三軸式汽車變速器畢業(yè)設計

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1、題目：三軸式汽車變速器第一章 變速器的功用和要求現(xiàn)代汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機作為動力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化。為了解決這一矛盾，在傳動系中設置了變速器。根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有合適的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。此外，為保證汽車倒車及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器應具有倒檔和空檔。一般的，變速器設有倒檔和空檔，以使在不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向的情況下，汽車能夠倒退行駛和空檔滑行、或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。為保

2、證變速器具有良好的工作性能，達到使用要求，所以變速器的設計必須要滿足以下的使用條件：（一）應該合理的選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性；（二）工作可靠，操縱輕便。汽車行駛過程中，變速器內(nèi)不應有跳檔、亂檔、換檔等沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。此外，為減輕駕駛員勞動強度，提高行駛安全性操縱輕便性的要求日益突出。可通過同步器或氣動換檔，自動、半自動換檔來實現(xiàn)；（三）傳動效力高；（四）結構緊湊，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制造成本底。（五）噪音小、為了減少齒輪的嚙合損失，應設有直接檔，此外，還有合理的齒輪型式以及結構參數(shù)，提高其制造和安裝精度；它的功用：（一）改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化

3、范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；（二）在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；（三）利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出第二章 變速器的方案論證第一節(jié) 變速器類型選擇及傳動方案設計變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的 。 有級變速器根據(jù)前進檔數(shù)目的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線（行星齒輪）式和綜合式的。其中，固定式變速器應用較廣泛，又可分為兩軸式，三軸式和多軸式變速器?，F(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下

4、是兩軸式和三軸式變速器的傳動方案。要采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面：一、結構工藝性兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速 可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。二、變速器的徑向尺寸兩軸式變速器的前進檔均為一對齒輪副，而三軸式變速器則有兩對齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，三軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。三、變速器齒輪的壽命兩軸式變速器的低檔齒輪副大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多，因此，小齒輪工作壽命比大齒輪要短。三軸式變速器的各前進檔均為常嚙合齒輪傳動，大小齒輪的

5、徑向尺寸相差較小，因此壽命比較接近。在直接檔時，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。四、變速器的傳動效率兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動比，但是仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而三軸式變速器，可以將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而傳動效率高，磨損小，噪聲也小。而這次設計的變速器是輕型客車使用，所以采用三軸式變速器。第二節(jié) 變速器傳動機構的分析根據(jù)第一節(jié)所述，采用中間軸式變速器，在各檔數(shù)相同的條件下，各變速器的差別主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方案和倒檔傳動方案。一、換檔結構形式的選擇目前，汽車上的機械式變速器的換檔結構形式有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換檔三種。（一） 滑動齒輪換檔通常是

6、采用滑動直齒輪換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的?；瑒又饼X輪換檔的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換檔時齒端面承受很大的沖擊會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在一檔和倒檔上。（二）嚙合套換檔用嚙合套換檔，可以將結構為某傳動比的一對齒輪制造成常嚙合斜齒輪。用嚙合套換檔，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換檔，它們都不會過早損壞，但是不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因增設了嚙合套和是、常嚙合齒輪，是變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此，這種換檔方法目前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上使用。這是因為重

7、型貨車檔位間的公比較小，要求換檔手感強，而且在這種車型上又不宜使用同步器（壽命短，維修不便）。（三）同步器換檔現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性。一般倒檔和一檔采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式，對于常用的高檔位則采用同步器或嚙合套，而該方案采用同步器換檔，僅倒檔使用直齒輪換檔。二、倒檔的形式及布置方案倒檔使用率不高，常采用直齒滑動齒輪方案換入倒檔。為實現(xiàn)傳動有些利用在前進檔的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。常見的倒檔結構方案有以下幾種：

8、圖2.1圖2.1a）在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。圖2.1b）所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2.1c）所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2.1d）所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖1-2c所示方案。圖2.1e）所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.1f）所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變

