CC1021PS05汽車變速器的設(shè)計【長城皮卡】【手動變速器】【說明書+CAD】

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　變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。 1.2本課題研究的意義 從上世紀(jì)50年代第一輛國產(chǎn)載貨汽車下線以來，我國汽車工業(yè)經(jīng)過了50 多年的發(fā)展，已經(jīng)成為我國的支柱產(chǎn)業(yè)。隨著改革開放的深入和社會發(fā)展的廣泛需求，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅速，汽車保有量逐年上升，2006年我國汽車保有量比1997年增加了2.03倍，近十年來年均增長率為13.4 %。保持了較高的增長速度。 汽車是重要的交通運(yùn)輸工具，其設(shè)計和制造水平是各國科學(xué)技術(shù)發(fā)展水平的重要標(biāo)志。汽車工業(yè)是資金密集、人才密集、綜合性強(qiáng)、經(jīng)濟(jì)效益高的產(chǎn)業(yè)。世界各個工業(yè)發(fā)達(dá)國家就會無一例外地把汽車工業(yè)作為國民經(jīng)濟(jì)的支柱產(chǎn)業(yè)。汽車的研制、生產(chǎn)、銷售、營運(yùn)，與國民經(jīng)濟(jì)許多部門都息息相關(guān)，對社會經(jīng)濟(jì)建設(shè)和科學(xué)技術(shù)發(fā)展起重要的推動作用。汽車也是社會物質(zhì)生活發(fā)展水平的標(biāo)志。汽車的保有量隨著國民人均收入水平的提高而增加。在許多發(fā)達(dá)國家中，汽車的數(shù)量巨大并以普及到千家萬戶，進(jìn)而促使人們的社會生活方式發(fā)生了顯著地變化。 1886年，世界上誕生的第一輛汽車并未安裝變速器，直到1902年菜由法國人早出了第一部裝有變速器的汽車。目前，巨大多數(shù)汽車仍采用機(jī)械式變速器、分動器、主減速器，構(gòu)成整車的傳動系，其機(jī)構(gòu)簡單、操縱方便、造價低廉仍不失為汽車傳東西中常用的主要總成。猶豫汽車上防范采用活塞式內(nèi)燃機(jī)，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，兒復(fù)雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為此在傳動系中設(shè)置了變速器。機(jī)械式手動汽車變速器因結(jié)構(gòu)簡單，傳動效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛的應(yīng)用。機(jī)械式手動變速器在今后相當(dāng)唱的時間里，依然會在我國輕中型貨車傳動系中占據(jù)主導(dǎo)地位。 1.3國內(nèi)外研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 1.3.1國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 我國的汽車及各種車輛的零部件產(chǎn)品在性能和質(zhì)量上和發(fā)達(dá)國家存在著一定的差距，其中一個重要原因就是設(shè)計手段落后，發(fā)達(dá)國家在機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計上早以進(jìn)入了分析設(shè)計階段，他們利用計算機(jī)輔助設(shè)計技術(shù)，將現(xiàn)代設(shè)計方法，如有限元分析、優(yōu)化設(shè)計、可靠性設(shè)計等應(yīng)用到產(chǎn)品設(shè)計中，采用機(jī)械CAD系統(tǒng)在計算機(jī)上進(jìn)行建模、分析、仿真、干涉檢查，實現(xiàn)三維設(shè)計，大大地提高產(chǎn)品設(shè)計的一次成功率，減少了試驗費(fèi)用，縮短了產(chǎn)品更新周期。而我們的設(shè)計手段仍處于以經(jīng)驗設(shè)計為主的二維設(shè)計階段，設(shè)計完成后在投產(chǎn)中往往要進(jìn)行很大的改動，似的產(chǎn)品開發(fā)周期很長，性能質(zhì)量低等。為改變我國的車輛零部件的生產(chǎn)和設(shè)計手段的落后狀況，縮短新產(chǎn)品的開發(fā)周期，提高市場競爭力，有必要開發(fā)一些適合中國國情的汽車及零部件的CAD系統(tǒng)，對已開發(fā)的CAD系統(tǒng)需進(jìn)一步提高和改善。 隨著CAD技術(shù)的發(fā)展和應(yīng)用，許多國家和部門都對其進(jìn)行了大量的研究和試驗，隨之開發(fā)并形成一些成套硬件和軟件系統(tǒng)。在美國、日本及歐洲發(fā)達(dá)國家中，利用CAD技術(shù)解決眾多繁瑣的設(shè)計和分析計算。形成了以圖形系統(tǒng)為基礎(chǔ)、以數(shù)據(jù)庫為核心、以工具系統(tǒng)為支撐和以分析計算機(jī)為應(yīng)用應(yīng)用的集成化系統(tǒng)。 美國的CAD技術(shù)一直處于領(lǐng)先地位，其主要目標(biāo)就是建立完善的CAD/CAM集成系統(tǒng)。美國汽車工業(yè)最早最早應(yīng)用了CAD系統(tǒng)。美國通用汽車公司、福特汽車公司等都已廣泛應(yīng)用CAD技術(shù)。他們將結(jié)構(gòu)、剛度、剛度等計算、三維實體造型應(yīng)用于汽車設(shè)計。市場響應(yīng)速度提高，從而大大地提高了他們競爭力，為他們帶來了巨大的經(jīng)濟(jì)效益。他們應(yīng)用的CAD軟件主要有PRO/E、UG、CATIA、IGES等。 國外的這些汽車公司已有CAD程序，但涉及各公司的標(biāo)準(zhǔn)和技術(shù)規(guī)范及試驗都很保密。與國外相比，我過的汽車工業(yè)在CAD方面起步較晚，發(fā)展比較慢。目前一些高校和大中型企業(yè)已開始進(jìn)行CAD的研究，在產(chǎn)品的改進(jìn)設(shè)計、設(shè)計后的計算機(jī)繪圖及有限元分析等方面已陸續(xù)區(qū)的一些效果。但總的來講國內(nèi)工廠多數(shù)是以來傳統(tǒng)的設(shè)計方法—經(jīng)驗類比法，對引進(jìn)產(chǎn)品主要是測繪仿制，難以滿足現(xiàn)代汽車工業(yè)的客觀要求。采用現(xiàn)代設(shè)計方法，是提高自行設(shè)計、消化吸收和國產(chǎn)化的極其重要手段。 1.3.2變速器的發(fā)展趨勢 近年來，隨著車輛技術(shù)的進(jìn)步和道路上車輛密度的加大，對變速器的性能要求也越來越高。眾多的汽車工程師在改進(jìn)汽車變速器性能的研究中傾注了大量的心血，使變速器技術(shù)得到了飛速的發(fā)展。機(jī)械師變速器是目前使用最為廣泛的汽車變速器。雖然它有諸多缺點，如換擋沖擊大，體積大，操縱麻煩等；但是，它也有很多優(yōu)點，如傳動效率高，工作可靠，壽命長，制造工藝成熟和成本低等。