輕型客車(chē)四檔中間軸式變速器設(shè)計(jì)

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1、汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū) 題 目：輕型客車(chē)四檔中間軸式變速器設(shè)計(jì) 院 另 XXXXXX 專(zhuān) 業(yè)： XXXXX 班 級(jí)： XXXXXXXX 姓 名: XXXXXXXXXXX 學(xué) 號(hào): XXXXXXXXXXXXXXXXX 扌指導(dǎo)教師： XXXXXXXXXXXXXX 二零一五年一月十九日 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽 錯(cuò)誤!未定義書(shū)簽 五、結(jié)論 -25 - 參考文獻(xiàn) -26 - 一、 變速器的功用與組成 4 - 1. 變速器的組成 4 - 二、 變速器的設(shè)計(jì)要求與任務(wù) 4 - 1. 變速器的設(shè)計(jì)要求 4 - 2. 變速器的設(shè)計(jì)任務(wù) 4 - 三、 變速

2、器齒輪的設(shè)計(jì) 4 - 1. 確定一擋傳動(dòng)比 4 - 2. 各擋傳動(dòng)比的確定 4 - 3. 確定中心距 6 - 4. 初選齒輪參數(shù) 6 - 5. 各擋齒數(shù)分配 9 - 四、變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 -14 - 1.輪齒強(qiáng)度的計(jì)算 2中間軸的強(qiáng)度校核 現(xiàn)代汽車(chē)除了裝有性能優(yōu)良的發(fā)動(dòng)機(jī)外還應(yīng)該有性能優(yōu)異的傳動(dòng)系與之匹 配才能將汽車(chē)的性能淋漓盡致的發(fā)揮出來(lái)，因此汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)顯得尤為重 要。變速器在發(fā)動(dòng)機(jī)和汽車(chē)之間主要起著匹配作用，通過(guò)改變變速器的傳動(dòng)比， 可以使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。 本次設(shè)計(jì)的是輕型客車(chē)變速器設(shè)計(jì)。 它的布置方案采用四檔中間軸式、同步 器換擋，并對(duì)

3、倒擋齒輪和撥叉進(jìn)行合理布置， 前進(jìn)擋采用圓柱斜齒輪、倒檔采用 圓柱直齒輪。兩軸式布置形式縮短了變速器軸向尺寸，在保證擋數(shù)不變的情況下， 減少齒輪數(shù)目，從而使變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊。 首先利用已知參數(shù)確定變速器各擋傳動(dòng)比、中心矩，然后確定齒輪的模數(shù)、 壓力角、齒寬等參數(shù)。由中心矩確定箱體的長(zhǎng)度、高度和中間軸及二軸的軸徑， 然后對(duì)中間軸和各擋齒輪進(jìn)行校核， 驗(yàn)證各部件選取的可靠性。最后繪制裝配圖 及零件圖。 設(shè)計(jì)結(jié)論表明，變速器齒輪及各軸尺寸確定，各軸強(qiáng)度的校核滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求， 設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理。 關(guān)鍵詞：輕型客車(chē)、四檔變速器、中間軸式、同步器 ，、變速器的組成 1. 變速器的組成 速器通常設(shè)有

4、倒檔，在不改變發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向的情況下汽車(chē)能倒退行駛； 設(shè) 有空檔，在滑行或停車(chē)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能保持分離。變速器還應(yīng)能進(jìn)行動(dòng)力輸 出。手動(dòng)變速器基本上是由齒輪、軸、軸承、同步器等動(dòng)力傳動(dòng)部件組成。 變速器能使汽車(chē)以非常低的穩(wěn)定車(chē)速行駛，而這種低的車(chē)速只靠?jī)?nèi)燃機(jī)的最 低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達(dá)到的。變速器的倒檔使汽車(chē)可以倒退行駛； 其空檔使汽車(chē)在 啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、停車(chē)和滑行時(shí)能長(zhǎng)時(shí)間將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離。 變速器由變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。 根據(jù)需要，還可以加裝動(dòng)力輸出 器。 按傳動(dòng)比變化方式，變速器可以分為有級(jí)式、無(wú)級(jí)式和綜合式三種。 二、變速器設(shè)計(jì)要求與任務(wù) 1. 變速器的設(shè)計(jì)要求