9、速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.1g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 綜上所述選擇第2.1f種倒擋布置方案。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。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，與

10、此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。除此以外，倒擋的中間齒輪位于變速器的左側(cè)或右側(cè)對倒擋軸的受力狀況有影響第三節(jié) 變速器操縱機構方案分析一、變速器操縱機構的功用變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛入兩個檔位。二、設計變速器操縱機構時，應該滿足以下基本要求（一）要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖;（二）要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度;（三）應使駕駛員得到必要的手感。三、換檔位置設計操縱機構首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應該注意以下三點：（一）按換檔次序來排列 ；（二）將常用檔放

11、在中間位置，其它檔放在兩邊；（三）為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時于1檔組成一排。根據(jù)以上三點，本次設計變速器的換檔位置如下圖所示： 圖2.2圖2. 3傳動方案的設計 (本次設計傳動方案如圖2.3所示) 傳動路線：檔：一軸12二軸1514三軸檔：一軸34二軸1514三軸檔：一軸56二軸1514三軸檔：一軸78二軸1514三軸V檔：一軸910二軸1514三軸R檔：一軸111312二軸1514三軸第三章 變速器設計計算第一節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇設計題目、要求及任務是：三軸式汽車器設計（51）檔設計參數(shù)有：發(fā)動機: Memax=173 Nm ；車速：Vmax=110 Km/h

12、；額定轉(zhuǎn)速：n=4000 r/min ；車輪滾動半徑：R0=0.35 m ；汽車總質(zhì)量：2470 Kg ；爬坡度：32 ；主減速比：i0=4.2 ；輸出減速比i=2；驅(qū)動輪上法向反作用力：FZ=1181 Kg ；設計要求：采用中間軸式，全同步器換檔，要進行齒輪參數(shù)設計計算，對一檔齒輪的接觸強度、彎曲應力進行校核計算。 一、軸的直徑第一軸花鍵部分直徑d（mm）初選dK(Memax)1/3 （3.1）K經(jīng)驗系數(shù)，K4.04.6，取K4.4;Memax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）d=19.75mm ，取d20mm二. 傳動比的選擇汽車在最大爬坡路面上行使時，最大驅(qū)動力應能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻

13、力。由于汽車上坡行使時，速度較慢，故可以忽略空氣阻力，這時： 式中：最大驅(qū)動力； 滾動阻力； 最大上坡阻力。根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比 i1mg(fcosmax+sinmax)R0/() （汽車現(xiàn)代設計制造P36）式中：發(fā)動機最大扭矩；為173N.m 變速器一檔傳動比：？ 主傳動器傳動比，=4.2； m汽車總質(zhì)量2500kg； f道路滾動阻力系數(shù)取0.02； 傳動系機械效率，取0.85； g 重力加速度取9.8； 驅(qū)動輪滾動半徑，取0.4m； max汽車最大爬坡度為32，即max17.740i15.136，取i1=6。由 ，i1/i5=4.2 （汽車理論第3版P5-9） 由中等比性質(zhì)；得：=

14、i1(n-m)/(n-1)m檔位數(shù)，取m=2,3,4,5n檔數(shù)，n=5 ；i2=4.19；i3=2.93；i4=2.05；i5=1.43；i1/i2=1.43；i2/i3=1.43；i3/i4=1.43：i4/i5=1.43；符合q的要求。i1=6.00； i2=4.19；i3=2.93； i4=2.05 ；i5=1.43；i=i1*i,i=2.i1=i1/i=3；i2=i2/i=2.19；i3=i3/i=1.46；i4=i4/i=1.02；i5=i5/i=0.72；三、中心矩A對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A初選中心矩A時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算A=Ka(Tem