所以，如果能改善機(jī)械師變速器上述的缺點，他還是有很大的發(fā)展空間的。如果在減小機(jī)械師變速器的體積和提高傳動平穩(wěn)性兩方面做一些研究，就可以解決這些問題。 變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳動到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種工況下，是汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工礦范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空檔，可在啟動發(fā)動機(jī)、汽車滑行或停車時使發(fā)動機(jī)的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，機(jī)械式變速器還有動力輸出功能。 1.4 手動變速器的特點和設(shè)計要求及內(nèi)容 1.4.1 手動變速器的特點 手動變速器的擋數(shù)通常在6擋以下，當(dāng)擋數(shù)超過6擋時，可以在6擋以下的主變速器的基礎(chǔ)上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般采用4-5個擋位的變速器。發(fā)動機(jī)排量大的乘用車多用5個擋。商用車變速器采用4-5個擋或多擋。載質(zhì)量在2.0-3.5t的貨車采用五擋變速器，載質(zhì)量在4.0-8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野車上 某些汽車的變速器，設(shè)置有用在良好的路面上輕載或空車駕駛的場合的超速擋，超速擋的傳動比小于1。采用超速擋，可以提高汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性。但是如果發(fā)動機(jī)功率不高，則超速擋使用頻率很低，節(jié)油效果不顯著，甚至影響汽車的動力性。 從傳動機(jī)構(gòu)布置上來說，目前，兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應(yīng)用。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的汽車上。三軸式變速器的第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接擋的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，因為直接擋的利用率要高于其它擋位，因此提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸和第二軸之間的距離（中心距）不大的情況下，一擋仍有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用長嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用長嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換擋機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。 手動變速器的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪比直齒圓柱齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍微復(fù)雜且在工作時有軸向力。因此，在變速器中，除低擋及倒擋齒輪外，直齒圓柱齒輪已被斜齒圓柱齒輪所取代。當(dāng)然，常嚙合齒輪副的增多將導(dǎo)致旋轉(zhuǎn)部分總慣性力矩的增大。 1.4.2 手動變速器的設(shè)計要求 對機(jī)械式變速器提出如下基本要求： （1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性 （2）設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動機(jī)動力向驅(qū)動輪的傳輸。 （3）設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛。 （4）設(shè)置動力學(xué)輸出裝置，需要時能進(jìn)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、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 （7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。 （8）變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各檔傳動比有關(guān)。汽車工作的條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大。 1.4.3設(shè)計的主要內(nèi)容 本次設(shè)計主要是依據(jù)長城皮卡的有關(guān)參數(shù)，通過變速器各部分參數(shù)的選擇和計算，設(shè)計出一種基本符合要求的手動變速器。 本文主要完成下面一些主要工作： 1、參數(shù)計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數(shù)計算、各擋齒輪齒數(shù)的分配； 2、變速器齒輪設(shè)計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強(qiáng)度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速；齒輪強(qiáng)度計算及檢驗； 3、變速器軸設(shè)計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、軸的強(qiáng)度計算、軸的加工工藝分析； 4、變速器軸承的選擇及校核； 5、同步器的設(shè)計選用和參數(shù)選擇； 6、變速器箱體的設(shè)計 第2章 基本數(shù)據(jù)選擇和齒輪的計算 2.1設(shè)計初始數(shù)據(jù)： 最高車速：=140Km/h； 發(fā)動機(jī)功率：=100KW； 轉(zhuǎn)矩：=200Nm； 總質(zhì)量：ma=1740Kg； 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：nT=2500r/min； 車輪：R16（選235/70R16） ； r≈R=16×2.54×10/2+0.7×235=367.7mm。 2.1.1變速器各擋傳動比的確定 初選傳動比： 設(shè)五擋為直接擋，則=1 = 0.377 式中： —最高車速 —發(fā)動機(jī)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 / =1.4～2.0 即=（1.4～2.0）×2500=3500~5000r/min 取=4000r/min =9549× （式中=1.1～1.3，取=1.2） 所以，=9549×=5251.95~6206.85r/min =0.377×=0.377×=3.961 雙曲面主減速器，當(dāng)≤6時，取=90%，?6時，=85%。 