5、 ① 正確地選擇變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比，并使之與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及主減速 比作優(yōu)化匹配，以保證汽車(chē)具有良好的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性。 ② 設(shè)置空擋，以保證汽車(chē)在必要時(shí)能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長(zhǎng)時(shí)間分離；使 汽車(chē)可以倒退行駛。 ③ 體積小、質(zhì)量小、承載能力強(qiáng)、使用壽命長(zhǎng)、工作可靠。 ④ 操縱簡(jiǎn)單、準(zhǔn)確、輕便、迅速。 ⑤ 傳動(dòng)效率高、工作平穩(wěn)、無(wú)噪聲或低噪聲。 ⑥ 制造工藝性好、造價(jià)低廉、維修方便。 ⑦ 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計(jì)要求，遵守 有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)。 ⑧ 需要時(shí)應(yīng)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。 2. 變速器的設(shè)計(jì)任務(wù) 1） 同步器換擋，進(jìn)行所有齒輪參數(shù)的設(shè)計(jì)和計(jì)算 2） 對(duì)

6、一擋齒輪的接觸強(qiáng)度和彎曲應(yīng)力進(jìn)行校核，以及中間軸的強(qiáng)度校核； 3） 繪制常嚙合齒輪和中間軸的 CAD圖。 發(fā)動(dòng)機(jī)取大轉(zhuǎn)矩（Nm） 160 最高車(chē)速（Km/h） 100 汽車(chē)總質(zhì)量（Kg） 2270 額定轉(zhuǎn)速（r/min） 3800 爬坡度（%） 30 車(chē)輪滾動(dòng)半徑（m） 0.33 主減速比 5.1 驅(qū)動(dòng)輪上法向作用力（N） 10810 道路最大阻力系數(shù) 0.278 汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率 0.9 、變速器齒輪的設(shè)計(jì) 1.確定一擋傳動(dòng)比 本設(shè)計(jì)最高檔位是四檔，傳動(dòng)比為1.0?？紤]到汽車(chē)在平坦硬路面上行駛時(shí) 的燃油經(jīng)濟(jì)性，變速器的最高檔位多為直接

7、檔（傳動(dòng)比為 1）或超速檔（傳動(dòng)比 小于1）。這時(shí)汽車(chē)的動(dòng)力性及燃油經(jīng)濟(jì)性由發(fā)動(dòng)機(jī)及驅(qū)動(dòng)橋減速比決定。變速 器低檔（一檔，有時(shí)還有爬坡檔）的傳動(dòng)比則決定了汽車(chē)的最大爬坡度。選擇最 低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著力、汽車(chē)的最低 穩(wěn)定車(chē)速，以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮。 汽車(chē)爬陡坡時(shí)車(chē)速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路 面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力，查文獻(xiàn)［1，4-1］可知: Temaxi g1 i0 T rr mg f cosmax sin max mg max (3.1) 式中：m —汽車(chē)總質(zhì)量; g —重

8、力加速度; max —道路最大阻力系數(shù); rr —驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑; Temax —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩; i0 —主減速比; T—汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率; max —最大爬坡度; f —滾動(dòng)阻力系數(shù); i g1 —變速器一檔傳動(dòng)比。 則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動(dòng)比查文獻(xiàn) ［1，4-4］可知: (3.2) mg maxb Temax ◎ :"― i0 T 2270 9.8 0.278 0.33 160 5.1 0.9 =2.7789 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著條件有： Temaxi g1 i0 T G2 rr 式中：G2 —汽車(chē)滿(mǎn)載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋

9、給地面的載荷, —道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 0.5 ~ 0.6。 求得的變速器一檔傳動(dòng)比查文獻(xiàn) [1， 4-4]可知: G2 rr 1 i g1 t i 1 e max i0 T 70% 2270 9.8 0.6 0.33 160 5.1 0.9 =4.1984 （3.3） 計(jì)算時(shí)取70%mg； （3.4） 變速器一檔傳動(dòng)比的范圍為： 2.7789 ig1 4.1984 根據(jù)本設(shè)計(jì)要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動(dòng)比 2.各擋傳動(dòng)比的確定 變速器最高檔的傳動(dòng)比ign與最低檔的傳動(dòng)比ig1確定以后, 理論上是按公比查

10、文獻(xiàn)［1，4-4］可知： q n」.—■ % 的幾何級(jí)數(shù)排列，式中n為檔位數(shù)（n 4），四檔傳動(dòng)比ign i g1 3.825。 中間各檔的傳動(dòng)比 （3.5） 1.00。 13.825 ；1.00 =1.5639 Ig1 3.825 Ig 2 2.4458 q 1.5639 Ig1 3.825 Ig 3 2 2 1.5639 q 1.5639 Ig 4 1.00 實(shí)際上各檔傳動(dòng)比之間的排列與幾何級(jí)數(shù)排列略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常 用檔位間的公比應(yīng)小些，以便于換檔。另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)

11、的合理配合。 因此初選各檔傳動(dòng)比： 一檔傳動(dòng)比igi 3.825 二檔傳動(dòng)比ig2 2732 三檔傳動(dòng)比ig3 1.397 四檔傳動(dòng)比ig4 1.00 3. 確定中心距 對(duì)中間軸式四檔變速器而言，其中心距系指第一、第二中心線與中間軸中心線 之間的距離。變速器的中心距對(duì)其尺寸及質(zhì)量的大小有直接影響， 它也代表著變 max Igi g 速器的承載能力。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)而 得出經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選，查文獻(xiàn)［1，4-4］可知： 式中： K —中心距系數(shù)，轎車(chē)取 K=8.9~9.3，貨車(chē)取K=8.6~9.6，多檔變速器取 A (3.6) K=9

12、.5~11; Temax —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N ? m； I g1 —變速器一檔傳動(dòng)比; —變速器的傳動(dòng)效率，取 0.96。 本設(shè)計(jì)變速器的中心距為: A g 9.13 160 3.825 0.96 =76mm 符合乘用車(chē)變速器的中心距變化范圍 65~80mm。 初選：A=76mm 變速器的橫向外型尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間(過(guò)度)齒輪和換檔 機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 影響變速器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。 乘用車(chē)四檔變速器殼體的軸向尺寸為(3.0~3.4)A。 商用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用： 四

13、檔——(2.2 ~ 2.7)A 五檔——(2.7 ~3.0)A 六檔——(3.2 ~ 3.5) A 當(dāng)變速器選用的檔數(shù)和同步器時(shí)，上述中心距應(yīng)取給出范圍的上限。 為了檢 測(cè)方便，中心距A最好為正數(shù)。 軸向尺寸處取 2.6A 2.6 76 198 mm 4. 初選齒輪參數(shù) (1) 模數(shù)： 對(duì)輕型客車(chē)，對(duì)舒適性和操縱穩(wěn)定性要求較高， 故齒輪模數(shù)大小要適合；從 工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。 選取齒輪模數(shù)時(shí)一般遵守的原則是在變速器中心距相同的條件下， 選取較小 的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加， 并 減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(yīng)合理

14、減小模數(shù)， 同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小 些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模 數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；變速器低檔齒輪應(yīng)選用大些 的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)。 變速器用齒輪模數(shù)的范圍見(jiàn)表： 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù) mn 車(chē)型 輕型客車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L 貨車(chē)的最大總質(zhì)量mg/t 1.0v V < 1.6 1.6v V < 2.5 6.0v mg < 14.0 mg >14.0 模數(shù)mn /mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.0 所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) GB/T13

