中間軸式變速器設(shè)計

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1、 SouthChinaUniversityofTechnology 汽車設(shè)計課程設(shè)計 ——變速器設(shè)計 學(xué)院機(jī)械與汽車工程學(xué)院 組別 指導(dǎo)教師 學(xué)生姓名SanityShaw 學(xué)號 提交日期2011年7月8日 目錄 1 .概述3 2 中間軸式變速器設(shè)計4... 2.1 傳動方案和零部件方案的確定4.. 2.1.1 傳動方案初步確定4.. 2.1.2 零部件結(jié)構(gòu)方案5.. 2.2 主要參數(shù)的選擇和計算6.. 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... 2.2.4 中心距A9... 2.2.5 外形

2、尺寸設(shè)計1..0 2.2.6 齒輪參數(shù)1..0. 3 變速器的設(shè)計計算1..5. 3.1 輪齒設(shè)計計算1..5. 3.1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計算1..6 3.1.2 輪齒接觸應(yīng)力1..8 3.2 軸設(shè)計計算2..0. 3.2.1 軸的結(jié)構(gòu)2..0. 3.2.2 確定軸的尺寸2..1 3.2.3 軸的校核2..1. 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(jī)的扭 矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機(jī)在最有利的工況 范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機(jī)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(yīng)有

3、功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： （ 1） .應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù) 汽車載重量、發(fā)動機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來 滿足這一要求。 （ 2） .工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)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(qiáng)度，提高行駛安全性，操 縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換檔或自動、半自 動換檔來實(shí)現(xiàn)。 （ 3） .重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)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(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐

4、滾 柱軸承可以減小中心距。 （ 4） .傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造 精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? （ 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。 圖1:中間軸式變速器 2中間軸式變速器設(shè)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(jī)械式變速 器。中間軸式變速器傳動方案的共同特點(diǎn)如下。 (1)設(shè)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

5、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)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 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。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。 （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(fù) 交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動比有所增加，裝

6、在靠近支承出的中間軸1擋齒輪處。 2.1.2零部件結(jié)構(gòu)方案 2.1.2.1齒輪形式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使 用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜，工作時有軸向力。 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 擋。 2.1.2.2換擋機(jī)構(gòu)形式 此變速器換擋機(jī)構(gòu)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(jī)構(gòu)，降低成本，此變速器1 擋、倒擋采用此種方式。 常嚙合齒輪可用移

7、動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙 合套不會過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。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(yīng)用。因此不適合用于本設(shè)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，得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù) 雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強(qiáng)度，降低操作難度， 2擋以上都采用同步器換擋。 2.1.2.3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

8、軸承。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上 由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)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(zhuǎn)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(yùn)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。 2.2主要參數(shù)的選擇和計算 目前，貨車變速器采用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4~5個，需要通過計算傳動比范圍后最后

9、確定。 2.2.1 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h和主減速器傳動比%的乘積來表 示 if.!」?IrOd i-i.■=■?,3-1 通常變速器最小傳動比切而取決于傳動系最小傳動比U0和主減速器傳動比io,而根據(jù)汽車?yán)碚?，汽車最高車速時變速器傳動比最小，則根據(jù)公式 |-；-1=0.3771,3-2 式中：1如為汽車行駛速度，km/h;n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min;r為車輪半徑，m;igmin特指為最高檔傳動比。 可得 m *=0.37y3-3 輕型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T2977-1997《載重汽車輪胎系列》可選用7.50R20,即輪胎名義寬度7.5

10、in,輪物名義直徑16in,輪胎扁平率為90~100,在此取90,則輪胎直徑可以算為 r=￡-k"?y0.435(m) 1000 汽車給定的最大車速為100km/h,發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為2566.3r/min,代入③式得 收血=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)1)舊總。一般汽車直接擋或最高檔動力因數(shù)取值范圍如下表所示 動力因數(shù)取值 中型貨車微型貨車<1 0.04~0.08 0.08~0.1 0.1~0.12 本設(shè)計汽車總質(zhì)量為7000t,為中型貨車，可選取。.明=0.06,最小傳動比與 最高檔動力因數(shù)001Tm有如下關(guān)系 Thriullfi