轎車在3.0~4.5范圍， =96%， =×=90%×96%=86.4% 最大傳動比的選擇： ①滿足最大爬坡度。 根據(jù)汽車行駛方程式 （2.1） 汽車以一擋在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡化為 （2.2） 即， 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=1740×9.8=17052N； —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=200N.m； —主減速器傳動比，=3.961； —傳動系效率，=86.4%； —車輪半徑，=0.368m； —滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.02； —爬坡度，取=16.7° =2.81 ②滿足附著條件。 ·φ 在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即≤=4.13 由①②得2.81≤≤4.13； 又因為輕型商用車=3.0~4.5； 所以，取=4.0 。 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(guān)系： 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，，， ==1.41 所以其他各擋傳動比為： ==2.828，==2.0，==1.414 2.1.2中心距A 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 （2.3） 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，乘用車：=8.9～9.3，商用車：=8.6～9.6，取9.0 ； —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）； —變速器一擋傳動比，=4.0 ； —變速器傳動效率，取96% ； —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=200N.m 。 則， = =78.756~87.936（mm） 初選中心距=80mm。 2.2齒輪參數(shù) 2.2.1模數(shù) 對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 表2.1　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機(jī)排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 表2.2　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 — 根據(jù)表2.1及2.2，齒輪的模數(shù)定為3.0mm。 2.2.2、壓力角 理論上對于乘用車，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；對商用車，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°。2.2.3、螺旋角 實驗證明：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，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，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時，應(yīng)力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，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。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。 貨車變速器螺旋角：18°～26° 初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24°，其余擋斜齒輪螺旋角24°。 2.2.4、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，取7.0。 采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取4mm。 2.2.5、齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。 2.3各擋齒輪齒數(shù)的分配 圖2.3變速器傳動示意圖 如圖2.3所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 2.3.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(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 （2.4） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （2.5） ==49.44取整為50 即=-=50-13=37 2.3.2、對中心距進(jìn)行修正 因為計算齒數(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)。 ==80.91mm取整為A=82mm。 對一擋齒輪進(jìn)行角度變位： 端面嚙合角 ： tan=tan/cos =21.45° 嚙合角 ： cos==0.919 =23.27° 變位系數(shù)之和 =0.364 計算精確值：A= 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =3×37/cos23.85°=121.31mm =3×13/cos23.85°=42.63mm 齒頂高 =2.712mm =4.32mm 式中：=（82-80.91）/3=0.363 =0.364-0.363=0.01 齒根高 =4.008mm =2.4mm 齒全高 =6.72mm 齒頂圓直徑 =126.734mm =51.27mm 齒根圓直徑 =113.294mm =37.83mm 當(dāng)量齒數(shù) =48.30 =16.97 2.3.3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由式（2.3）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （2.6） ==1.405 常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （2.7） = =49.94 