15、axi1g)1/3 （3.2） -（汽車設計第4版P90） Ka 中心矩系數(shù)：Ka=12.613.6,取12.0； 變速器一檔傳動比； 變速器傳動效率：取g97；Temax 發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（Nm）；A12.0*（173*6.0*0.97）1/3120.27mm初選A=120mm四、齒輪參數(shù)選擇（一）模數(shù)的選擇影響齒輪模數(shù)的選取因素很多，如齒輪強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。選取齒輪模數(shù)時一般遵循的原則是：為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應該有不同的模數(shù)，對客車，減小

16、噪聲比減少質(zhì)量更重要，故齒輪應選用小些的模數(shù)。該設計選用同一模數(shù)進行，對于排量1.6V2.5的乘用車的選用范圍為2.55.0。故齒輪法向模數(shù)m=4。 - （汽車設計第4版P91）（二）壓力角的選擇壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為重合度以降低噪聲，應采用14.5，15，16，16.5等小些的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，應選用22.5或25等大些的壓力角，實際上，因國家規(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。 -（汽車設計第4版P91） （三）螺旋角選取斜齒輪的螺旋角，應注意到它對齒輪工作噪

17、聲，輪齒的強度和軸向力有影響。在齒輪選取大的螺旋角時，齒合重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲低。隨著增大，齒的強度也相應提高，不過，當螺旋角大于30時，抗彎強度急劇下降。乘用車中間軸式變速器斜齒螺旋角的選擇：15 。（四）齒寬b 齒寬的選擇，應注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒強度和齒輪工作時受力的均勻程度。通常根據(jù)模數(shù)m（mn）來選擇齒寬：直齒：b=Kcm, Kc為齒寬系數(shù)，取4.58斜齒：b=Kcmn，Kc取為6.08.5； -（變速器第1版P15） *直齒 b=(4.58)4=1832(mm)b=30 .*斜齒 b=(6.08.5)4=2434(mm)b=30 .（五）齒輪參數(shù)齒數(shù)

18、確定原則：各檔齒輪齒數(shù)比應盡可能不是整數(shù)。名稱代號一軸齒輪二軸齒輪模數(shù)mm=4m=4分度圓直徑dd=mzd=mz齒數(shù)zzz壓力角=20=20齒頂高haha1=ha*mha2=ha*m齒跟高hfhf1=(ha*+c*)mhf2=(ha*+c*)m齒全高hh1=(2ha*+c*)mh2=(2ha*+c*)m齒頂圓直徑dada1=(z1+2ha*)mda2=(z1+2ha*)m齒根圓直徑dfdf1=(z1-2ha*-2c*)mdf2=(z1-2ha*-2c*)m基圓直徑dbdb1=d1cosdb2=d1cos齒距pp=mp=m基圓齒距pbpb=pcospb=pcos齒厚ss=m/2s=m/2齒槽寬e

19、e=m/2e=m/2頂隙cc=cm=1c=cm=1標準中心距aa =m(z1+z2)=120a =m(z1+z2)=120節(jié)圓直徑dd=dd=d傳動比ii=z2/z1i=z2/z1表中，ha*為齒頂高系數(shù)（=1）；c*為頂隙系數(shù)（=0.25）。 * 一檔齒輪參數(shù) i1=z2/z1= 3；A=d1+d2=120；d=mz ;m=4; r1=30;r2=90、名稱代號一軸齒輪二軸齒輪模數(shù)mm=4m=4分度圓直徑d30*2=6090*2=180齒數(shù)z60/4=15180/4=45壓力角=20=20齒頂高ha1*4=41*4=4齒跟高hf(1+0.25)*4=5(1+0.25)*4=5齒全高h(2*1

20、+0.25)*4=9(2*1+0.25)*4=9齒頂圓直徑da(15+2*1)*4=68(45+2*1)*4=188齒根圓直徑df(15-2*1-2*0.25)*4=50(45-2*1-2*0.25)*4=170基圓直徑db60*0.94=56.4180*0.94=169.2齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標準中心距aa =m(z1+z2)=120a