11、■i C-Atkj7 ^5—' 21.I5G DOniax 3-4 式中：小為直接擋或最高檔時，發(fā)動機(jī)發(fā)出最大扭矩時的最大車速，km/h,此 時可近似取Uat=UamaXo 其它參數(shù)見下表。 Hl T加皿N.m) 最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速(r/min) 空氣阻力 系數(shù)Cd 迎風(fēng)面積 A(m2) Uaniax(km/h) 0.9 549.7 2566.3 0.7 5.6 100 參數(shù)說明 根據(jù)3-4式可得坨疝尸5.27>4.23o同時為了得到足夠的功率儲備取傳動系最小 傳動比為詛前=4.11。若按變速器直接擋|igniiii=1,則h=4.11,

12、該車采用單級主減速器，主減速器傳動比io|+. 3-6 各表達(dá)式展開為 TLqTtiH.lLmiii.rll, "=GfcOS(Jtmaje+G^in?max 3-7 3-8

13、 各參數(shù)見下表 計算參數(shù)表 f r(m) %(kg) Itqmax(N.m) 0.9 0.02 4.11 0.435 7000 549.7 一般貨車最大爬坡度為30%,即如叱=16.7 代入3-8式計算可得叫＞4.50o 1擋傳動比還應(yīng)滿足附著條件 .=二^＜小3-9 對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式 F0=1電即=J2(P=112g中3-10 式中：山士為后軸質(zhì)量，查表得滿載時取值范圍為ni2

14、=(65%-70%?ma,選取 1.1.1 1％即滿載時后軸質(zhì)量為4571kg 將式3-9代入式3-10求得 H12g(PrigiM.■ 取中=07il算可得叫工6.71。結(jié)合上面已經(jīng)計算數(shù)值m＞4.230故c初步取 %|=4.5,即變速器傳動比范圍是1~4.5,傳動系最大傳動比，=18.495。 2.2.3 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(jì)性。擋位數(shù)越多，變速器的 結(jié)構(gòu)越復(fù)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小，換擋容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最

15、小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動比。實(shí)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 i g2 i g3 n1ig1 ig1ig2 式中：q為各擋之間的公比。 當(dāng)擋位數(shù)為n時，有 q 對于本變速器，擋位數(shù)暫定為4,則 qn1ig1=34.5=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1.8以下。 2）高擋區(qū)相鄰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&J=4.5,i虱W=2.72,i必=q=1.65,i?j=1. 2.2.4 中心距

16、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Ao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(qiáng)度都有影響。 中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。 初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計算 A=3-11 式中： K」為中心距系數(shù),龍車為&6Y）6nti1ax為發(fā)動機(jī)最大傳矩.Nm：珀為變速器1人擋傳動比 :他為變速器傳動效率，取96%。 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=9.0,其余取值按照已有參數(shù)計算3-11式可得A

17、=120.07mm 2.2.5 外形尺寸設(shè)計 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，4擋為（2.2~2.7）Ao當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)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2.7A,即324.20mm,取整得L=325mm。 2.2.6 齒輪參數(shù) 2.2.6.1 .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(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬； 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)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(yīng)該選用同一種模數(shù)； 4）從強(qiáng)度方面考慮，格擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù)； 5）對于貨車，減少質(zhì)量比減小噪聲

18、更加重要，因此模數(shù)應(yīng)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(yīng)該符合國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987《漸開線圓柱齒輪模數(shù)》的規(guī)定。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 口：=4.00mm。 同步器與嚙合套的結(jié)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(jié)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 1.8ma14a ma14 2.0~3

19、.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 2.2.6.2 壓力角民 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(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對貨車，為提高齒輪強(qiáng)度應(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。，所以普遍采用的壓力角為20。。嚙合套或同步器的壓力角有20。、25°、30°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。。 2.2.6.3 螺旋角B 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、齒輪強(qiáng)度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，可使齒輪嚙合的重