由式（2.6）、（2.7）得=20.72，=29.22取整為=21，=29，則： ==3.93≈=4.0 對常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 ==82.06mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.7° 端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 = =0.137 查變位系數(shù)線圖得： 計算精確值：A= 常嚙合齒輪數(shù)： 分度圓直徑 =68.85mm =95.08mm 齒頂高 =（1+0.31-）×3=3.465mm =（1-0.173-）×3=2.016mm 式中：=（82-82.06）/3=-0.018 =0.137+0.018= 0.155 齒根高 =（1+0.25-0.31）×3=2.82mm =（1+0.25+0.161）×3=4.269mm 齒全高 =6.285mm 齒頂圓直徑 =75.79mm =99.112mm 齒根圓直徑 =63.21mm =103.618mm 當(dāng)量齒數(shù) =27.42 =37.86 2.3.4、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=24° （2.8） ==2.05 （2.9） ==49.97 由式（2.8）、（2.9）得=33.31，=16.66取整為=33，=17 則，==2.681≈=2.828 對二擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 =82.06mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.7° 端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =0 =0.38 =－0.38 求的精確值： =23.85° 二擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =108.20mm =55.74mm 齒頂高 =1.8mm =4.08mm 式中：=-0.02 =0.02 齒根高 =4.89mm =2.61mm 齒全高 =6.69mm 齒頂圓直徑 =111.8mm =63.9mm 齒根圓直徑 =98.42mm =50.52mm 當(dāng)量齒數(shù) =43.08 =22.19 （2）三擋齒輪為斜齒輪，初選=20° （2.10） = =1.448 （2.11） 由式（2.10）、（2.11）得=29.976，=20.70 取整=30，=21 = =1.97≈=2.414 對三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋? 理論中心距 =82.52mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.393 =21.45° 端面嚙合角 ==0.937 變位系數(shù)之和 =-0.21 =0.3 =-0.21-0.3=-0.51 求的精確值： =21.11° 三擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =96.463mm =67.524mm 齒頂高 =4.02mm =1.59mm 式中：=-0.17 =-0.04 齒根高 =2.85mm =5.28mm 齒全高 =6.87mm 齒頂圓直徑 =104.503mm =70.704mm 齒根圓直徑 =90.763mm =56.964mm 當(dāng)量齒數(shù) =36.946 =25.862 （3）四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=22° （2.12） = =1.024 （2.13） 由（2.12）、（2.13）得=25.64，=25.04， 取整=26，=25 則： = =1.436≈=1.414 對四擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 =82.52mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.393 =21.45° 端面嚙合角 ==0.937 變位系數(shù)之和 =-0.56 =0.12 =-0.56-0.12=-0.68 求螺旋角的精確值： =21.11° 四擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =84.142mm =80.906mm 齒頂高 =4.53mm =2.13mm 式中：=-0.17 =-0.39 齒根高 =3.39mm =5.79mm 齒全高 =7.92mm 齒頂圓直徑 =93.202mm =85.166mm 齒根圓直徑 =77.362mm =69.326mm 當(dāng)量齒數(shù) =32.02 =30.79 2.3.5、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，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=13，則： = =51mm取52mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×82－3×(13+2)－1 =118mm =－2 =37.33mm取38mm 為了保證齒輪10和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=31 計算倒擋軸和第二軸的中心距 = =88.5mm取89mm 計算倒擋傳動比 = =4.04 倒擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =38×3=114 mm 13×3=39 mm 21×3=63 mm 齒頂高 3.66 mm = 3.66 mm =2.34 mm 齒根高 =3.09 mm =3.09 mm =4.41mm 齒全高 =6.75 mm 齒頂圓直徑 =121.32mm =46.32mm =67.68mm 齒根圓直徑 =107.82 mm =32.82mm =54.18 mm 2.4本章小結(jié) 本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進(jìn)行變位。 第3章 齒輪校核 3.1 齒輪材料的選擇原則 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(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 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(yīng)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(yīng)采用不同鋼號材料。 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0.8～1.2 時滲碳層深度0.9～1.3 時滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。 