15、57-1987的規(guī)定， 一檔齒輪初選m=2.75mm；其它檔位初選2.5 mm （2）壓力角 理論上對(duì)于輕型客車(chē)，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用 14.5 °、15°、16°、 16.5。等小些的壓力角；對(duì)商用車(chē)，為提高齒輪承載能力應(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°,所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20°。 （3） 螺旋角 隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使 齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。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)力求使中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生的 軸向力平

16、衡，以減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的 螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡(jiǎn)便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè) 計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。 從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以 15° ~25°，宜取 25o （4） 齒頂高系數(shù)：在齒輪加工精度提高以后，在我國(guó)齒頂高系數(shù)為 1.00。 （5） 根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬： 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來(lái)選定齒寬： 直齒b kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0,也=6.0 b 6.5 2.75 18 mm 斜齒 b &mn， kc取為 6.0~8.5， &=8.0 b 8.0 2.5 20mm

17、5.各擋齒數(shù)分配 圖3.7 四檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖 一檔傳動(dòng)比: ii Z2Z7 Z1Z8 (3.8) 先求其齒數(shù)合Zh，再求Z7和Z8的齒數(shù)，就可以確定一檔傳動(dòng)比。 2A 直齒 斜齒 Zh (3.9) m 2Acos Zh mn 計(jì)算后取Zh為整數(shù)，然后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小 Z7 全 齒輪的齒數(shù)盡可能取少些，以便使 Z8的傳動(dòng)比大些，在ii一定的條件下，Zi的 傳動(dòng)比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸 的前軸承保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸承孔的限制和裝配的 可能性，該齒輪齒數(shù)又不易取多。

18、乘用車(chē)中間軸式變速器一檔傳動(dòng)比 h=3.5~3.8 時(shí)，中間軸上一檔齒數(shù)可在Z8=15~17之間選取，貨車(chē)可在12~17之間選用 檔大齒輪齒數(shù)用z Zh Z8計(jì)算求得 由公式（3.9）得： 2A Zh m 2 76 2.75 初選 Z8=17，則 Z7 Zh 對(duì)中心距進(jìn)行修正： 56 z8 =56 - 17 = 39 A迪 2 =56 2.75 2 =77 mm 常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 由公式（3.9）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 (3.10) 而常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等， 查文獻(xiàn)［2，3-3］可知: (3.11) mn(Z! Z2

19、) 2 cos 解方程式（3.10）和式（3.11 ）求Z1與Z2，Z1、Z2都應(yīng)取整數(shù)；然后核算一檔傳 動(dòng)比，最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3.11）算出精確的螺旋角。 聯(lián)立公式（3.10）和公式（3.11）得： Z2 解方程組Z1 77 3.825 — 39 2.5(乙 Z2) 2cos25 ? 1.6673 Zi 乙 z2 55.8286 解得: z1 21 z2 35 由公式（3.11）算出精確的螺旋角: mn(Z1 Z2) 2 cos arccos min (乙 Z2 ) 2A =arcco

20、s 2.5 56 2 77 = 24.62 =24 37 12 確定其它各檔的齒數(shù) 知: 二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角 6與常嚙合齒輪的2不同時(shí)，查文獻(xiàn)［2，3-3］可 Z5 .乙 12 一 Z6 Z2 A mn(Z5 Z6) 2 cos 6 (3.12) (3.13) Z5 . Zi 12 - Z6 Z2 A mn(Z5 Z6) A 2 COS 6 三檔齒輪是斜齒輪, 而 查文獻(xiàn)［2, 3-3］可知： 螺旋角 4與常嚙合齒輪