20、合度增加，因而平穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高抵擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以15。~25。為宜，從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度和重合度出發(fā)，應(yīng)當(dāng)選用大些的螺旋角。 斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是18。~26°o 2.2.6.4 齒寬b 齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)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(diǎn)削弱，齒輪工作應(yīng)力增加；選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)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。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來確定齒寬bo直齒為bEcm,K*為齒寬系數(shù)，取值范

21、圍4.5~8.0,0斜齒為b=^n】n,區(qū)取值范圍6.0~8.5。 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可選為2~4mm。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)&可取大些，是接觸線長度增加，接觸應(yīng)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取bi =8.0x4.0=32 (mm),第 2 軸  常嚙合直齒齒輪的寬度取*=7.0x4=28(mm),其余檔位斜齒齒輪寬度取bj=7.0x4=28(mm)。同時為增加嚙合強(qiáng)度和穩(wěn)定性，相互嚙合齒輪寬有1~2mm 調(diào)整。 2.2.6.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 采用變位齒輪的原因?yàn)椋号錅愔行木?；提高齒輪的強(qiáng)度和

22、壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。 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。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)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(biāo)，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(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)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)要選用較小一

23、些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。1、2擋和倒擋齒輪應(yīng)該選用較大的值0 2.2.6.6 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)，選標(biāo)準(zhǔn)值1.00 2.2.6.7 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 1擋采用直齒滑動齒輪傳動zv=^=7+s3-12 其中模數(shù)m=4.0,中心距A=120.7mm,代入3-12式得上工=60.035,取整為60, 然后進(jìn)行大小齒輪數(shù)分分配。中間軸上1擋齒輪界的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些，以便使 巴的傳動比大些,初取方=17,則27=43。石： (2)修正中心距A A'=mz±/2=120(mm) 通過選

24、用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為A=120mm。 (3)確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式3-11可知 3-13 老2HZE 流3 常嚙合傳動齒輪4、*中心距和1擋齒輪的中心距相等，即 3-14 加通+12)A= 其中，常嚙合齒輪打、*采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)”】“=4,初選螺旋角旭=26。， II?4有 代入3-13和3-14,解得力戶19.40,取整得怎=19,則々取整為35,止匕時皿=『? 4.66, 接近原傳動比4.5,可認(rèn)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修正螺旋角氏=258。 (4)確定其他各檔齒輪的齒數(shù) 1) 2擋齒輪齒數(shù)。2擋采用

25、斜齒輪傳動 ，一=i =3-15 卜1《電葉玲 A=-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(guān)系式 tan『=> I 上二 2 2]ig2卜總 (1+)=7 XT 3-17 其中嚏=2.72,初選螺旋角氏=18。，計算式3-17左右兩端得 =1.57 I laiipu =1.49< 1.57 2擋類似 3-18 3-19 3-20 育+亞 =1.23 tanpi tan山 =1.19< 1.23 相差不大，基本滿足要求 將氏=18°代入3-15和3-16可求得加=23.04,取整23/5=33.96

26、,取整為34<根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比如卓=2.72等于原始傳動比2.72,故滿足設(shè)計要求。 按式3-16算出精確的螺旋角氏=18.2 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 .= 研值IZ+) A= tanfta工i%+工 taii0q=!|+4E 其中曷=1.65,初選螺旋角自=22°,計算式3-20左右兩端得 相差不大，基本滿足要求 將d=22°代入3-18和3-19可求得打=30.12,取整為30;t3=26.87,取整為27,為避免出現(xiàn)不均與接觸傳動，改為4=29。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比 1^=1.72^1.65,滿足設(shè)計要求

27、 按式3-16算出精確的螺旋角由=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，中間軸上倒擋齒輪團(tuán)的齒數(shù)已經(jīng)確定為19, 倒擋軸上的倒擋齒輪 股在21~33之間選取 初選?=21,m=4,則中間軸與倒擋軸的中心距為 ==76(mm) 倒擋齒輪，H與1擋齒輪七7嚙合, 初選比0=23,則可計算倒擋軸與第2軸的中 心距為 A〃鯉「132(mm) Z2Z9Z7 i R ZlZ8Zl0 35 21 41 19 19 23 3.63 重新確定各檔傳動比: 檔位 一檔 二檔 三檔 四檔 倒

