中間軸式變速器設計

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1、 3/24 SouthChinaUniversityofTechnology 汽車設計課程設計 ——變速器設計 學院機械與汽車工程學院 指導教師 學生姓名SanityShaw 學號 提交日期2011年7月8日 目錄 L概 2中間軸式變速器設計 2.1 傳動方案和零部件方案的確定一4 1 .1.1傳動方案初步確定4 2 .L2零部件結構方案5 2.2 主要參數(shù)的選擇和計算 2.2.1 先確定最小傳動比6 2.2.2 確定最大傳動比.7 2.2.3 擋位數(shù)確定8 2.2.

2、4 中心距A9 225外形尺寸設計9 2.2.6 齒輪參數(shù)10 15 3變速器的設計計算 30輪齒設計計算 15 18 3.1.1 齒輪彎曲強度計算. 3.1.2 輪齒接觸應力…,… 3.2軸設計計算20 3.2.1 軸的結構20 3.2.3 軸的校核21 1 .概述 變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的拉 矩和轉速，使汽乍具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)匚作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是:

3、 (1) .應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù) 汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇今理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求° (2),工作可靠，操縱輕便Q汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳檔、 亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度,提高行駛安全性,操縱輕便的要求II益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣功換檔或自動、半門 動換檔來實現(xiàn)。 (3) ,重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用 優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形,提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 (4) .傳動效率高。為減小

4、齒輪的嚙合損失，應有直接檔°提高零件的制造 精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)亩椿投伎梢蕴岣邆鲃有? (5),噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù),提高制造精度和安 裝剛性可減小齒輪的噪聲a 圖L中間軸式變速器 2中間軸式變速器設計 2.1傳動方案和零部件方案的確定 作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，毫無疑問該選用中間軸式多擋機械式變速器。中間軸式變速器傳動方案的共同特點如下O (1)設有直接擋； (2)1擋有較大傳動比： (3)檔位搞的齒輪采用常嚙合傳動,檔位低的齒輪(1擋)可以采用或不采用常嚙合齒輪川東南： (4)除1擋外,其他檔位采用同步器或嚙合套換擋： (5

5、)除直接擋外，其他檔位工作時的傳動效率略低。 2.1.1傳動方案初步確定 (1)變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)滾針軸 4/24 承支撐在第1軸后端的孔內(nèi),且保持兩軸軸線在同一條宜線上,經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋.檔位搞的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，1擋采用滑動直齒輪傳動a （2）倒檔利用率不高，而且都是在停車后在掛入倒檔，因此可以采用支持滑動齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動比有所增加,裝在靠近支承出的中間軸1擋齒輪處。 2.L2零部件結構方案 2.121齒輪形式

6、 齒輪形式有白.齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒 用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點; 缺點是制造匚藝更雜，工作時有軸向力。 擋。 2.12.2換擋機構形式 此變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、移動嚙合套換擋和同步器換擋三種形式。 采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并 過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高檔位。為簡化機構，降低成本，此變速器1擋、倒擋采用此種方式目 常哂合齒輪可用移動嚙合套換擋.因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙 合套不會過?被損壞，但不能消除換擋沖

7、擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。因此不適合用卜本設計中的變速器，不采用嚙合套換擋。 使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲,使到廣泛應用。雖然結構復 雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強改，降低操作難度,2擋以上都采用同步器換擋。 2.123變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等. 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°中間軸上齒輪匚作時產(chǎn)生的軸向力，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

8、由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉動的地方，比如高檔區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結構的情況F,應盡量使用滾針軸承。 2.2主要參數(shù)的選擇和計算 目前，貨不變速器采用4~5個擋或多擋,多擋變速器多用于重型貨車和越野 汽車。因此擋位數(shù)大致在4”個?需要通過計算傳動比范圍后最后確定。 221先確定最小傳動比 傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比ig和主減速器傳動比io的乘積來表 3-1 ??,? I