21、=m(z1+z2)=120節(jié)圓直徑dd=d=60d=d=180傳動比i145/15=345/15=3確定檔齒輪參數(shù)（取15）i2 =z4/z3=2.19；A=d3+d4=120；d=mz ;m=4; r3=37.62;r4=82.38、名稱代號一軸齒輪二軸齒輪模數(shù)mm=4m=4分度圓直徑d37.62*2=75.2482.38*2=164.76齒數(shù)z75.24/4=18.81=19164.76/4=41.19=41壓力角=20=20齒頂高ha1*4=41*4=4齒跟高hf(1+0.25)*4=5(1+0.25)*4=5齒全高h(2*1+0.25)*4=9(2*1+0.25)*4=9齒頂圓直徑da

22、(19+2*1)*4=84(41+2*1)*4=172齒根圓直徑df(19-2*1-2*0.25)*4=66(41-2*1-2*0.25)*4=154基圓直徑db75.24*0.94=70.73164.76*0.94=154.87齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標準中心距aa =m(z1+z2)=120a =m(z1+z2)=120節(jié)圓直徑dd=d=7

23、5.24d=d=164.76傳動比i141/19=2.1641/19=2.16 確定檔齒輪參數(shù)（15 ）i3 =z6/z5=1.46；A=d5+d6=120；d=mz ;m=4; r5=48.78;r6=71.22 .名稱代號一軸齒輪二軸齒輪模數(shù)mm=4m=4分度圓直徑d48.78*2=97.5671.22*2=142.44齒數(shù)z97.56/4=24.39=24142.44/4=35.61=36壓力角=20=20齒頂高ha1*4=41*4=4齒跟高hf(1+0.25)*4=5(1+0.25)*4=5齒全高h(2*1+0.25)*4=9(2*1+0.25)*4=9齒頂圓直徑da(24+2*1)*

24、4=104(36+2*1)*4=152齒根圓直徑df(24-2*1-2*0.25)*4=86(36-2*1-2*0.25)*4=134基圓直徑db97.56*0.94=91.71142.44*0.94=133.89齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標準中心距aa =m(z1+z2)=120a =m(z1+z2)=120節(jié)圓直徑dd=d=97.56d=d=

25、142.44傳動比i136/24=1.536/24=1.5確定IV檔齒輪參數(shù)（15 ）i4=z8/z7=1.02；A=d7+d8=120；d=mz ;m=4; r7=59.41;r8=60.59 .名稱代號一軸齒輪二軸齒輪模數(shù)mm=4m=4分度圓直徑d59.41*2=118.8260.59*2=121.18齒數(shù)z118.82/4=29.70=30121.18/4=30.30=30壓力角=20=20齒頂高ha1*4=41*4=4齒跟高hf(1+0.25)*4=5(1+0.25)*4=5齒全高h(2*1+0.25)*4=9(2*1+0.25)*4=9齒頂圓直徑da(30+2*1)*4=128(30

26、+2*1)*4=128齒根圓直徑df(30-2*1-2*0.25)*4= 110(30-2*1-2*0.25)*4=110基圓直徑db118.82*0.94=111.69121.18*0.94=113.91齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標準中心距aa =m(z1+z2)=120a =m(z1+z2)=120節(jié)圓直徑dd=d=118.82d=d=121

27、.18傳動比i130/30=130/30=1確定V檔齒輪參數(shù)（15 ）i5 =z10/z9=0.72；A=d9+d10=120；d=mz ;m=4; r9=69.77;r10=50.23.名稱代號一軸齒輪二軸齒輪模數(shù)mm=4m=4分度圓直徑d69.77*2=139.5450.23*2=100.46齒數(shù)z139.54/4=34.89=35100.46/4=25.1=25壓力角=20=20齒頂高ha1*4=41*4=4齒跟高hf(1+0.25)*4=5(1+0.25)*4=5齒全高h(2*1+0.25)*4=9(2*1+0.25)*4=9齒頂圓直徑da(35+2*1)*4=148(25+2*1)*

