取整得46 取=13，則1擋大齒輪齒數(shù)為= （2） 對中心距A修正 因為一般計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變化系數(shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距A為各擋齒輪分配的依據(jù)。修正后得 （3） 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)。 根據(jù)式得 ……………………（1） 常嚙合傳動齒輪、中心距和1擋齒輪的中心距相等，即 解得=62.017………………………………（2） 聯(lián)立（1）、（2）兩式解得 =16.7 取整得=17 =33 核算傳動比 則齒數(shù)分配合適。 由，得到 = （2）確定其他各擋齒輪的齒數(shù) ①2擋齒輪齒數(shù)。2擋齒輪為斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪不同。 ，即=，…………（3） ，………………（4） 另外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下式 解得 暫取=18° 最小只能取到18° 把代入（4），聯(lián)立（3）式，得到 =1.504 解得=28.75，取=20.96 取整為20 =31.53 取整為31 核算傳動比= 取=31時， 與2.92相差不大，滿足要求。 算出精確的螺旋角 滿足要求 ②3擋齒輪齒數(shù)計算 ，即， ， 另外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下式 =20.65° 所以， = 得到=27.46 取整 27 ，則=25 核算傳動比 = ，滿足要求，故齒數(shù)合理。 求精確： ，符合要求。 ③4擋為直接擋。 （4） 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，中間軸上倒擋齒輪的齒數(shù)已確定為13，倒擋軸上的倒擋一般在21~23之間，先初選=26，再調(diào)整?？捎嬎愠鲋虚g軸到倒擋軸的中心距mm， 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×117－6×(13+2)－1 =143mm =－2 =21.8333 為了保證齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=21 倒擋齒輪10與1擋齒輪7嚙合，初選，則可計算倒擋軸與第2軸的中心距 可知，，所以 變速器各齒輪齒數(shù)： 17 33 25 27 31 20 33 13 21 23 第三節(jié) 主要零部件的設(shè)計和計算 （一）齒輪彎曲強度計算 ①直齒輪彎曲應(yīng)力 式中，為彎曲應(yīng)力（MPa），為計算載荷（N·mm），為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取為1.65，為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，彎曲應(yīng)力的影響也不同，主動齒輪，從動齒輪，m為模數(shù)（mm），y為齒形系數(shù)，如右圖。 齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂） 取作用在變速器第1軸上的最大轉(zhuǎn)矩根據(jù)傳動比換算到1擋的值，知 1擋和倒擋齒輪相同，齒寬系數(shù)取8.0，齒形系數(shù)帶入可得， 1擋= 彎曲應(yīng)力略大于400MPa小于850MPa，因此在許用應(yīng)力400~850MPa,滿足要求。 ②斜齒輪彎曲應(yīng)力 當計算載荷取作用到變速器1軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對貨車常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用應(yīng)力為100250Mpa。 式中：重合度影響系數(shù)，取。為應(yīng)力集中系數(shù)，取。取齒寬系數(shù)。 2擋齒輪=20 =19.6° = 滿足彎曲應(yīng)力要求。 （二）齒輪接觸強度計算 式中，為齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；為齒面上的法向力（N），；為圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；d為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)圓壓力角；為齒輪螺旋角；E為齒輪材料的彈性模量（），；b為齒輪接觸的實際寬度（mm）；，為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，，斜齒輪，；為主，從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮滲齒輪 1擋和倒擋 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高擋 1300~1400 650~700 ①計算第1軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力。 860MPa 滿足設(shè)計要求。 （2）計算高擋（第3擋）常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 919.91MPa,可選用液體碳氮共滲齒輪,滿足設(shè)計要求。 （3）計算1擋和倒檔直齒齒輪接觸應(yīng)力 515.7MPa,可選用液體碳氮共滲齒輪,滿足設(shè)計要求。 二、軸的強度計算 （一）初選軸的直徑 已知中間軸式變速器中心距A時，第2軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑d和支承間距L的比值： 對于第1軸和中間軸，d/L=0.16~0.18；對于第2軸，d/L=0.18~0.21。 第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選： 其中，K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6；為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）。 在此，取K=4.4，計算得第一軸花鍵部分直徑， 第2軸和中間軸中間部分直徑=62.1~82.8mm間， 取d=0.45A=62.1mm≈62mm 核算軸的最大直徑d和支承間距離L的比值： 對于貨車的4擋變速器，殼體的軸向尺寸在（2.2~2.7）A間， 中間軸支承間的距離略小于軸向尺寸L，可取L’=370mm計算， 中間軸，滿足設(shè)計要求。 