9、tmin=lgniin^0 通常變速器最小傳動比ig1nbi取決于傳動系最小傳動比ito和主減速器傳動比io， 而根據(jù)汽乍理論，汽車最高乍速時變速器傳動比最小，則根據(jù)公式 3-2 crrr門】 11廣0.377j— "gmin 式中：明為汽中行駛速度,km/h;n為發(fā)動機轉速，r/min;r為不輪半徑，m;片心特 指為最高檔傳動比c 可得 itmin =0.377- ua 111 3-3 max 輕型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T2977-1997《載重汽不輪胎系列》可選用7.50R20, 即輪胎名義寬度7.5in,輪輛名義直徑16in,輪胎扁平率為90roo,在此取

10、90, 則輪胎直徑可以算為 。員加0.”十20,254 r=嬴.向） 汽車給定的最大車速為100km/h,發(fā)動機轉速為2566.3r/min,代入③式得 itrniii=4.23 另外，為了滿足足夠的動力行呢，還需要校核最高檔動力因數(shù)D0m小。一般 汽不直接擋或最高檔動力因數(shù)取值范圍如下友所不 動力因數(shù)取值 中型貨車 微型貨車 轎車 0.04~0.08 0.08r.i 0.Co.12 11/24 本設計汽車總質(zhì)量為，000t,為中型貨車，可選取D0m注=0.06,最小傳動比與最高檔動力因數(shù)口加皿有如下關系 CpAuat2 2LI5G 3-4 式中

11、；1%為直接擋或最高檔時，發(fā)動機發(fā)出最大扭矩時的最大車速，km/h,此時可近似取UatTlamax。 其它參數(shù)見下表。 nt Ttqmax(N.m) 最大轉矩對應轉速(r/Bin) 空氣阻力系數(shù)Cd 迎風面積A(m.2) U?i】】ax'km/h' 0.9 549.7 2566.3 0.7 5.6 100 參數(shù)說明 根據(jù)37式可得it111m=5.27>4.23。同時為了得到足她的功率儲備取傳動系最 小傳動比為itn面=4.1L若按變速器直接擋G小=1,則io=4/l，該車采用單級主減速胎，主減速器傳動比ioV7,滿足要求。 222確定最大傳動比 確定傳

12、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)Dm翹、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系的最大傳動比通常是變速器1擋傳動比物與主減速器傳動比io的乘積，即 3-5 當汽年爬坡時午速很低I,可以忽略空氣阻力,汽軍的最大驅(qū)動力應為 hnax-Ff+Fjm數(shù) 3-6 各表達式展開為 T啊陰”娥n/t=Gfcosam本+Gsina血本 3-7 j2G(fcosa=篝+sin口=算gliTtqmaxioHt 3-8 各參數(shù)見下發(fā) nt f io r(m) ma(kg) Gqmax(N.m) 0.9 0.02 4.11 0.435 7000 549

13、.7 計算參數(shù)表 一般貨車最大爬坡度為30%,即dm徽-16.7,? 代入3-8式計算可得50。 1擋傳動比還應滿足附著條件 對「后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式 F

14、=n12g5 式中；n】2為后軸質(zhì)量，杳表得滿載時取值范闈為n[2=（65%-70%）nv選取 65.3%nv即滿載時后軸質(zhì)量為45：lkg 將式3-9代入式3-10求得 1112g/ 取卬=0.7,計算可得＜6.71.結合上面已經(jīng)計算數(shù)值％124.23。故c初步取1=4.5,即變速器傳動比范圍是廣4.5,傳動系最大傳動比人本=18.495。 223擋位數(shù)確定 增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋位數(shù)越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。 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

15、小，換擋容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應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 q===1.65<1.8一般擋數(shù)選擇要求如下。 1)為了減小換擋難度，相鄰檔位之間的傳動比比值在L8以下。 2)高擋區(qū)相錦檔位之間的傳動比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。 即本例滿足要求，確定擋位數(shù)為4.則igi=45ig2=q2=2.72t物為，65,ig4=l. 224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

16、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、齒輪的接觸強度都有影響。 中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由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 A=KaJ%,1axigif]g3-11 式中： Ka為中心距系數(shù)，貨車為8.6?9.6;Te111as為發(fā)動機最大轉矩，N.m：1加為變速器1擋傳動比；q為變速器傳動效率，取96%。 g 貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。對于本中型貨車，可取Ka=9。 其余取值按照己有參數(shù)計算3-11式可得A=I20.07