28、4=108齒根圓直徑df(35-2*1-2*0.25)*4=130(25-2*1-2*0.25)*4=90基圓直徑db139.54*0.94=131.17100.46*0.94=94.43齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標準中心距aa =m(z1+z2)=120a =m(z1+z2)=120節(jié)圓直徑dd=d=139.54d=d=100.46傳動比i12

29、5/35=0.7125/35=0.71確定倒檔傳動比倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相同，為保證中間軸倒檔齒輪不發(fā)生根切，初選Z11 15,與一檔齒輪Z1 相等。 （汽車設計第4版P96） 由于倒檔傳動需要3個齒輪，Z11 與Z12 有一定間隙，Z12 略小于Z2 取35，則 ir=2.33 ；iR=4.67 ;z13為中間齒輪不影響傳動比，齒數(shù)取25.確定R檔齒輪參數(shù)(直齒輪)ir=2.33；z11=15;z12=35;z13=25 .名稱代號一軸齒輪二軸齒輪模數(shù)mm=4m=4分度圓直徑d15*4=6035*4=140齒數(shù)z1535壓力角=20=20齒頂高ha1*4=41*4=4齒跟高hf(1+0.

30、25)*4=5(1+0.25)*4=5齒全高h(2*1+0.25)*4=9(2*1+0.25)*4=9齒頂圓直徑da(15+2*1)*4=68(35+2*1)*4=148齒根圓直徑df(15-2*1-2*0.25)*4=50(35-2*1-2*0.25)*4=130基圓直徑db60*0.94=56.4140*0.94=131.6齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=

31、cm=1標準中心距aa =m(z1+z2)=120a =m(z1+z2)=120節(jié)圓直徑dd=d=60d=d=140傳動比i135/15=0.7135/15=0.711名稱代號三軸齒輪模數(shù)mm=4分度圓直徑d25*4=100齒數(shù)z25壓力角=20齒頂高ha1*4=4齒跟高hf(1+0.25)*4=5齒全高h(2*1+0.25)*4=9齒頂圓直徑da(25+2*1)*4=108齒根圓直徑df(25-2*1-2*0.25)*4=90基圓直徑db100*0.94=94齒距p3.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6

32、.28頂隙cc=cm=1標準中心距aa =m(z1+z2)=120節(jié)圓直徑dd=d=100傳動比i135/15=0.71確定輸出檔齒輪參數(shù)（直齒輪）i =z14/z15=2；A=d14+d15=120；d=mz ;m=4; r14=80;r15=40.名稱代號二軸齒輪三軸齒輪模數(shù)mm=4m=4分度圓直徑d40*2=8080*2=160齒數(shù)z80/4=20160/4=40壓力角=20=20齒頂高ha1*4=41*4=4齒跟高hf(1+0.25)*4=5(1+0.25)*4=5齒全高h(2*1+0.25)*4=9(2*1+0.25)*4=9齒頂圓直徑da(20+2*1)*4=88(40+2*1)*

33、4=168齒根圓直徑df(20-2*1-2*0.25)*4=70(40-2*1-2*0.25)*4=150基圓直徑db80*0.94=75.2160*0.94=150.4齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標準中心距aa =m(z1+z2)=120a =m(z1+z2)=120節(jié)圓直徑dd=d=80d=d=160傳動比i140/20=240/20=2（六）

34、齒輪精度的選擇根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取Z1Z4為6級，Z5Z11為7級。（七）螺旋方向由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力，故設計時應要求中間軸上的軸向力平衡。故中間軸上全部齒輪螺旋方向一律做齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。第二節(jié) 齒輪的強度校核一、齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞有以下幾種形式：（1）齒輪折斷齒輪在嚙合過程中，齒輪表面承受有集中載荷的作用?？梢园妖X輪看作是懸臂梁，輪齒根部彎曲應力很大，過渡圓角處又有應力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。輪齒折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導致輪齒斷裂。另一種是受到多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出

