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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
摘 要
本設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于貨車(chē)上的手動(dòng)變速器。本設(shè)計(jì)采用中間軸式變速器.
根據(jù)轎車(chē)的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車(chē)輛重量、滿(mǎn)載重量以及最高車(chē)速等參數(shù),結(jié)合自己選擇的適合于該貨車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)可以得出發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。再結(jié)合某些貨車(chē)的基本參數(shù)，選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。
本次設(shè)計(jì)的汽車(chē)變速箱主要是從強(qiáng)度方面來(lái)對(duì)齒輪的尺寸計(jì)算及校核，軸的尺寸計(jì)算和位置的確定，選擇設(shè)計(jì)滿(mǎn)足其承載能力的同步器。另外，針對(duì)齒輪作用力的不同，在不同的軸上選擇合適的軸承。利用軟件Pro/e和CAD完成變速器總成圖、第一軸、第二軸、中間軸、各個(gè)擋齒輪及同步器的設(shè)計(jì)。
關(guān)鍵詞：變速器；鎖環(huán)式同步器；傳動(dòng)比；中間軸；貨車(chē)
Ⅰ
ABSTRACT
The duty of this design is to design a manual transmission used in the truck, It’s the countershaft-type transmission gearbox.
According to the contour, track，wheel base，the smallest ground clearance, the smallest turning radium, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio.
This design is mainly gear's size computation and the examination，the axis size's calcul-ation and the position's determination，the choice design satisfies its bearing capacity the syn- chromesh. Moreover，in view of the gear action's difference, chooses the appropriate bearing on the different axis．Completes the transmission gearbox unit chart，the first axis，the second axis, the intermediate shaft using software Pro/E and CAD, to keep off the gear and the synchromesh design one by one．
Key words: transmission; inertial type of synchronizer; gear ratio; countershaft；truck
II
目 錄
摘要.................................................................Ⅰ
Abstract..............................................................Ⅱ
第1章 緒論...........................................................1
1.1 概述................................................................ .1
1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀............................................... ........1
1.3 研究?jī)?nèi)容........................................................3
第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案.......................................4
2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析....................... ..........................4
2.2 傳動(dòng)裝置布置方案分析.................... .............................4
2.3 本章小結(jié)................................... ............. ............7
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇.........................................8
3.1 擋數(shù)的選擇及各擋傳動(dòng)比的確定................ .........................8
3.3.1 確定擋數(shù)........................................................8
3.3.2 傳動(dòng)比范圍的確定................................................8
3.2 中心距........................ .......................................9
3.3 齒輪參數(shù)....................... ......................................9
3.3.1 模數(shù)的選取.................. .... ...............................9
3.3.2 壓力角..................... ...................................10
3.3.3 螺旋角......................................... ................11
3.4 齒寬計(jì)算.............................. ..............................11
3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配....................... ...........................11
3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù).............................................11
3.5.2 對(duì)中心距A進(jìn)行修正................. .............................12
3.5.3 確定齒頂高系數(shù)和徑向間隙系數(shù)......... .... .....................12
3.5.4 計(jì)算一擋齒輪參數(shù)...............................................12
3.5.5 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù).....................................12
3.5.6 修正螺旋角的值.................................................13
3.5.7 中心距修正.....................................................13
3.5.8 確定常嚙合齒輪參數(shù).............................................13
3.5.9 確定其它各擋的齒數(shù).............................................14
3.5.10 確定倒擋的齒數(shù)................................................18
3.6 變速器輪齒強(qiáng)度計(jì)算..................................................19