第2軸支承間的距離通常由經(jīng)驗公式確定 第2軸 在0.18~0.21的范圍內(nèi)，滿足設(shè)計要求。 （二）軸的強度驗算 ①軸剛度的驗算 對于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。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 在驗算時，由于擋位不同、不僅圓周力、徑向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應(yīng)當對每個擋位都進行驗算。驗算時將軸看成鉸接支承的梁。計算時僅計算齒輪所在位置處的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近、負荷小，通常撓度不大，故可不必計算。垂直平面內(nèi)的撓度，水平面內(nèi)的撓度，以及轉(zhuǎn)角的計算方法如下： 軸的全撓度為 式中：為齒輪齒寬中間平面上的圓周力，N；為齒輪齒寬中間平面上的徑向力，N；為彈性模量，MPa，；為慣性矩，，對于實心軸；d為軸的直徑，mm；花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上作用力距支座A、B的距離；L為支座間距離。 按要求全撓度，軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度許用值為,。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)該超過0.002rad。 本例中，由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗算中間軸上常嚙合齒輪處的強度和剛度即可。 變速器中間軸兩支點長L=372mm，取, 代入 滿足設(shè)計要求。 （2）軸的強度計算 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，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力和之后，計算相應(yīng)的彎矩、。 得出 滿足設(shè)計要求。 機械式變速器設(shè)計 一、 傳動方案和零部件方案的確定 根據(jù)題目給定的參數(shù)和總體設(shè)計結(jié)果可以確定，作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，毫無疑問應(yīng)該選用中間軸式多擋位機械式變速器。 （一）、傳動方案初步確定 1)、變速器第1軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的（1擋）采用滑動直齒齒輪傳動。 2）、倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用直齒滑動齒輪作為換擋方式。 （二）、零部件結(jié)構(gòu)方案 1、 齒輪形式 齒輪形式為直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。變速器的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 2、 換擋機構(gòu)形式 此變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。 此變速器1擋、倒擋采用軸向滑動直齒齒輪換擋。2擋以上都采用同步器換擋，能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。 3、 變速器軸承 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。 中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。 滾動軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪與第2軸的連接，由于滾針滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。 （二） 主要參數(shù)的選擇和計算 計算需要的相關(guān)數(shù)據(jù)： 最高車速：=100Km/h； 發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速=2200r/min 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速=1278r/min 車輪滾動半徑r=0.4628m 發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)矩=754 Nm 變速器的傳動效率=95% 貨車的最大質(zhì)量=8930kg 1、 先確定最小傳動比 = 汽車最高車速時變速器的傳動比最小，則根據(jù)公式 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速 —車輪半徑 —變速器最小傳動比 —主減速器傳動比 發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速=2200r/min 車輪滾動半徑r=0.4628m 最高車速：=100Km/h； 代入數(shù)據(jù)，得到 =3.818 為了滿足足夠的動力性能，還需要校核最高擋動力因數(shù) 一般中型貨車最高擋動力因數(shù)取值范圍為0.04~0.08 G（n） A(㎡) （km/h） 8930kg*9.8 0.95 0.9 4.49 100 代入數(shù)值，得到=0.04541 滿足最高擋動力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟性要求。此變速器最高擋為直接擋=1，則=3.818，該車采用單級主減速器，主減速器傳動比<7,滿足要求。 2） 確定最大傳動比 確定最大傳動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因數(shù)、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。 1、傳動系出最大傳動比通常是變速器1擋傳動與主減速器傳動比的乘積，即 當汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為 各表達式展開 則 其中爬坡度為30%，即 f r(m) （Nm） 0.9 0.02 3.818 0.4628 754 代入數(shù)據(jù)得到 4.539 2）、1擋傳動比還應(yīng)滿足附著條件 對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式 式中：為后軸質(zhì)量，670%。 