17、mln。 225外形尺寸設計 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關，4擋為(2.2~27)Ao當變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應取給出范圍的上限. 本中型貨車，4擋變速器殼體的軸向尺寸取2.：A,即324.20mm,取整得 L—325mm0 13/24 226齒輪參數(shù) 2.261.模數(shù)的選取 變速器齒輪模數(shù)選取的一般原則如下 1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬; 2）為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬:3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用同一種模數(shù); 4）從強度方面考慮，格擋齒輪應該選用不同模數(shù)； 5）時于貨.乍，減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要，

18、因此模數(shù)應該選得大一些; 6) 抵擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他檔位選用另一種模數(shù)。 查表可知，中型貨車變速器齒輪法向模數(shù)范圍為3.5~4.5.所選模數(shù)應該符合 國家標準 GB/T1357—1987 《漸開線圓柱齒輪模數(shù)》的規(guī)定口優(yōu)先選用第一系列 的模數(shù),盡量不選括號內(nèi)的模數(shù)。 遵照以上原則，1擋直齒齒輪選用模數(shù)m=4.0mm,其余檔位斜齒齒輪選 mn=4.00mmo 同步器與嚙合套的結合齒多采用漸開線齒形，出于工藝性考慮，同一變速器中的結合齒模數(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 L8via<14 叫>14

19、 20f.5 3.5~5.0 選取較小的模數(shù)可是齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取2.0。 226.2壓力角a 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，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。 對貨車，為提高齒輪強度應選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為20,，所以普遍采用的壓力角為20。。嚙合套或同步器的壓力角 有20°、25°、303等,普遍采用30,壓力角。遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為20°,嚙合套或同步器壓力角為30°。 226.3螺旋角B 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、齒輪強度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，可使齒輪嚙合的重合

20、度增加I，因而平穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高抵擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，以15°-1S為宜，從提高高檔齒輪的接觸強度和重合度出發(fā),應當選用大些的螺旋角。 斜齒輪螺旋角選用范圍為貨乍變速器是18。26： 2.Z.6.4齒寬b 齒寬對變速耨的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量. 但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點削弱，齒輪工作應力增加;選用較大的齒寬.工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，是齒輪沿齒寬方向受力不均勻，并在齒寬方向磨損不均勻0 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來確定齒寬b。直齒為b=K,m,人為齒寬系數(shù)，取值范圍4

21、.5~8.0,?斜齒為b=Kcni11,限取值范圍6085。 嚙合套或同步器接合齒的￡作寬度初選時可選為2-4mm。 第一軸常嚙件齒輪副的齒寬系數(shù)K°可取大些，是接觸線長度增加,接觸應力 降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 因此，在此1擋第1軸常嚙合直齒齒輪寬度: [bi=8.0x4.0=32 (mm),第 2軸 常嚙合宜齒齒輪的寬度取b*7.0x4=28(mm),其余檔位斜齒齒輪寬度取'=7.0x4=28(mm).同時為增加嚙合強度和穩(wěn)定性」相互嚙合齒輪寬有L2mm調(diào)整。 2.2E.5齒輪變位系數(shù)的選擇原則 采用變位齒輪的原因為：配湊中心距：提高齒輪的強度和壽命：降低齒輪

22、的哂合噪聲。 高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小 11/24 齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則如下。 1）對于高檔齒輪，應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）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(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。 為了降低噪聲，對于變速器中除去1、2擋以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要

23、選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低,總變位系數(shù)應該逐擋增大。 1、2擋和倒擋齒輪應該選用較大的值。 2.2五6齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)，選標準值1.0。 2.2五7各檔齒輪齒數(shù)的分配 （1）確定一檔齒輪齒數(shù) 1擋傳動比 =— 3 11 Z1Z日 1擋采用直齒滑動齒輪傳動 其中模數(shù)m=4.0,中心距A=12O.7mm,代入3-12式得上￡=60.035,取整為60. 然后進行大小齒輪數(shù)分分配。中間軸上1擋齒輪Zg的齒數(shù)應該盡量少些，以便使 士的傳動比大些，初取用=”,則罰二4九 Z8 （2）修正中心距A A=mzf/2=120-mm) 3-19