3.6.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算...............................................19
3.6.2 齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算...............................................22
3.6.3 變速器齒輪具體強(qiáng)度校核計(jì)算.....................................24
3.7 本章小結(jié).............................................................29
第4章 變速器軸設(shè)計(jì)計(jì)算............................................30
4.1 變速器軸設(shè)計(jì)................................. .......................30
4.2 初選軸的直徑.................................... ....................30
4.3 軸的結(jié)構(gòu)形狀..................................... ...................30
4.4 軸的強(qiáng)度和剛度的計(jì)算.............................. ..................31
4.4.1 計(jì)算各軸上齒輪的圓周力與切向力.................................31
4.4.2 軸的剛度驗(yàn)算.......... ... .....................................33
4.4.3 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算...................................................39
4.5 本章小結(jié)........................... ... .............................41
第5章 軸承選擇與壽命計(jì)算............................................42
5.1 使用時(shí)間計(jì)算.................................... ....................42
5.2 軸承選擇與壽命計(jì)算............................. .....................42
5.3 本章小結(jié).......................... ..................................43
第6章 變速器的同步器設(shè)計(jì)及其結(jié)構(gòu)元件..............................42
6.1 同步器設(shè)計(jì).................. ........................................44
6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定........................ ........................45
6.3 本章小結(jié)............................................. ...............47
第7章 應(yīng)用Pro/E進(jìn)行變速器的建模與裝配... ... ... ... ... ... ....48
7.1 Pro/E軟件簡(jiǎn)介........................ ...............................48
7.2 變速器齒輪集合模型的建立.............. ..............................48
7.2.1 直齒圓柱齒輪幾何模型的建立.....................................48
7.2.2 斜齒圓柱齒輪集合模型的建立.....................................51
7.3 變速器軸的幾何模型建立............... ...............................55
7.3.1 變速器第一軸的幾何模型建立.....................................55
7.3.2 變速器中間軸的幾何模型建立.....................................55
7.3.3 變速器第二軸的幾何模型建立.....................................56
7.4 軸承的幾何模型建立..................... .............................56
7.5 箱體的幾何模型建立.................... ..............................57
7.6 變速器零件模型的虛擬裝配................ ............................58
7.7 本章小結(jié)............................ ................................60
結(jié)論.................................................................61
參考文獻(xiàn)..............................................................62
致謝.................................................................63
附錄.................................................................64
1
0
第1章 緒 論
1.1 概述
變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車(chē)獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，可在起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、汽車(chē)滑行或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車(chē)獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。
變速器由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成，對(duì)變速器設(shè)計(jì)的基本要求如下：
1. 應(yīng)保證汽車(chē)具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車(chē)整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車(chē)載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車(chē)使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)比，來(lái)滿(mǎn)足這一要求。
2. 工作可靠，操縱輕便。汽車(chē)在行駛過(guò)程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)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(guò)采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來(lái)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(jì)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(dòng)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?rùn)滑油都可以提高傳動(dòng)效率。
5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)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。
滿(mǎn)足汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車(chē)工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。
1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀
我國(guó)的汽車(chē)及各種車(chē)輛的零部件產(chǎn)品在性能和質(zhì)量上和發(fā)達(dá)國(guó)家存在著一定的差距，其中一個(gè)重要原因就是設(shè)計(jì)手段落后，發(fā)達(dá)國(guó)家在機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計(jì)上早以進(jìn)入了分析設(shè)計(jì)階段，他們利用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)技術(shù)，將現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，如有限元分析、優(yōu)化設(shè)計(jì)、可靠性設(shè)計(jì)等應(yīng)用到產(chǎn)品設(shè)計(jì)中，采用機(jī)械CAD系統(tǒng)在計(jì)算機(jī)上進(jìn)行建模、分析、仿真、干涉檢查，實(shí)現(xiàn)三維設(shè)計(jì)，大大地提高產(chǎn)品設(shè)計(jì)的一次成功率，減少了試驗(yàn)費(fèi)用，縮短了產(chǎn)品更新周期。而我們的設(shè)計(jì)手段仍處于以經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)為主的二維設(shè)計(jì)階段，設(shè)計(jì)完成后在投產(chǎn)中往往要進(jìn)行很大的改動(dòng)，使得產(chǎn)品開(kāi)發(fā)周期很長(zhǎng)，性能質(zhì)量低等。為改變我國(guó)的車(chē)輛零部件的生產(chǎn)和設(shè)計(jì)手段的落后狀況，縮短新產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)周期，提高市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力，有必要開(kāi)發(fā)一些適合中國(guó)國(guó)情的汽車(chē)及零部件的CAD系統(tǒng)，對(duì)已開(kāi)發(fā)的CAD系統(tǒng)需進(jìn)一步提高和完善。
隨著CAD技術(shù)的發(fā)展和應(yīng)用，許多國(guó)家和部門(mén)都對(duì)其進(jìn)行了大量的研究和試驗(yàn)，隨之開(kāi)發(fā)并形成一些成套硬件和軟件系統(tǒng)。在美國(guó)、日本及歐洲發(fā)達(dá)國(guó)家中，利用CAD技術(shù)解決眾多繁瑣的設(shè)計(jì)和分析計(jì)算。形成了以圖形系統(tǒng)為基礎(chǔ)、以數(shù)據(jù)庫(kù)為核心、以工具系統(tǒng)為支撐和以分析計(jì)算為應(yīng)用的集成化系統(tǒng)。
美國(guó)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(guó)汽車(chē)工業(yè)最早應(yīng)用了CAD系統(tǒng)。美國(guó)通用汽車(chē)公司、福特汽車(chē)公司等都已廣泛應(yīng)用CAD技術(shù)。他們將結(jié)構(gòu)、強(qiáng)度、剛度等計(jì)算、三維實(shí)體造型應(yīng)用于汽車(chē)的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)中，將CAD、CAPP、CAM、CAE集成，使生產(chǎn)效率提高，產(chǎn)品質(zhì)量得到保證，市場(chǎng)響應(yīng)速度提高，從而大大地提高了他們的競(jìng)爭(zhēng)力，為他們帶來(lái)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(guó)外的這些汽車(chē)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(yàn)都很保密。與國(guó)外相比，我國(guó)的汽車(chē)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(kāi)始進(jìn)行CAD的研究，在產(chǎn)品的改進(jìn)設(shè)計(jì)、設(shè)計(jì)后的計(jì)算機(jī)繪圖及有限元分析等方面已陸續(xù)取得一些效果。但總的來(lái)講國(guó)內(nèi)工廠(chǎng)多數(shù)是依賴(lài)傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法—經(jīng)驗(yàn)類(lèi)比法，對(duì)引進(jìn)產(chǎn)品主要是測(cè)繪仿制，難以滿(mǎn)足現(xiàn)代汽車(chē)工業(yè)的客觀(guān)要求。采用現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，是提高自行設(shè)計(jì)、消化吸收和國(guó)產(chǎn)化的極其重要手段。
近年來(lái)，隨著車(chē)輛技術(shù)的進(jìn)步和道路上車(chē)輛密度的加大，對(duì)變速器的性能要求也越來(lái)越高。眾多的汽車(chē)工程師在改進(jìn)汽車(chē)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)械式變速器是目前使用最為廣泛的汽車(chē)變速器。雖然它有諸多缺點(diǎn)，如換檔沖擊大，體積大，操縱麻煩等；但是，它也有很多優(yōu)點(diǎn)，如傳動(dòng)效率高，工作可靠，壽命長(zhǎng)，制造工藝成熟和成本低等。所以，如果能改善機(jī)械式變速器上述的缺點(diǎn)，它還是有很大的發(fā)展空間的。如果在減小機(jī)械式變速器的體積和提高傳動(dòng)平穩(wěn)性?xún)煞矫孀鲆恍┭芯?，就可以解決這些問(wèn)題。
1.3 研究?jī)?nèi)容
研究了解汽車(chē)變速器的功能、原理、結(jié)構(gòu)以及設(shè)計(jì)方法。學(xué)習(xí)掌握Pro/E軟件，并為了縮短設(shè)計(jì)周期和降低開(kāi)發(fā)成本，基于虛擬樣機(jī)技術(shù)，通過(guò)Pro/E軟件平臺(tái)，對(duì)變速器進(jìn)行輔助設(shè)計(jì)，并進(jìn)行虛擬裝配。
擬取得的成果的形式：完成變速器各零部件的計(jì)算、并校核。運(yùn)用Pro/E軟件建立各零部件的三維實(shí)體模型，通過(guò)鏈接關(guān)系進(jìn)行虛擬裝配，完成裝配圖、關(guān)鍵的零件圖一份。
第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案
2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析
汽車(chē)主要參數(shù)如下表2.1。
表2.1 整體設(shè)計(jì)中的汽車(chē)參數(shù)
額定總質(zhì)量
12100kg
載質(zhì)量
5000 kg
自重
7430 kg
車(chē)寬
2470 mm
車(chē)長(zhǎng)
10000mm
軸距
5720 mm
車(chē)高
3630 mm
轉(zhuǎn)數(shù)
2600r/min
最大轉(zhuǎn)矩
650 N·m
最大爬坡度
16.7°
離合器
單片，干式
軸荷分配
滿(mǎn) 載
空 載
前36%，后64%
前45%，后55%
最高車(chē)速
93km/h
發(fā)動(dòng)機(jī)功率
136kW
車(chē)輪半徑
504mm
2.2 傳動(dòng)裝置布置方案分析
固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器應(yīng)用廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)上。
與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點(diǎn)，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，故傳動(dòng)效率高同時(shí)噪聲也低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高擋工作時(shí)齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計(jì)得很大。對(duì)于前進(jìn)擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同。
中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的客車(chē)上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上，第一軸上的花鍵用來(lái)裝設(shè)離合器的從動(dòng)盤(pán)，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬(wàn)向節(jié)連接。
圖2.1中間軸式四擋變速器傳動(dòng)方案