21、的2不同時(shí), Z3 乙 Zi Z2 A mn（Z5 Z6） 2cos 6 4 26，由公式（3.15）和式（3.16）得: (3.15) (3.16) Z4 ig3迢 Z2 Z5 21 2.732 ■ 解方程組 Z6 35 77 2.5(Z5 Z6) 2cos20 Z5 1.6392 Z6 Z5 Z6 58 解得： Z5 36 Z6 22 mn(Z3 Z4) 2 cos 4 Z3 解方程組Z4 77 1.39721 35 2.5(Z3 乙) 2cos26 Z

22、 0.8382 Z4 Z3 Z4 56 解得: Z4 31 確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近。 倒檔齒輪Zio的齒數(shù)，一般在21~28之 間，初選乙0=26，計(jì)算出中間軸與倒檔軸的中心距 A，查文獻(xiàn)［2, 3-3］可知： 1 A' -m(z8 Zio) (3.18) 2 由公式(3.18)得： 1 A - m(Z8 Z10) 1 —2.75 (17 26) 2 =59.125 mm 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉， 齒輪8和9的齒頂圓之間保持有 (3.19) 0.5mm以上的間隙，查文獻(xiàn)［2，3-3］可知，齒輪

23、9的齒頂圓直徑Deg應(yīng)為： De8 0.5 D9 A' 2 2 De9 2A' De8 1 齒輪8的齒頂圓直徑De8 d8 z8m =17X 2.75 =46.75mm ha (f0 )m (1.0 0)2.75 2.75 mm De8 d8 2ha 46.75 2 2.75 52.25 mm 由公式(3.19)得 De9 2A' De8 1 =2 X 59.125-52.25-1 =65mm 由De9 d9 2ha可得： d9 59.5 m 2.75 22.6 齒輪圓整至z9 23 變速器倒檔傳動(dòng)比： ； Z2 Z10 Z7 iR

24、 N 互 Z9 352639 4.322 21 17 23 3-3］可知：， 計(jì)算倒檔軸與第二軸的中心距 A查文獻(xiàn)［2, A晁 2 1 Z9) (3.20) -2.75 (39 23) 2 =85 mm 確定各檔齒數(shù)后重新計(jì)算各檔傳動(dòng)比 一檔 i1 Z Z7 Z1 Z8 35 39 3.824 21 17 二檔 i2 Z2 _Z5 35 36 2.727 Z1 Z6 21 22 三檔 i3 Z2 Z3 35 25 1.344 Z1 Z4 21 31 四檔 i4 1.00 倒檔

25、 iR Z2 N0 Z7 35 26 聖 4.322 Z1 Z8 Z9 21 17 23 四、齒輪校核 1.輪齒強(qiáng)度的計(jì)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(diǎn)蝕) 、移動(dòng)換 檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時(shí)，齒輪受到較大的沖擊載荷作用； 一對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊 載荷。 所以需要對(duì)齒輪進(jìn)行計(jì)算和校荷。 4.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 (4.1) FiK Kf w bty 式中： w —彎曲應(yīng)力（MPa）; 2T Ft—圓周力（N），F(xiàn)i g ；Tg為計(jì)算載荷（N -mm）； d

26、為節(jié)圓直徑（mm）; d K —應(yīng)力集中系數(shù)， K =1.65; Kf —摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪 Kf =1.1，從動(dòng)齒輪Kf=0.9; b —齒寬（mm）； t —端面齒距，t m ； —齒形系數(shù)，=0.46 因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑d mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式（4.1） 后得 (4.2) 2TgK Kf m3zKc 當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 Temax時(shí)，一、倒檔直齒 輪許用彎曲應(yīng)力在400~800MPa,查文獻(xiàn)［2，3-4］可知，［w ］=600 MPa。 由公式（4.2）得: 2TgK Kf m'zKc =2 160 1

27、03 1.65 0.9 3 2.75 43 2 0.46 =183.85MPa＜［ w］ 滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。 （2） 二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力 w，查文獻(xiàn)［2，3-4］可知： F1K bt K —彎曲應(yīng)力（MPa）； Ft —圓周力(N) , Fi 2Tg d ;Tg為計(jì)算載荷（N -mm） ； d為節(jié)圓直徑（mm）； d mn z cos 斜齒輪螺旋角（ ）， =20 °； K —應(yīng)力集中系數(shù), =1.50； b —齒寬（mm）； t —法向齒距，t mn ； —齒形系數(shù)，=0.47 K —重合度影響系數(shù)，K =2.0。