35、現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度以后，齒輪突然折斷。為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的彎曲應力，提高齒輪的彎曲強度。采用下列措施，可提高輪齒的彎曲強度：增大輪齒根部厚度；加大輪齒根部過渡圓角半徑；采用長齒齒輪傳動；提高重合度；使同時嚙合的輪齒對數(shù)增多；使齒面及齒根部過渡圓角處盡量光滑；提高材料的許用應力，如采用優(yōu)質(zhì)鋼材等。（2）齒面點蝕齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。而裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量的扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。提高接觸強度的

36、措施：一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應力降低；另一方面是提高齒面硬度，如采用許用應力大的鋼材等。（3）齒面膠合高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸應力大，使齒面間潤滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。 防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤滑油，提高油膜強度，使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不同材料等。二、齒輪強度校核（1）接觸強度計算 用下列公式計算接觸應力 （N/mm2） (3.11)式中：法面內(nèi)基圓周

37、切向力，=； 端面內(nèi)分度圓切向力，=； 計算轉(zhuǎn)矩，N*mm； 節(jié)圓直徑； 節(jié)圓壓力角； 螺旋角； 輪齒材料的彈性模量； 齒輪接觸的實際寬度；、主、被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑； =，=；對于標準齒輪，r1d1/ 2，r2d2/2，r1、r2主、被動齒輪節(jié)圓半徑計算轉(zhuǎn)矩=時的許用應力為： 常嚙合齒輪：13001400 N/mm2 一檔及倒檔齒輪：19002000 N/mm2這里是發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。最后結果:一檔齒輪的接觸強度分別是（按傳動順序）：971.25N/mm2 686.78N/mm2 735.88N/mm2 921.64N/m m2 （滿足要求）（2）彎曲強度計算直齒輪用下式計算彎曲應力：

38、= （N/mm2） (3.12)斜齒輪用下列公式計算： = （N/mm2） (3.13)式中：圓周力，=，N； 應力集中系數(shù)，主動齒輪取1.65，被動齒輪取1.5； 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9； 端面周節(jié)，=； 法面周節(jié)，=； 齒形系數(shù)4； 重合度影響系數(shù)，=2。許用應力為400850 N/mm2（直齒輪）；180350 N/mm2（轎車斜齒輪）；100250 N/mm2（貨車斜齒輪）。 最后結果:一檔齒輪的彎曲強度分別是（按傳動順序）：55.84N/mm2 55.77N/mm2 55.64N/mm2 56.16N/mm2（滿足要求） 第二節(jié) 變速器軸的設計計算一、軸的

39、功用及設計要求變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩，彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足，在負荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結構形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。軸的結構主要依據(jù)變速器結構布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。二、軸尺寸初選在變速器結構方案確定以后，變數(shù)器軸的長度可以初步確定。軸的長度對軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關系。軸直徑與軸傳遞轉(zhuǎn)矩有關，因而與變速器中心距有一定關系，可按以下公式初選軸直徑：三軸式變速器的

40、第二軸和中間軸最大軸徑： =（0.450.6）（mm）式中：變速器中心距，mm； 軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標準進行修正。以下是軸的計算尺寸： Dmax =（0.450.6）*120（mm） =5472（mm）則軸徑最大值取60mm 。分度圓最大值為2號齒輪，其值為180mm ，可得比例因子k=1/3 。由k計算各齒輪處軸徑d=kD式中：D齒輪分度圓直徑； d軸在對應齒輪處直徑；d1=60/3=20； d2=180/3=60； d3=75.24/3=25.08=25； d4=164.76/3=54.92=55； d5=97.56/3=32.52=33； d6=

41、142.44/3=47.48=47； d7=118.82/3=39.61=40； d8=121.18/3=40.40=40； d9=139.54/3=46.51=47； d10=100.46/3=33.49=33； d11=60/3=20； d13=100/3=33.33=33； d14=160/3=53.33=53；d15=80/3=26.67=27；考慮到裝配d12 值應介于d10和d15之間 取30mm，由于是低俗倒檔，12號齒輪對應的軸負荷相對較小，軸的強度不需要較高。 軸端取15mm。三、軸的結構形狀 軸的結構形狀應保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。并與工藝要求有密切關系。本次設