28、檔 傳動比 4.66 2.72 1.72 1.00 3.63 3變速器的設(shè)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(diǎn)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。所以需要對齒輪進(jìn)行計算和校荷。 3.1輪齒設(shè)計計算 與其它機(jī)械設(shè)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。止匕外，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。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用

29、滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計 算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較 為準(zhǔn)確的結(jié)果 3.1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計算 （1） 一檔直齒輪彎曲應(yīng)力w,查文獻(xiàn)［2］可知： FiKKf w bty3-21 式中： w一彎曲應(yīng)力（MPa）; Ft一圓周力（N）,F1正；Tg為計算載荷（N?mm）;d為節(jié)圓直d 徑（mm）; K—應(yīng)力集中系數(shù)，K=1.65; Kf—摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪Kf=1.1,從動齒輪Kf=0.9; b一齒寬（mm）; t一端面齒距，tm; 一齒形系數(shù)，=0.19 因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑dmz,

30、式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式3-21后得 2TgKKf5 wm3zKc3-22 當(dāng)計算載荷Tg取作用到變速器第 齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂a =20。，f0=1） 一軸上的最大轉(zhuǎn)距Temax時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa,查文獻(xiàn)[2]可知，[w]=600MPa。 Tg取作用在變速器第1軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax根據(jù)傳動比換算到1擋的值，知 Tg z235 19 Temax-2549700X—1012605.3 Zl 由公式3-22得: 2TgKKf m3zKc 210126051.651.1 3 4198.00.19 =6

31、33.02MPa<110%[w] 滿足設(shè)計要求。 （2）二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力 w,查文獻(xiàn)［2］可知: F1K 3-23 bt K W一彎曲應(yīng)力（MPa）; Ft—圓周力（N）, F1 ①；Tg為計算載荷（N ? mm）; d為節(jié)圓直 d d mn z cos 斜齒輪螺旋角（ ），二20。； K —應(yīng)力集中系數(shù), K =1.50; b一齒寬（mm）; t一法向齒距，t mn ； 一齒形系數(shù)，=0.18 K一重合度影響系數(shù)，K=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式3-23,整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為: 3-24 2TgC0SK

32、3 zmnK 當(dāng)計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距Temax時，斜齒輪許用彎 曲應(yīng)力在100~250MPa,查文獻(xiàn)[2]可知，[w]=320MPa。 由公式3-24得： 2TacosK g w3~ zmnKcK 21012605cos25.81.50 =3 2340.188.02 =205.4MPa<[w] 滿足設(shè)計要求。 3.1.2輪齒接觸應(yīng)力 j 0.418 FE 1 1 3-25 式中: j一輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）; F一齒面上的法向力（N）,FF1/coscos；F1為圓周力; 一斜齒輪螺旋角（°）; E—齒輪材料的彈性模量（

33、MPa）,E2.1105MPa b—齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）; z一主動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）,直齒輪zrzsin,斜齒輪 zrzsin.cos2. ? b—從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）,直齒輪brbsin, 斜齒輪brbsin/cos2； 將作用在變速器第一軸上的載荷Temax-'"2作為計算載荷時，變速器齒輪 的許用接觸應(yīng)力j查文獻(xiàn)［2］可知，見表4.1 表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力j(MPa) 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔齒輪 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300~1400 650~700

34、 計算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力j c 2Tg Temax F d cos cos 2 mnz1 cos 459.7 4x19xcos20 6436.8N rzsincos216.03mm rb sin cos2 29.53mm b=j[=8.0x4=32(mm) 由公式3-25得： j 0.418 FE11 bzb 6436.82.110511 0.418 3229.5316.03 =842.83MPa<[j] 滿足設(shè)計要求。 計算高本3——3擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 2Tg

35、Temax z1 d cos cos 2572.5N mnZ4Z2 CoS  ，2min^sin zrzsin/cos4——222.76mm 2cos4 /2mnZ3Sin brbsin/cos4221.19mm 2cos4 b=7.0x4=28mm 由3-25式得j=518.46MP,滿足設(shè)計要求。 計算二軸一檔直齒輪接觸應(yīng)力j F工 cos 2Tg Temax” d cos mz8z1022 cos 549700 19 22 3 19 21 35 cos20 5836.5N N 14.36mm 28.04mm mzi0sinzr