24、 通過選用正角度變位系數(shù),可以湊出新的中心距為A=120mmo (3)確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式3-11可知 343 23/24 常嚙合傳動齒輪句、Z2中心距和1擋齒輪的中心距相等,即 3-14 人」】%(21+2” 2CQS% 其中，常嚙合齒輪Z1、Z2采用斜齒圓柱齒輪,模數(shù)mn=4,初選螺旋超飽=26： 代入3-13和3-1%解得Z］之19.40,取整得4=19.則Z2取整為35.此時3』包? 62128 4.66,接近原傳動比4.5,可認為齒輪齒數(shù)分配合理。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子3-14修正螺旋角內(nèi)=25.8,,(4)確定其他各檔齒輪的

25、齒數(shù) m 口色+zQ 2 cos p6 A= 1)2擋齒輪齒數(shù)。2擋采用斜齒輪傳動 3-15 3-16 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 3-17 tailP2Z22svZJg2^Z2tawPtJZ6；Zi+z? 其中*2=2.73初選螺旋角％=18。，計算式3-17左右兩端得 迫""7 ZA+Z2 巴Ml49VL57 tanp6 相差不大，基本滿足要求0 將氏=18°代入3-15和3-16可求得26=23.0%取整23；町=33.96,取整為34。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比\1=%心2.72等于原始傳動比2.72,故滿足設呂Z工

26、” 計要求° 按式3-16算出精確的螺旋角色=182°。 2) 3擋齒輪齒數(shù)的計算。3擋常嚙合齒輪采用斜齒輪，計算方法與2擋類似 ^jnn(z3-hz4) 2cosp6 3-20 tail02_Zi%3+z2 tan備Zi+za 其中裝二1.65,初選螺旋角％=22。，計算式3-20左右兩端得 ￡^;123 21十打 巴導LI9VL23 tai能 相差不大，基本滿足要求。 將%=220代入3?18和3?19可求得24=30.12,取整為30：z3=26.87；取整為 27,為避免出現(xiàn)不均與接觸傳動，改為Z4=29。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比 ^3=1.7

27、2^1.65,滿足設計要求。 按式3-16算出精確的螺旋角前=21.0°。 3) 4擋為直接擋， (5)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Z8的齒數(shù)已經(jīng)確定為19. 倒擋軸上的倒擋齒輪內(nèi)一般在21T3之間選取。 初選Z9=2Lm=4,則中間軸與倒擋軸的中心距為 A'上鏟=76(mm)Jub 倒擋齒輪句0與1擋齒輪Z7嚙合，初選句0=23,則可計算倒擋軸與第2軸的中心距為 A”衛(wèi)丹132(mm) 二 3,63 z2ZgZ7_35x21x41 19x19*23 重新確定各檔傳動比: 檔位 一檔 二檔 三檔 四檔 倒檔 傳

28、動比 4.66 2.72 1.72 1.00 3.63 3變速器的設計計算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落(點蝕)、移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用:一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒而點蝕：換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。所以需要對齒輪進行計算和校荷O 3.1 輪齒設計計算 與其它機械設備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相 似的°此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽不變速器齒輪用低碳介金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加 L齒輪表面采用滲

29、碳淬火熱處理匚藝，齒輪精度不低于7級°因此,比用于計 算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽不齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果。 3.1.1 齒輪彎曲強度計算 (1) 一檔直齒輪彎曲應力q,查文獻⑵可知： F昌K,a= bty3-21 式中： b宣一彎曲應力(MPa)； 耳一圓周力(N),耳=巴"；式為計算載荷d為節(jié)圓直d 徑(mm); 埠一應力集中系數(shù)，K-1.65： # / 24 Kf—摩擦力影響系數(shù),主動齒輪Kf=l.l,從動齒輪Kf=0.9； 卜齒寬(mm)： t一端而齒距，t= 7—齒形系數(shù),7=0.19 因為齒輪節(jié)圓直徑d=n正，式