42、計輕型貨車變速器，由于輕型汽車變速器中心距較小，殼體上無足夠位置設置滾動軸承和軸承蓋，因而采用固定式中間軸。軸的每段長度為齒輪30mm*2 墊片2mm*2 同步器36mm 共100mm四、軸的受力分析 計算軸的強度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。 求支承反力，先從第二軸開始，然后計算第一軸。中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結構保證，無需進行強度分析。軸的受力分析，根據(jù)軸的受力情況，可畫出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖，再確定軸的危險截面，從而可對軸進行強度和剛度校核。（一）齒輪的受力分析：圓周力：Ft2M/d (3.25)徑向力：

43、Fr=Fttann/cos (3.26)軸向力：Fa=Fttan (3.27)其中：M計算轉(zhuǎn)矩n法向壓力角分度圓壓力角（二）方向Ft：主動輪與旋轉(zhuǎn)方向相反，從動輪與旋轉(zhuǎn)方向相同。Fr：分別指向各齒輪中心Fa：受力方向通常用“主動輪左、右手法則”來判定，左旋齒輪用左手，右旋齒輪用右手，拇指指向軸向力Fa的方向，從動輪Fa與主動輪Fa方向相反。不同檔位時，軸所承受力及支承反力是不同的，須分別計算。 二軸 圖 3.1 一軸 齒輪上的作用力認為作用有效齒面寬中心。軸承支承反力作用點，對于向心軸承取寬度方向中點：對于向心推力軸承取滾動體負荷響亮與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子軸承取滾動體寬中心點滾動中心線

44、的匯交點，其尺寸可查有關軸承的標準手冊。（三）各力的作用點齒輪上的作用力，均為作用在有效齒寬中心，軸承上支承反力作用點取軸承寬度方向中點。 五、軸的強度計算及校核由變速器結構布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算。求出不同檔位時的各支承反力，可計算軸的各截面的彎曲力矩： 表 3.3軸軸支點水平面內(nèi)支承反力垂直面內(nèi)支承反力二軸CC1=Px*mx/lC2=(Rx*mx-Qx*rx)/lDD1=Px*nx/lD2=(Rx*nx+Qx*rx)/l一軸BB1=C1*(g+k) Pc* (h+g)/gB2=Rc*(h+g)-C2*(k+g)-Qc*rc/gAA

45、1=( C1*k-PC*h)/gA2=( Rc*h -C2*k -Qc*rc)/g畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應力和扭曲應力以及合成應力。求出不同檔位時的各支承反力，可以計算軸的各截面的彎曲力矩 (3.28)式中：支承中心至計算斷面距離。 畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險斷面處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力以及合成應力。 彎曲應力： (3.29) 扭轉(zhuǎn)應力： (3.30) 合成應力： (3.31)式中：軸截面抗彎截面系數(shù)； 軸截面抗扭截面系數(shù)。對圓截面： (3.32) (3.33)對外徑為D,內(nèi)徑為的空心軸： = =花鍵按小徑計算。當以

46、發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算軸的強度時，其安全系數(shù)(按金屬材料的屈服極限計算)在510范圍內(nèi)選取。第一軸取上限，中間軸和第二軸取下限。安全系數(shù)：s=s/ 取s=5 中間軸：20CrMnTi s=850Mpa第二軸：20CrMnTi s=850Mpa所以中間軸和第二軸 =170 Mpa二軸應力的計算設， 得：水平彎矩： (3.34)垂直彎矩： (3.35)合成彎矩： (3.36)扭矩： (3.37)彎曲應力： (3.38)扭轉(zhuǎn)應力： (3.39)合成應力： (3.40)注： 其彎矩和扭矩圖如下：如圖3.2中間軸的應力計算：由受力分析圖，設（a=a2，cx=a1，ex=l-cx，b=l-a2）得：水平彎矩：