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(xì)化材料晶面粒[13]。 3.2 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機(jī)最大扭矩為171N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。 Ι軸 ==200×98%×96%=188.16N.m 中間軸 ==188.16×96%×99%×29/21=246.95N.m Ⅱ軸 一擋=246.95×0.96×0.99×37/13=667.996N.m 二擋=246.95×0.96×0.99×33/17=455.597N.m 三擋=246.95×0.96×0.99×30/21=335.288N.m 四擋=246.95×0.96×0.99×26/25=244.481N.m 五擋=246.95×0.96×0.99=234.701N.m 倒擋=246.95××38/13=651.83N.m 3.3 輪齒強(qiáng)度計算 3.3.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計算 1）、倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力 圖2.1 齒形系數(shù)圖 （3.1） 式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應(yīng)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(yīng)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。 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。 計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，， =38，=13，=21，=0.161，=0.148，=0.148，=651.83N.m，=246.95N.m =533.20MPa<400～850MPa = =806.90MPa<400～850MPa = =642.35MPa<400～850MPa 2）、斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3.2） 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（°）； —應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當(dāng)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(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 （1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ， =37，=13，=0.175，=0.114，=667.996N.m，=246.95N.m，=23.85°，，，=7.0 = =238.58MPa<180～350MPa = =345.37MPa<180～350MPa （2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力 =33，=17，=0.171，=0.108，=455.597N.m，=246.95N.m，=23.85°，，=7.0 = =186.72MPa<180～350MPa = =245.22MPa<180～350MPa （3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 =30，=21，=0.166，=0.098，=335.288N.m，=246.95N.m，=21.11°，=7.0 = =158.77MPa<180～350MPa = =282.97MPa<180～350MPa （4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力 =26，=25，=0.151，=0.103，=244.481N.m，=246.95N.m，=21.11°，=7.0 = =146.85MPa<180～350MPa = =226.16MPa<180～350MPa （5）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 =21，=29，=0.161，=0.137，=188.168N.m，=246.95N.m，=23.85°，=6.0 = =128.71MPa<180～350MPa = =143.75MPa<180～350MPa 3.3.2 輪齒接觸應(yīng)力σj （3.3） 式中：—輪齒的接觸應(yīng)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(yīng)力見表3.1。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×3=21mm 表3.1　變速器齒輪的許用接觸應(yīng)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9，10的接觸應(yīng)力 =667.996N.m，=246.95N.m =2×82/（2.85+1）=42.60mm， =2.85×42.60=121.41mm =8.70mm =24.80mm = =1303.62MPa<1900～2000MPa = =1338.11MPa<1900～2000MPa （2）計算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力 =455.597N.m，=246.95N.m =2×82/（1.94+1）=55.78mm， =1.53×55.78=108.22mm =11.39mm =22.10mm = =1056.30MPa<1900～2000MPa = =1083.22MPa<1300～1400MPa （3）計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力 =335.288N.m，=246.95N.m =2×82/（1.43+1）=67.49mm， =96.51mm =13.26mm =18.97mm = =933.59MPa<1300～1400MPa = =956.72MPa<1300～1400MPa （4）計算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力 =244.481N.m，=246.95N.m =2×82/（1.04+1）=80.39mm， =1.04×80.39=83.61mm =16.41mm =15.78mm = =858.48MPa<1300～1400MPa = =846.02MPa<1300～1400MPa （5）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力 =188.16N.m，=246.95N.m =2×82/（1.38+1）=68.91mm， =95.10mm =14.07mm =19.42mm = =818.09MPa<1300～1400MPa = =797.80MPa<1300～1400MPa （6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力 =651.83N.m，=246.95N.m ， =10.36mm =17.34mm =31.39mm = =763.37MPa<1900～2000MPa = =1294.59MPa<1900～2000MPa = =803.44MPa<1900～2000MPa 3.4 計算各擋齒輪的受力 （1）一擋齒輪9，10的受力 =121.31mm，=42.63mm =667.996N·m, =394.99246.95N·m N （2）二擋齒輪7，8的圓周力、 mm，mm =455.597N·m, =246.95N·m （3）三擋齒輪5，6的圓周力、 mm，mm =335.288N.m, =246.95N.m =21.10° （4）四擋齒輪3，4的圓周力、 mm，mm =244.481N.m,=246.95N.m （5）五擋齒輪1，2的圓周力、 mm，mm ==188.16N.m,=246.95N.m =23.85° （6）倒擋齒輪11，12的受力 mm，mm =651.83N.m,=246.95N.m 3.5 本章小結(jié) 本章首先簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。 第4章 軸及軸上支承件的校核 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(jié)構(gòu)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(yīng)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(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)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(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)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(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。 4.2 軸的強(qiáng)度計算 4.2.1 初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器中心距時，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： 對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）： （4.1） 式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑=23.39～26.91mm取27mm；第二軸最大直徑=36.9~49.2mm取50mm；中間軸最大直徑=36.9～49.2mm取40mm 第二軸支撐間長度：；中間軸支撐間長度：；第一軸支撐間長度： 4.2.2 軸的強(qiáng)度驗算 1)、軸的剛度驗算 軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)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(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。 （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負(fù)荷又小，通常撓度不大， 可以不必計算 （2）二軸的剛度(如圖4.1) a b L δ Fr 圖4.1受力分析圖 一檔時 N，N mm，，mm mm =0.023mm =0.059 =-0.000002rad0.002rad 二檔時 N，N mm，，mm mm =0.030mm =0.075 =-0.000079rad0.002rad 三檔時 N，N mm，，mm mm =0.054mm =0.138 =0.00028rad0.002rad 四檔時 N，N mm，，mm L=291.87mm =0.051mm =0.131 =0.0005rad0.002rad 倒檔時 N，N mm，，mm mm =0.0068mm =0.019 =-0.00026rad0.002rad （3）中間軸剛度(如圖4.2) a b L δ Fr 圖4.2受力分析圖 一檔時 N，N mm，，mm mm =0.0305mm =0.077 =-0.0018rad0.002rad 四檔時 N，N mm，，mm mm =0.039mm =0.10 =0.00022rad0.002rad 五檔時:N，N mm，，mm mm =0.0075mm =0.019 =0.00025rad0.002rad 倒檔時:N，N mm，，mm mm =0.049mm =0.136 =-0.0019rad0.002rad 2)、軸的強(qiáng)度計算 （1）二軸的強(qiáng)度校核 一檔時撓度最大，最危險，因此校核。如圖4.3 ；；； ；；；； 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=3671.01N，=7342.03N，=668123.82N.mm 2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=1022.24N，=3358.90N，=186047.68N.mm，=307759.21N.mm 按第三強(qiáng)度理論得： N.mm RVA RHB RHA RVB Fa9 Fr9 Ft9 RHA Ft9 RHB L2 L1=182 L RVA RVB Fr9 M MHc=668123.82Nmm Mvc左=186047.68Nmm Mvc右=307759.21Nmm T31=667996Nmm M=3030128.03Nmm 如圖4.3 彎矩圖 （2）中間軸強(qiáng)度校核.如圖4.4 ；；； ；；； ； ；； ；；； 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、 ++= + 由以上兩式可得=-4091.01N，=11560.54N，=-110968.65N.mm，=174853.17N.mm 2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、 +=+ 由以上兩式可得=1742.2N，=4934N，=47257.18N.mm，=451229.8N.mm，=74626.75N.mm 按第三強(qiáng)度理論得： N.mm N.mm 4.3軸承及軸承校核 4.3.1一軸軸承校核.如圖4.5 ；；； ；；；。 Fr2 Fr12 RHA