圖2.2中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案
圖2.1、圖2.2分別示出了幾種中間軸式四、五擋變速器傳動(dòng)方案。各傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)是：變速器的第一軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線(xiàn)在同一直線(xiàn)上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器等一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高，可達(dá)到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因?yàn)橹苯訐醯睦寐室哂谄渌麚跷?，因而提高了變速器的使用壽命；在其他前進(jìn)擋位工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過(guò)設(shè)置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對(duì)齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動(dòng)比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，擋位低的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有格擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。
在除直接擋以外的其他擋位工作時(shí)，中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。
在擋數(shù)相同的條件下，各中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)、軸的支承方式、換擋方式和倒擋傳動(dòng)方案以及擋位布置順序上有差別。
與前進(jìn)擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車(chē)狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動(dòng)齒輪方式換倒擋。為實(shí)現(xiàn)倒擋傳動(dòng)，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動(dòng)路線(xiàn)中加入一個(gè)中間傳動(dòng)齒輪的方案。常見(jiàn)倒擋布置方案如圖2.4所示。
圖2.4倒擋布置方案
2.3 本章小結(jié)
本章對(duì)將要設(shè)計(jì)的變速器的主要參數(shù)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案進(jìn)行了分析確定，確定
選擇中間軸式變速器，中間軸式變速器可以設(shè)置直接擋，當(dāng)汽車(chē)在直接擋下行駛時(shí)，可以降低變速器各齒輪的磨損，增加了變速器的使用壽命。一擋和倒擋采用直齒，其它為斜齒。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇
3.1 擋數(shù)的選擇及各檔傳動(dòng)比的確定
3.3.1確定擋數(shù)
近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車(chē)一般用4～5個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車(chē)變速器多用5個(gè)擋。商用車(chē)變速器采用4～5個(gè)擋或多擋。
本次設(shè)計(jì)采用的是五擋變速器，即五個(gè)前進(jìn)擋、一個(gè)倒擋，五擋為超速擋。
3.3.2傳動(dòng)比范圍的確定
變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的比值。最高擋通常是直接擋，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動(dòng)比為0.7～0.8。本次設(shè)計(jì)中，取五擋傳動(dòng)比為0.77。
所以 由可知
=6.9。 （3.1）
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。故有
（3.2）
式中： —汽車(chē)總質(zhì)量；
g—重力加速度；
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；
—主減速比；
—汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率；
—驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑；
取 其中
則
=4.53。
根據(jù)驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著條件
取、取0.9
所以 取5.8
根據(jù)等比級(jí)數(shù)分配即 ,已知=5.8
經(jīng)計(jì)算得=5.8、=3.2、=1.77、=1、=0.77
3.2 中心距
對(duì)中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱(chēng)為變速器中心距。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小，而且對(duì)齒輪的接觸強(qiáng)度有影響。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定：
（3.3）
式中：
－變速器中心距（mm）；－中心距系數(shù)，根據(jù)車(chē)的取值范圍10.0；－發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N·m），已知=650 N·m；－變速器一擋傳動(dòng)比，已知=5.8； －變速器傳動(dòng)效率，取96%。
計(jì)算得=153.534 mm,取A=154。
3.3 齒輪參數(shù)
3.3.1 模數(shù)的選取
齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求。
應(yīng)該指出，選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：
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，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；減少乘用車(chē)齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)貨車(chē)，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)；變速器抵擋齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車(chē)變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。在給定模數(shù)范圍內(nèi)，初選模數(shù)：直齒輪模數(shù)＝4mm；斜齒輪法面模數(shù)=5mm。
變速器用齒輪模數(shù)的范圍見(jiàn)表3.1。
表3.1 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)
車(chē) 型
微型、輕型轎車(chē)
中級(jí)轎車(chē)
中級(jí)貨車(chē)
重型貨車(chē)
2.25～2.75
2.75～3
3.50～4.5
4.50～6
所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987的規(guī)定，見(jiàn)表3.2。選用時(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。
表3.2 汽車(chē)變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357-1987） (mm)
第一系列
1.00
1.25
1.5
-
2.00
-
2.50
-
3.00
-
-
-
4.00
-
5.00
-
6.00
第二系列
-
-
-
1.75
-
2.25
-
2.75
-
（3.25）
3.50
（3.75）
-
4.50
-
5.50
-
3.3.2 壓力角
因國(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°；嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°的壓力角。
3.3.3 螺旋角
斜齒螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選?。?