28、將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式（4.3）,整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為: (4.4) 2Tg cos K W 3"- z mn K 當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 Temax時(shí)，斜齒輪許用彎 曲應(yīng)力在 180~350MPa,查文獻(xiàn)［2，3-4］可知，［w］=320 MPa。 由公式（4.4）得: 2Tg cos K w z mn3 K 3 2 160 103 cos20 1.50 3 40 2.5 0.47 2.0 =244.38MPa<[ w] 滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。 4.2輪齒接觸應(yīng)力 (4.5) j 0.418 式中:

29、 j —輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）; ；Fi為圓周力; F —齒面上的法向力（N）, F Fjcos cos —斜齒輪螺旋角（° ）； E —齒輪材料的彈性模量（MPa） , E 2.1 105MPa b —齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）； z—主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 (mm)， 直齒輪z rz sin 斜齒輪z rz sin cos2 ； b —從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 (mm)， 直齒輪b rb sin 斜齒輪b rb sin cos2 ； 將作用在變速器第一軸上的載荷 Temax「2作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許 用接觸

30、應(yīng)力j查文獻(xiàn)［2，3-4］可知，見(jiàn)表4.1 表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 ,MPa） 齒 輪 滲碳 齒輪 液體碳氮共滲齒 一檔和倒檔齒輪 1900~2000 輪 950~1000 常嚙合齒輪和咼檔齒輪 1300~1400 650~700 計(jì)算二軸一檔直齒輪接觸應(yīng)力 j 2Tg 2 F1 0.5 160 103 1353.1N d 118.25 F F1 cos 1353.1 1439.94 N cos20 z rz sin 24.75 si n20 8.465 mm b rb sin

31、 59.125 si n20 20.223 mm 由公式（4.5）得: j 0.418 FE 1 1 b z b 1763.87 2.1 105 1 1 0.418 V 18 8.465 20.223 =145.73 MPa<[ j] 滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。 本設(shè)計(jì)變速器齒輪材料采用 20CrMnTi，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。 2. 中間軸的強(qiáng)度校核 變速器在工作時(shí)，由于齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸 要受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。 因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生 彎曲變形，結(jié)果

32、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)變速器時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合 為前提條件。 （1）初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器的中心距 A時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑d 0.45A， 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑 d可根據(jù)中心距A按下式初選。 d （0.45 ~ 0.60） A （ mm） 初選二軸中部直徑d 0.45 81.125 36.506mm，圓整至d 39mm。 （2）按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算 計(jì)算二軸一檔齒輪嚙合的圓周力 Ft、徑向力Fr和軸向力Fa。查文獻(xiàn)[2，3-4] 可知： Fr Ft 2le

33、 max I d 2Temax 1 tan d COS 2Temax 1 tan d (4.6) (4.7) (4.8) 式中：i —至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比; d —計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； —節(jié)點(diǎn)處壓力角； —螺旋角 I II Fnv2 FNH2 Li b) FNH1 FNH2 Ft MH MH 圖4.1二軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 因?yàn)槎S一檔齒輪是直齒輪，所以 0,軸向力Fa 0 圖4.1為變速器二軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 FNV- FNH1 a) 圖4.2軸的載荷分析圖

34、 如圖4.2所示，I截面為危險(xiǎn)截面 由公式（4.6）計(jì)算二軸一檔齒輪所受圓周力 Ft為： d mz 2.75 39 107.25 mm 2Te Ft i d 3 2 160 10 3.824 115.5 =10594.63N 由公式（4.7）計(jì)算二軸一檔齒輪所受徑向力 Fr為： Fr 2T e max i tan d cos 3 =2 160 10 tan 20 115.5 1 =1008.40 N 垂直力計(jì)算: Fr L2 FNV1 ( L1 L2) 0 1008.40 28 FNV1 (168 28) 0 F NV1 1008.40 28