30、中 Z為齒數(shù),所以將上述有關參數(shù)帶入式 3-21后得 兀ill32Kty 3-22 當計算載荷￡取作用到變速器第 齒形系數(shù)圖《假定載荷作用在齒頂Q=20>. 一軸上的最大轉距工皿乂時，一、倒檔直齒輪許用彎由I應力在400“850Mp?查文 獻⑵可知，［aJ=600MPa。 ￡取作用在變速器第1軸上的最大轉矩工…根據(jù)傳動比換算到1擋的值，知 —Tfemiix?"-5497OGc—10126053 419 由公式3.22得: 2T&Kf^?m3zKc/ 2x1012605xl.65xl.l =^x43x19x8.0x0.19 =633.02MPa<110%[cr,J

31、 滿足設計要求。 (2)二檔斜齒輪彎曲應力查文獻⑵可知: 25/24 3-23 1T一彎曲應力（MPa）： mm ）： d為節(jié)圓直 耳一圓周力（N）,耳=注：￡為計算載荷（N?1d 徑（m

32、m）； dr'z/c。缸 0—斜齒輪螺旋角（°）,0=20。： K。一應力集中系數(shù)，K。=1.50； b—齒寬（mm｝： t—法向齒距，t=燈,n1n:7—齒形系數(shù)，7=0.18 K,一重合度影響系數(shù)，K”2.O. 將上述有關參數(shù)帶入公式3.23,整理后得到斜齒輪彎曲應力為: 3-24 當計算載荷￡取作用到變速器第一軸上的最大轉距工a時」斜齒輪許用彎 應力在100~250Mp2查文獻⑵可知，（＜7W]=320MPa. 由公式3-24得: 2￡cos/JK口 兀znC冰 2x1012605xcos25.8°x1,50 x23x45x0.18x8.0x2 ^205.

33、4MPa<[<7w] 滿足設計要求。 27/24 3.1.2輪齒接觸應力 式中: 3?25 J一輪齒的接觸應力 (MPa)： F一齒面上的法向力 N). F = Fj/Ie ae /?)： F］為圓周力; 戶一斜齒輪螺旋角(° )； 37/24 E一齒輪材料的彈性模量(MPa),E=2.1xlO5MPa b齒輪接觸的實際寬度(mm卜 Ph-主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),宜齒輪p*=Lsina,斜齒輪 P工=Lsina)/co3/7； 凡一從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),直齒輪尺=%sina, 斜齒輪n=(1bsina

34、)/co金力； 將作用在變速器第一軸上的載荷工mJ?作為計算載荷時，變速器齒輪 的許用接觸應力?查文獻⑵可知，見表4.1 表4.1變速器齒輪的許用接觸應力%(MPa) 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔齒輪 1900-2000 950-1000 常哂介齒輪和高檔齒輪 1300T400 650-700 計算第一軸常嚙合齒輪接觸應力% = 64368N 工max dcosacos/?]叫/cos。4xl9xcos20 p工=(izsina)/co/(}=16.03mm 自=

35、阮sina)/co/p=29.53mmb=Kcmn=8.0x4=32(mm) 由公式3-25得: <7.=0.418 FE V 11 --4-._. PzA =0.418 64368X2.1X105 32 + [29.5316.03 =842.83MPa<[crJ 滿足設計要求。 計算高檔一一3擋常嚙合齒輪接觸應力 =25725N dcosacos"叫中二cosa ..rcinz4sina pr=lsina/cosp4=一工=22.76mm 2cost04 ..niz.sina..