乘用車(chē)變速器：
兩軸式變速器為20°～25°；
中間軸式變速器為22°～34°；
貨車(chē)變速器：18°～26°。
3.4 齒寬計(jì)算
在選擇齒寬時(shí)，應(yīng)該注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：
直齒：，為齒寬系數(shù)，可在4.5～8.0內(nèi)選取。
斜齒：，可在6.0～8.5內(nèi)選取。
3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配
3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù)
一擋傳動(dòng)比
并且已知=5.8
為了求、的齒數(shù)，先求其齒數(shù)的和
直齒
斜齒
由已知=154 mm，=4mm，=5mm， 圖3.1變速器示意圖
計(jì)算得：一擋直齒=77。
計(jì)算后取為整數(shù)，然后進(jìn)行大、小齒輪數(shù)的分配。中間軸上的一擋小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使的傳動(dòng)比大些，在已定的條件下，的傳動(dòng)比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度。考慮到殼體上的第一軸軸承孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。設(shè)計(jì)中，取=18，且=，則=59。
3.5.2 對(duì)中心距進(jìn)行修正
因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的重新計(jì)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)。
由，計(jì)算得=154mm。
3.5.3 確定齒頂高系數(shù)和徑向間隙系數(shù)
國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，齒頂高系數(shù)；徑向間隙系數(shù)
3.5.4 計(jì)算一擋齒輪參數(shù)
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
齒高：
3.5.5 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)
由公式求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比
（3.4）
而常嚙合傳動(dòng)齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即
（3.5）
解方程（3.4）和（3.5）求得=20.159，=35.67
取整數(shù)得： =35，=20。
傳動(dòng)比修正：
3.5.6 修正螺旋角的值
根據(jù)所確定的齒數(shù)和公式，計(jì)算校核得=26.7655°。
3.5.7 中心距修正
3.5.8 確定常嚙合齒輪參數(shù)
端面壓力角：
分度圓直徑：
基圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
3.5.9 確定其它各擋的齒數(shù)
①確定二擋齒輪參數(shù)：
由于二擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式
（3.6）
而 （3.7）
此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿(mǎn)足下列關(guān)系式
（3.8）
聯(lián)解上述三個(gè)公式，采用比較方便的試湊法，即先選定螺旋角，解式（3.6）和式（3.7），求出、，再把、及代入式（3.8）中，檢查是否滿(mǎn)足或近似滿(mǎn)足軸向力平衡的關(guān)系。如相差太大，則要調(diào)整螺旋角，重復(fù)上述過(guò)程，直至符合設(shè)計(jì)要求為止。
根據(jù)上述的公式解得：=38.349，=20.967，=15.65°。
取整得：=38，=21
修正螺旋角：，
修正傳動(dòng)比：
修正中心距：
端面壓力角：
分度圓直徑：
基圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
②確定三擋齒輪參數(shù)：
由于三擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式
（3.9）
而 （3.10）
此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿(mǎn)足下列關(guān)系式
（3.11）
根據(jù)上述的公式解得：=28.806，=28.482，=21.51°。
取整得：=29，=29
修正螺旋角：，
修正傳動(dòng)比：
修正中心距：
端面壓力角：
分度圓直徑：
基圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
③確定五擋齒輪參數(shù)：
由于五擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式
（3.12）
而 （3.13）
此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿(mǎn)足下列關(guān)系式
（3.14）
根據(jù)上述的公式解得：=16.489，=37.476，=28.83°。
取整得：=16，=37
修正螺旋角：，
修正傳動(dòng)比：
修正中心距：
端面壓力角：
分度圓直徑：
基圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
3.5.10 確定倒擋的齒數(shù)
一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取5.2。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)與一檔主動(dòng)齒輪10相同，做成齒輪軸，取=18。
此處取=35。
由
； （3.15）
故可得出中間軸與倒檔軸的中心距
（3.16）
而倒檔軸與第二軸的中心:
（3.17）
修正傳動(dòng)比：
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
3.6 變速器輪齒強(qiáng)度計(jì)算