36、zsin 2 mz7sin brbsin- 2 由公式3-25得： 0.418— ,b 5 5836.562.110511 0.418 2814.3628.04 -619.29MPa

37、 盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)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軸上，以便齒輪磨損后更換 3.2.2 確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)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，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公 式初步選定： 第二軸和中間軸中部直徑： d(0.40~0.50)A0.4512054mm 第一軸花鍵部分： dK3Temax4.43549.736mm 式中

38、Temax---發(fā)動機(jī)的最大扭矩，N?m K---經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0~4.6 為保證設(shè)計的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直 徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選取： 第一軸和中間軸：d/L=0.16~0.18; 第二軸：d/L=0.18~0.21o 由殼體總長L=324mm,中間軸兩支撐間距離取316mm,由經(jīng)驗(yàn)公式第二軸為268mm 則中間軸d/L=0.171,第二軸d/L=0.20,滿足設(shè)計要求。 3.2.3 軸的校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足 夠的，僅對其危險斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)

39、計的過程中，軸的強(qiáng)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(yīng)對進(jìn)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(zhuǎn)矩小，故選擇二檔進(jìn)行校核。 3.2.3.1 中間軸的剛度校核 變速器齒輪軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度及轉(zhuǎn)角公式如下: _22 0.05 ~ 0.10mm fEabfc 3EIL fs 2.2 F2a b 3EIL fs 0.05 ~ 0.15mm F1 ab(b 3EIL a) []0.002rad 2fs2f0.20 式中: F1一齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N); F2一齒輪齒寬中間

40、平面上的圓周力（ N;) E一彈性模量(MPa),E2.1105MPa; 44 I—慣性矩（mm）,對于實(shí)心軸，Id/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（mm）。 由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗(yàn)算中間軸上的嚙合齒輪處的強(qiáng)度和剛度即可。先校核中間軸第一對常嚙合齒輪軸，即Zi和Z2傳動  圖4.4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 對于中間軸一檔齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa,有: Ft 2Te max d 2Temaxcos 2 549700 cos

41、25.8 _^mx 13023.8 N zmn 19 4 Fr 2Temax tan 2Temax tan d cos 2 549700 tan20 5465.1N zmi 19 4 Fa 2Temax tan d 2T sin e i max zmn 2 549700 sin25.8 6295.9N 19 4 d4/6428701.0mm4,先取a=30mm,b=284mm,L=324mm 代入上式得: fs 一 2 2 Fra b 3EIL Fta2b2 3EIL F「ab(a 3EIL 0.068 0.1

42、43 b) fc2 fs2 ?. c s fc 0.05 ~ 0.10mm fs 0.05~ 0.15mm 0.002rad [ ] 0.002rad 0.158 f 0.20 故滿足設(shè)計要求 3.2.3.2 中間軸的強(qiáng)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，而圓周 力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs 之后，計算相應(yīng)的彎矩Mc,Ms。軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩的共同作用下，其應(yīng)力為： M 32 M Ww d3 (MPa) ...1999 式中：MM2M2Tj2 Tj—計算轉(zhuǎn)矩，N?m

43、m; d一軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； Ww一彎曲截面系數(shù)，mm3; Ms—在計算斷面處軸的水平彎矩，N?mm； Mc—在計算斷面出軸的垂向彎矩，N?mm； 一許用應(yīng)力400MPa. 變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。 對于本傷J支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為: FsFtb11415.9N sL Frb Fc—4790.4N cL McFca143.71Nm McFsa324.2Nmcs TnTemax549.7Nm M,M2M'Tn2654.06Nm M 32M 3- Ww d 73.53MPa 強(qiáng)度滿足設(shè)計要求 參考文獻(xiàn)： [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(xué)出版社，2009 [2]王望予.汽車設(shè)計（第四版）.北京：機(jī)械工程出版社，2004