36、凡=%sma/co年Pi="s、=21.19mm 2ccp、 b=ZOx4=28mm 由325式得j=518.46MP,滿足設計要求。 計算二軸一檔直齒輪接觸應力巴 54970019x22 58365N N i cosadcosam^Qz^cosa3xi9x21x35xcos200 .mz10sina p2=1=sina=)-14.36min niz7sina =28.0411111 2 由公式325得: G=0.418i——+— Vb9pj = 0418 533656x2,1x1^f1?1] 28114362a04> ^619.29MP

37、a<[ff] 滿足設計要求。 本設計變速器齒輪材料采用20CrMnTl,并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 3.2軸設計計算 321軸的結構 第一軸通常和齒輪做成一體,前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在釉上,以便齒輪磨損后更換 322確定軸的尺寸

38、變速器軸的確定和尺寸,主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝耍求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由卜列經(jīng)驗公式初步選定： 第二軸和中間軸中部直徑： dk(0.40~0.50)A=0.45x120*54n】ii】 第一軸花鍵部分： d=K近3X=4.4x^549.7?36mm 式中工g―一發(fā)動機的最大扭矩，N?m K一經(jīng)驗系數(shù)，K=4,0~4.6 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調(diào)關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。? 第一軸和中間軸：d/l=0.16~

39、0.18； 第二軸：d/L=0.18~0.21° 由殼體總長L=324mm,中間軸兩支撐間距離取316mm,由經(jīng)驗公式第二軸為 268mm 則中間軸d/L=0.17L第二軸d/l=0.20，滿足設計要求. 323軸的校核 由變速器結構布置考慮到加匚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即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，而中間軸在工作時同時有兩對齒輪副嚙合，故應對進行校核，又因常嚙合與一檔齒輪副十分接近支撐處，變形量較小，且高檔轉矩小，故選擇二檔進行校核。 3.2.3.1中間軸的剛度校核 變速器齒輪軸在垂直

40、面和水平面內(nèi)的撓度及轉角公式如下： ￡=*0―<[f]=0.05zOJOnun 3EIL Fa2b° f=二<[f1=0,05~0.15mm "3EIL 屋陋302rad 3EIL 全撓度G=J?+'J工［0］=°2。 式中； 耳一齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； Fa一齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N；） E一彈性模量（MPa）^E^Z.lxKfMPa; I一慣性矩（mm對于實心軸，1=加”64； d一軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算； a、b一為齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）； L一支座間的距離（mmh 由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只

41、需要驗算中間軸上的嚙合齒輪處的強度和剛度即可。先校核中間軸第一對常嚙合齒輪軸，即Z］和Z?傳動 圖4.4變速器軸的撓度和轉角 對于中間軸一檔齒輪嚙合的圓周力耳、徑向力F1和軸向力F?,有: 2工aiTcos/?2x549700cos25.8°…… da】、19x4 2工…tana2工…tana2x549700tan20,3 =____.=_g——=一=-=54651N d-cos/?2111n19x4 2口小,tan?2Tn_sinfl2x5497OO

42、4,先取a=30mm,b=284mm,L=324mm 代入上式得： F】a 2b2 3EIL =0.068<[^] = 0.05~0.10inm FtaV 3EIL = 0.14J<[f]= 0.05~0.15mm Frab(a -b) -3^~- 一計算轉矩,N ? mm; =0.002rad=[5]=0.002rad G=Ufj=0.158<[f2]=020 故滿足設計要求 3.23.2中間軸的強度校核 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 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Fc和Fs之后，計

43、算相應的彎矩Mc’Ms。軸在轉矩Tn和彎矩的共同作用下，其應力為： 0嚕=黑式疝MPa) 式中：M= d一軸在計算斷面處的直徑，花犍處取內(nèi)徑，mm： 火，一彎曲做面系數(shù). mm Ms 一在計算斷面處軸的水平彎矩，N? mm： Mc 一在計算斷面出軸的垂向彎矩. N ? mm： 口］一許用應力”卜40(MPa. 變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。 對于本例支點A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為: E=生=11415.9N 5L Fr=-^=4790.4N cL M"F/=14371Nm cc Mc=F7a=3242Nm T.=工21r=549.7NinIl M=Jm：+M：+片=654.06Nm ?="=2^=7353M W,加31J 強度滿足設計要求. 參考文獻； [1）（德）BOSCH公司.汽車工程手冊（第三版），魏春源譯.北京：北京理工大學出版社，2009 [21王望予,汽車設計（第四版）.北京,機械工程出版社,2004