與其他機(jī)械設(shè)備用變速器比較，不同用途汽車(chē)的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車(chē)變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支承方式也基本一致。如汽車(chē)變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級(jí)。因此，用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車(chē)齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。下面介紹的是計(jì)算汽車(chē)變速器齒輪強(qiáng)度用的簡(jiǎn)化計(jì)算公式。
3.6.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算
（1）直齒輪的彎曲應(yīng)力的校核公式：
（3.18）
式中： —彎曲應(yīng)力,(MPa)；
—圓周力，（N）；
—應(yīng)力集中系數(shù)，取1.65；
b—齒寬,(mm)；
—摩擦影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，從動(dòng)齒輪取0.9；
y—齒形系數(shù)；（如圖3.2所示）
t—端面齒距,(mm)；
式中：
；z；t；
—計(jì)算載荷,(N·mm)；
—節(jié)圓直徑,(mm)；
—模數(shù)；
—齒數(shù)；
圖3.2齒形系數(shù)圖
將上述有關(guān)參數(shù)代入（3.18）中得：
（3.19）
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa，貨車(chē)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。
（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力的校核公式：
（3.20）
式中：
—彎曲應(yīng)力,(MPa)；
—圓周力，(N)；
—應(yīng)力集中系數(shù)，取1.65；
b—齒寬,(mm)；
y—齒形系數(shù)；
t—法向齒距(mm)；
—重合度影響系數(shù)，取2.0；
；；t；
—計(jì)算載荷,(N·mm)；
—節(jié)圓直徑,(mm)；
—法向模數(shù)；
—齒數(shù)；
—斜齒輪螺旋角(°)；
將上述有關(guān)參數(shù)代入（3.20）中得：
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車(chē)常嚙合和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350 MPa范圍，對(duì)貨車(chē)為100～250 MPa。
3.6.2 齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算
齒面接觸應(yīng)力應(yīng)的校核公式：
（3.21）
式中： —齒輪接觸應(yīng)力，(MPa)；
—齒面上的法向力，(N)；
—齒輪材料的彈性模量，(MPa)；
—齒寬，(mm)；
；；
直齒輪：；；
斜齒輪：；；
—圓周力，(N)；
—計(jì)算載荷，(N·mm)；
—節(jié)圓直徑，(mm)；
—節(jié)圓直徑，(°)；
—齒輪螺旋角，(°)；
—主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，(mm)；
—從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，(mm)；
—主動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑，(mm)；
—從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑，(mm)；
將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表3.3。
表3.3 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力
齒 輪
/MPa
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900～2000
950～1000
常嚙合齒輪和高檔
1300～1400
650～700
齒輪材料的彈性模量＝。
變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時(shí)，對(duì)切削加工性能及成本也應(yīng)考慮。
國(guó)內(nèi)汽車(chē)變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，心部硬度為33～48HRC。
值得指出的是，采取噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施，能使齒輪得到強(qiáng)化。對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)力噴丸處理以后，輪齒產(chǎn)生殘余壓應(yīng)力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。在加大齒根圓弧半徑的同時(shí)，進(jìn)行強(qiáng)力噴丸處理，不僅可以使殘余壓應(yīng)力進(jìn)一步增加，還改善了應(yīng)力集中。齒輪在熱處理之后進(jìn)行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形，磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動(dòng)平穩(wěn)、效率提高，在同樣負(fù)荷的條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高近一倍。
3.6.3 變速器齒輪具體強(qiáng)度校核計(jì)算
1、校核各齒輪應(yīng)力
①齒輪彎曲應(yīng)力校核：
中間軸一擋、倒擋齒輪：
＝＝31597.22N
＝1.65；＝1.1；＝121.8；t＝12.56636；y＝0.125；
＝＝299.75 MPa≤400 MPa
滿(mǎn)足雙向交變載荷。
二軸一擋齒輪：
＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.153；＝4；＝59；
＝＝762.65 MPa≤850 MPa
倒擋軸齒輪：
＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.146；＝4；＝35；
＝＝799.21 MPa≤850 MPa
二軸倒擋齒輪：
＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.156；＝4；＝53；
＝＝747.98 MPa≤850 MPa