47、Ms=(Pxa1Pca2)ex/l （3.41）垂直彎矩：Mc=(Rca2Rxa1Qxrx+Qcrc)ex/l （3.42）合成彎矩：Mh=(Ms2Mc2)1/2 （3.43）彎矩應力：w=Mh/Ww （3.44）扭矩：Mn= Temaxic （3.45）扭轉(zhuǎn)應力：n=Mn/Wn （3.46）合成應力：=(w2+4n2)1/2 （3.47）其彎矩和扭矩圖如下：如圖3.3 六、軸的剛度計算和校核 變速器軸的剛度用軸的撓度和轉(zhuǎn)角來評價，軸的剛度比其強度更重要。對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，并破壞了齒輪的正確嚙合。軸有轉(zhuǎn)角使大、小齒輪相互

48、歪斜，結果沿齒長方向的壓力分布不正確。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學有關公式計算。 應分別計算軸在水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)的撓度，然后用下列公式計算總撓度。 (3.41) 變速器第二軸的剛度最小。按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時，第二軸齒輪處軸截面的總撓度不得大于0.130.15mm。對于低檔齒輪處軸截面的總撓度，由于低檔工作時間較短，又接近軸的支承點，因此允許不得大于0.150.25mm。齒輪所在的平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.0002弧度；兩軸的分離不得超過0.2mm。 斜齒輪對軸和支承的變形較直齒輪敏感。變速器剛度試驗表明，中心距的變化及齒輪的傾斜，不僅取決于軸的變形，而且取決于支承和殼體的變形。 計算中間軸時，通

49、常只計算與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。常嚙合齒輪副處軸的撓度不必計算，因為距離之承點較近，負荷較小，撓度值不大。計算軸的撓度根據(jù)材料力學的公式得：二軸和一軸的剛度： 水平轉(zhuǎn)角：=Pxab(b-a)/(3EIl) (3.43) 水平撓度：fs=Pxa2b2/(3EIl) (3.44)垂直撓度：fc=Rxa2b2/(3EIl)+Qxrxa(-3a+2a2/l+l)/(3EI) (3.45) 總撓度：fz=(fs2+fc2)1/2 (3.46)軸的剛度許用值fc=0.050.10mm fs=0.0100.15mmfz =0.002 = 0.002rad 七、軸上花鍵的設計計算 變速器軸

50、與齒輪及其他傳遞轉(zhuǎn)矩的部件一般通過鍵和花鍵聯(lián)接。普遍采用的是矩形花鍵和漸開線花鍵。漸開線花鍵應用日趨廣泛。這是由于漸開線花鍵較矩形花鍵有許多優(yōu)點，如齒數(shù)多、齒端，齒根部厚，承載能力強，易自動定心，安裝精度高。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。漸開線花鍵便于采用冷搓、冷打、冷擠等無切屑加工工藝方法，生產(chǎn)效率高，精度高，并且節(jié)約材料。 變速器的花鍵尺寸可以根據(jù)初選的軸頸按花鍵的工作條件及花鍵標準選取。一般漸開線花鍵，隨無切屑加工工藝的采用而選用小模數(shù)和大壓力角（30甚至45）?；瑒育X輪處花鍵長度L不應低于工作直徑的1.2倍，否則，滑動件工作不穩(wěn)定。 花鍵傳遞轉(zhuǎn)矩時，齒側(cè)面受擠壓作用，齒根部受剪切及彎曲作用。當采用標準的花鍵時，花鍵的強度計算主要驗算擠壓應力。 （MPa） (3.47)式中：齒側(cè)面所受的擠壓應力，MPa ； 傳遞轉(zhuǎn)矩（按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算），Nmm； 鍵的工作長度，mm； 鍵的平均工作直徑（工作齒高中部處直徑