35、 168 28 =144.06N 二 FNV2 Fr FNV1 1008.40 144.06 864.34N 水平力計(jì)算： Fa L2 F NH1 ( L1 L2) 0 10594.63 28 Fnh 1 (168 28) 0 F NH 1 10594.63 28 168 28 =1513.52N 二 FNH2 Fa FNH1 10594.63 1513.52 9081.11 N 彎矩計(jì)算： M V FNV1 L1 144.06 168 24202.08 N ? mm Mh FNH1 L1 1513.52 168 254271.3

36、6 N ? mm 計(jì)算轉(zhuǎn)矩： Tj Temax i1 160 103 3.824 611840 N ? mm 作用在齒輪上的Fr和Fa使軸在鉛垂面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度 fc ；而Ft 使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度 fs。在求得各支點(diǎn)的鉛垂反力和水平 反力后，計(jì)算相應(yīng)的垂向彎矩 Mc和水平彎矩Ms。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下 的軸向應(yīng)力查文獻(xiàn)［2，3-4］可知： (MPa) (4.8) M 32M Ww d3 式中：M Ms2 M； 「2 「一計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N ? mm; d —軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑， mm； Ww —彎曲截面系數(shù)，mm3;

37、M s —在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，N ? mm; Mc —在計(jì)算斷面出軸的垂向彎矩，N ? mm； —許用應(yīng)力，在低檔工作時(shí)查文獻(xiàn)［2, 3-4］可知 400 MPa. M M： MS2 Tj2 24202.082 254271.362 6118402 663014.2 N ? mm 由公式（4.8）得： M 32M 3~ Ww d 32 663014.2 393 =113.85MPa. 對(duì)齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度 fc和軸斷面在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。 前者改變了齒輪中心距并破壞了其正確嚙合； 后者使大、小齒輪相互歪斜，如圖 （4.3）所示，易導(dǎo)致沿齒長(zhǎng)方向壓力分

38、布不均勻。 a) b) a）軸在垂直面內(nèi)的變形 b）軸在水平面內(nèi)的變形 圖4.3變速器軸的變形簡(jiǎn)圖 變速器齒輪在軸上的位置如圖（4.4）所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為 fc， F1a2b2 3EIL (4.9) 2. 2 (4.10) (4.11) f F?a b f s 3EIL Rab（b a） 3EIL 式中： Fi—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）; F2 —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N ;） E —彈性模量（MPa） ,E 2.1 105MPa; I —慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，I d4/64 ； d—軸的直徑，花鍵處按平

39、均直徑計(jì)算； a、b—為齒輪上的作用力距支座 A、B的距離（mm）； L —支座間的距離（mm）。 A ! F f 1 B s a - — — ° ■ — _ _ b 1 “— 一 一一I""L 右 L 圖4.4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 查文獻(xiàn)［2，3-4］可知，軸的合成撓度為: :V fc2 fs2 f 0.20 mm ( 4.12) 計(jì)算慣性矩1 : d4 394 I d 113503.2 mm4 64 64 計(jì)算垂直面內(nèi)撓度f(wàn)c 由公式（4.9）得: F1a2b2 3EIL

40、 2 2 = 1008.40 202 26 3 2.1 105 113503.2 228 =0.00171mm 計(jì)算水平面內(nèi)撓度f(wàn)s 由公式（4.10）得： 2 2 f F?a b T s 3EIL =10594.63 2022 262 5 3 2.1 10 113503.2 228 =0.0179mm 計(jì)算軸的轉(zhuǎn)角，由式（4.11）得： Rab（b a） 3EIL =1008.40 203 26 （203 26） 3 2.1 105 113503.2 228 =0.000058rad 計(jì)算軸的合成撓度 由公式（4.12）得： f f—fs2 =..