中間軸二擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.136；＝5；＝21；＝0.985；
＝＝182.18 MPa≤250MPa
二軸二擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.152；＝5；＝38；＝0.985；
＝＝163.00 MPa≤250MPa
中間軸三擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.146；＝5；＝29；＝0.942；
＝＝120.84 MPa≤250MPa
二軸三擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.146；＝5；＝29；＝0.942；
＝＝120.84 MPa≤250MPa
中間軸常嚙合齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.155；＝5；＝35；＝0.893；
＝＝89.40 MPa≤250MPa
一軸常嚙合齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.138；＝5；＝20；＝0.893；
＝＝100.41 MPa≤250MPa
中間軸五擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.152；＝5；＝37；＝0.860；
＝＝83.05 MPa≤250MPa
二軸五擋齒輪：
＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；
y＝0.136；＝5；＝16；＝0.860；
＝＝92.82 MPa≤250MPa
②齒輪接觸應(yīng)力校核：
一擋齒輪、：
＝＝15798.6111N
＝＝＝16807.0331N
＝；＝32
＝
＝＝
＝
＝1415.58 MPa
二擋齒輪、：
＝＝10378.33N
＝＝＝11524.81899N
＝；＝32
＝
＝＝
＝
＝992.63MPa
三擋齒輪、：
＝＝7389.83N
＝＝＝8345.564N
＝；＝32
＝
＝＝
＝
＝795.61MPa
五擋齒輪、：
＝＝5287.838N
＝＝＝6541.116N
＝；＝32
＝
＝＝
＝
＝699.98MPa
常嚙合齒輪、：
＝＝5804.50N
＝＝＝6914.894N
＝；＝32
＝
＝＝
＝
＝713.374MPa
符合要求。
3.7本章小結(jié)
本章首先簡(jiǎn)要介紹了齒輪材料的選擇原則，并通過(guò)設(shè)計(jì)參數(shù)計(jì)算出齒輪的齒數(shù)，以及齒輪的各項(xiàng)基本參數(shù)。然后對(duì)齒輪的強(qiáng)度進(jìn)行校核，對(duì)齒輪的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度進(jìn)行校核，使齒輪滿(mǎn)足工作強(qiáng)度要求。
第4章 變速器軸設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 變速器軸設(shè)計(jì)
變速器軸在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(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)閯偠炔蛔爿S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果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)變速器軸時(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。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。
4.2初選軸的直徑
在已知中間軸式變速器中心距時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承間距離的比值；對(duì)中間軸，=0.16～0.18；對(duì)第二軸，=0.18～0.21。
第一軸花鍵部分直徑可按下式初選：
式中: ―經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，；
―發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m；
中間軸的最大直徑0.45A66（mm），
支承之間的長(zhǎng)度==366.7～412.5 取385（mm）；
第二軸的最大直徑0.45A ，為滿(mǎn)足校核要求，取78（mm），
支承之間的長(zhǎng)度==371.43～433.3 取376（mm）；
第一軸花鍵部分直徑= 取42（mm）。
4.3 軸的結(jié)構(gòu)形狀
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(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤(pán)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(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。
4.4 軸的強(qiáng)度和剛度的計(jì)算
4.4.1 計(jì)算各軸上齒輪的圓周力與徑向力與軸向力
發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為650N·m。
一軸常嚙合齒輪：
中間軸常嚙合齒輪：
二軸五擋齒輪：
中間軸五擋齒輪：
二軸三擋齒輪：
中間軸三擋齒輪：
二軸二擋齒輪：
中間軸二擋齒輪：
二軸一擋齒輪：
中間軸一擋齒輪：
倒擋軸齒輪：
中間軸倒擋齒輪：
4.4.2 軸的剛度驗(yàn)算
對(duì)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[2]。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。
初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支點(diǎn)反力。擋位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)，將軸看作鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取。
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4.1所示時(shí)，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，可分別用下式計(jì)算：
（4.1）
（4.2）