將以上兩式聯(lián)立，得到 代入數(shù)據(jù)，得到 8.3287 取=5.00 傳動系的最大傳動比==19.09 3）驗證貨車的最低穩(wěn)定速度 發(fā)動機的最低轉(zhuǎn)速n=700r/min 得到貸車的最低穩(wěn)定速度=6.4kmh 符合要求； （一） 擋位數(shù)確定 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小，換擋容易進行。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。 當擋位數(shù)為n時，有 對于本變速器，擋位數(shù)暫定為4，則 ==1.71<1.8 一般擋數(shù)的選擇要求如下： 1） 為了減小換擋難度，相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。 2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。 所以，變速器各擋位的傳動比可以確定如下： =5.00 =2.92 =1.71 =1 單級主減速器傳動比=3.818 經(jīng)初步驗證，滿足題目要求。 （二） 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、輪齒的接觸強度有影響。 中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算 式中：為中心距系數(shù)，貨車為=8.6-9.6,取=9.0 為變速器傳動效率，取95%。 =754 Nm =5.100 =137.699mm 貨車的變速器中心距在80-170mm范圍內(nèi)變化,滿足要求。 （三） 外形尺寸 4擋變速器殼體的軸向尺寸取2.7A，取整得L=372mm （四） 齒輪參數(shù) 1、 模數(shù)的選取 對于貨車，減少質(zhì)量比減少噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些，同時減小齒寬。另外，低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。 中型貨車 ，接合齒模數(shù)取值范圍3.5-4.5 遵照以上原則，本變速器1擋直齒齒輪m=6.00mm,其余擋位斜齒輪=5.00mm 嚙合套和同步器的結(jié)合齒多數(shù)采用漸開線齒開，由于工藝上的原因，同一變速器的接合齒模數(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 2.0~3.5 3.5~5.0 選取較小的模數(shù)可以使齒數(shù)增加，有利于換擋。在此取m’=3mm。 2、壓力角 遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為，嚙合套或同步器的壓力角為。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。從提高高擋齒輪的接觸強度和重合度出發(fā)，應(yīng)當選用大一些的螺旋角。 斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是18°~26° 初選螺旋角26°。 4、 齒寬 1擋第1軸常嚙合直齒齒輪寬度取=86=48mm 1擋第2軸常嚙合直齒齒輪寬度取=75=35mm 其余斜齒輪寬度取mm 5、 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 ①對于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 ②對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，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，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 6、 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)取值為1.0 7、 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距A、齒輪模數(shù)m和螺旋角β以后，可以根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪齒數(shù)。下面以4擋變速器圖示來進行齒數(shù)分配。 4擋變速器示意圖 擋位 傳動比 5.00 2.92 1.71 1 （1） 確定1擋齒輪的齒數(shù) 1擋傳動比 和齒數(shù)和： 直齒取整得46 取=13，則1擋大齒輪齒數(shù)為= （2） 對中心距A修正 因為一般計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變化系數(shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距A為各擋齒輪分配的依據(jù)。修正后得 （3） 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)。 根據(jù)式得 ……………………（1） 常嚙合傳動齒輪、中心距和1擋齒輪的中心距相等，即 解得=62.017………………………………（2） 聯(lián)立（1）、（2）兩式解得 =16.7 取整得=17 =33 核算傳動比 則齒數(shù)分配合適。 由，得到 = （2）確定其他各擋齒輪的齒數(shù) ①2擋齒輪齒數(shù)。2擋齒輪為斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪不同。 ，即=，…………（3） ，………………（4） 另外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下式 解得 暫取=18° 最小只能取到18° 把代入（4），聯(lián)立（3）式，得到 =1.504 解得=28.75，取=20.96 取整為20 =31.53 取整為31 核算傳動比= 取=31時， 與2.92相差不大，滿足要求。 算出精確的螺旋角 滿足要求 ②3擋齒輪齒數(shù)計算 ，即， ， 另外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下式 =20.65° 所以， = 得到=27.46 取整 27 ，則=25 核算傳動比 = ，滿足要求，故齒數(shù)合理。 求精確： ，符合要求。 ③4擋為直接擋。 （4） 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，中間軸上倒擋齒輪的齒數(shù)已確定為13，倒擋軸上的倒擋一般在21~23之間，先初選=26，再調(diào)整?？