41、0.001712 0.01792 =0.01798mm〈 f 軸的垂向撓度的容許值 fc =0.05~0.10mm；軸的水平撓度 fs =0.10~0.15mm; 軸斷面的角不應(yīng)大于0.002rad。經(jīng)過(guò)驗(yàn)算，變速器二軸滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求 五、結(jié)論 本次課程設(shè) 計(jì)是四檔中間軸式變速器，變速器作為是車(chē)輛不可或缺 的一部分，是伴隨著汽車(chē)工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物，其中機(jī)械式變速箱設(shè)計(jì) 發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，在完成了最基本的傳動(dòng)功能之外，我們 對(duì)變速器的要求也是越來(lái)越高，這是變速箱演變過(guò)程的首要催產(chǎn)素。對(duì) 于我們即將踏出校門(mén)的學(xué)生來(lái)說(shuō)，其中的設(shè)計(jì)理念還是 很值得我們?nèi)ヌ? 討和學(xué)習(xí)的。 對(duì)于本次設(shè)

42、計(jì)的變速 器來(lái)說(shuō)，采用較大的傳動(dòng)比變化范圍，在保證 汽車(chē)必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì) 性的基礎(chǔ)上，其扭矩變化范圍大可以滿(mǎn)足不同 的工況要求。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價(jià)格低廉，而且采用 同步器掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，操縱舒適度增加，噪聲降低，輪 齒不易損壞。本著實(shí)用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計(jì)要求上都進(jìn) 行了詳細(xì)計(jì)算的校荷，因此具有一定的實(shí)用性。 通過(guò)本次的課程設(shè)計(jì)，我對(duì)中間軸式四檔變速器有了更深刻的認(rèn) 識(shí)，在機(jī)械技術(shù)發(fā)達(dá)的今天，人們對(duì)變速器的要求一定會(huì)越來(lái)越高，通 過(guò)對(duì)變速器各 方面的考慮，我想在今后對(duì)變速器設(shè)計(jì)的時(shí)候能在各方面 做到優(yōu)化。在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會(huì)繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速

43、器技術(shù)， 以求設(shè)計(jì)更加優(yōu)越和經(jīng)濟(jì)。 畢業(yè)之即，這次的設(shè)計(jì)是對(duì)我大學(xué)學(xué)習(xí)的一次綜合性檢驗(yàn)，更是一 次綜合的學(xué)習(xí)過(guò)程。課程 設(shè)計(jì)不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專(zhuān)業(yè)課知識(shí)而且了 解了不少相關(guān)專(zhuān)業(yè)的知識(shí)，個(gè)人能力得到很大提高。同時(shí)也鍛煉了與人 協(xié)作的精神，為以后我踏入社會(huì)工作打下了良好的基礎(chǔ)。 在完成課程設(shè)計(jì)的過(guò)程中，我要感謝給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W(xué)們。 參考文獻(xiàn) ［1］ 羅永革?汽車(chē)設(shè)計(jì)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2011 ［2］ 王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 ［3］ 李風(fēng)平.機(jī)械圖學(xué)［M］.沈陽(yáng)：東北大學(xué)出版社 2003 ［4］ 甘永立.幾何量工差與檢測(cè)［M］.上海：上海科學(xué)技術(shù)出版社 2003 ⑸ 高延齡.汽車(chē)運(yùn)用工程［M］.第二版.北京:人民交通出版社，2001 ⑹ 鐘建國(guó) 廖耘 劉宏汽車(chē)構(gòu)造與駕駛［M］.長(zhǎng)沙沖南大學(xué)出版社，2002 ［7］ 肖盛云 徐中明.汽車(chē)運(yùn)用工程基礎(chǔ)［M］.重慶:重慶大學(xué)出版社，1997 ［8］ 鄧亞?wèn)|等主編［M］汽車(chē)設(shè)計(jì) 遼寧：人民交通出版社出版，2003