捎嬎愠鲋虚g軸到倒擋軸的中心距mm， 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×117－6×(13+2)－1 =143mm =－2 =21.8333 為了保證齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=21 倒擋齒輪10與1擋齒輪7嚙合，初選，則可計算倒擋軸與第2軸的中心距 可知，，所以 變速器各齒輪齒數(shù)： 17 33 25 27 31 20 33 13 21 23 第三節(jié) 主要零部件的設(shè)計和計算 （一）齒輪彎曲強度計算 ①直齒輪彎曲應(yīng)力 式中，為彎曲應(yīng)力（MPa），為計算載荷（N·mm），為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取為1.65，為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，彎曲應(yīng)力的影響也不同，主動齒輪，從動齒輪，m為模數(shù)（mm），y為齒形系數(shù)，如右圖。 齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂） 取作用在變速器第1軸上的最大轉(zhuǎn)矩根據(jù)傳動比換算到1擋的值，知 1擋和倒擋齒輪相同，齒寬系數(shù)取8.0，齒形系數(shù)帶入可得， 1擋= 彎曲應(yīng)力略大于400MPa小于850MPa，因此在許用應(yīng)力400~850MPa,滿足要求。 ②斜齒輪彎曲應(yīng)力 當計算載荷取作用到變速器1軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對貨車常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用應(yīng)力為100250Mpa。 式中：重合度影響系數(shù)，取。為應(yīng)力集中系數(shù)，取。取齒寬系數(shù)。 2擋齒輪=20 =19.6° = 滿足彎曲應(yīng)力要求。 （二）齒輪接觸強度計算 式中，為齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；為齒面上的法向力（N），；為圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；d為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)圓壓力角；為齒輪螺旋角；E為齒輪材料的彈性模量（），；b為齒輪接觸的實際寬度（mm）；，為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，，斜齒輪，；為主，從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮滲齒輪 1擋和倒擋 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高擋 1300~1400 650~700 ①計算第1軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力。 860MPa 滿足設(shè)計要求。 （2）計算高擋（第3擋）常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 919.91MPa,可選用液體碳氮共滲齒輪,滿足設(shè)計要求。 （3）計算1擋和倒檔直齒齒輪接觸應(yīng)力 515.7MPa,可選用液體碳氮共滲齒輪,滿足設(shè)計要求。 二、軸的強度計算 （一）初選軸的直徑 已知中間軸式變速器中心距A時，第2軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑d和支承間距L的比值： 對于第1軸和中間軸，d/L=0.16~0.18；對于第2軸，d/L=0.18~0.21。 第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選： 其中，K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6；為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）。 在此，取K=4.4，計算得第一軸花鍵部分直徑， 第2軸和中間軸中間部分直徑=62.1~82.8mm間， 取d=0.45A=62.1mm≈62mm 核算軸的最大直徑d和支承間距離L的比值： 對于貨車的4擋變速器，殼體的軸向尺寸在（2.2~2.7）A間， 中間軸支承間的距離略小于軸向尺寸L，可取L’=370mm計算， 中間軸，滿足設(shè)計要求。 第2軸支承間的距離通常由經(jīng)驗公式確定 第2軸 在0.18~0.21的范圍內(nèi)，滿足設(shè)計要求。 （二）軸的強度驗算 ①軸剛度的驗算 對于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。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 在驗算時，由于擋位不同、不僅圓周力、徑向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應(yīng)當對每個擋位都進行驗算。驗算時將軸看成鉸接支承的梁。計算時僅計算齒輪所在位置處的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近、負荷小，通常撓度不大，故可不必計算。垂直平面內(nèi)的撓度，水平面內(nèi)的撓度，以及轉(zhuǎn)角的計算方法如下： 軸的全撓度為 式中：為齒輪齒寬中間平面上的圓周力，N；為齒輪齒寬中間平面上的徑向力，N；為彈性模量，MPa，；為慣性矩，，對于實心軸；d為軸的直徑，mm；花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上作用力距支座A、B的距離；L為支座間距離。 按要求全撓度，軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度許用值為,。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)該超過0.002rad。 本例中，由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗算中間軸上常嚙合齒輪處的強度和剛度即可。 變速器中間軸兩支點長L=372mm，取, 代入 滿足設(shè)計要求。 （2）軸的強度計算 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，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力和之后，計算相應(yīng)的彎矩、。 得出 滿足設(shè)計要求。