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河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 I 摘 要 課題來源于生產實際，依據《機動車安全技術條件》和《汽車機械 變速器總成技術條件》 ，針對低速載貨汽車的運行特點而設計。參與了 汽車的總體設計，確定了汽車的質量參數，選擇了合適的發(fā)動機，并且 計算出汽車的最高速度。 關于變速器的設計，首先選擇標準的齒輪模數，在總檔位和一檔速 比確定后，合理分配變速器各檔位的速比，接著計算出齒輪參數和中心 距，并對齒輪進行強度驗算，確定了齒輪的結構與尺寸，繪制出所有齒 輪的零件圖。根據經驗公式初步計算出軸的尺寸，然后對每個檔位下軸 的剛度和強度進行驗算，確定出軸的結構和尺寸，繪制出各根軸的零件 圖。根據結構布置和參考同類車型的相應軸承后，按國家標準選擇合適 的軸承，然后對軸承進行使用壽命的驗算，最終完成了變速器的零件圖 和裝配圖的繪制。 此變速器的齒輪都為標準齒輪，檔位數和傳動比與發(fā)動機參數匹配， 保證了汽車具有良好的動力性和經濟性。該變速器具有操縱簡單、方便、 傳動效率高、制造容易、成本低廉、維修方便的特點，適合低速載貨汽 車的使用。 關鍵詞：低速載貨汽車；變速器；設計 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 II Abstract The topic comes from the production reality, which is based on the safety specifications for power driven vehicles operating on roads and the specifications for the automobile mechanical transmission. It designs the low- speed truck’s movement characteristic. The automobile quality parameters are determined, according to the automobile system design, choosing the appropriate engine, and calculating the maximum speed. When design the transmission, first, we choose the standard gear modulus and determine all speed’s proportions after we choose the number of the transmission’s gears and the first gear, then calculate the gear’s parameter and the center distance, and the gear needs the intensity checking calculation. We determine gear’s structure, then complete drawing of the gears’ component. According to the empirical formula, we preliminary carry on the checking calculation to each gear’s rigidity and the intensity to determine the axis’ structure and size, and thus draw up various axis’ component drawing. After arranged structure and compared with the similar type of vehicle’s bearing, according to the national standard, we select the appropriate bearings, and then calculate the service life of the bearings. Finally drawing of the component and the assembly of the transmission are completed. Because the transmission gear is the standard gear and the number of gears and speed’s proportions match to the engine conditions, which ensure the necessary power and economy. This transmission has many merits of simple operation, efficient, easy manufacturing, low cost, and convenient. 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 III Key words: Low-speed Truck；Transmission；Design 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 目 錄 前 言 ........................................................1 1 低速載貨汽車主要參數的確定 .................................4 1.1 質量參數的確定 .........................................4 1.2 發(fā)動機的選型 ...........................................5 1.3 車速的確定 .............................................6 2 變速器方案的設計與主要參數的確定 ...........................8 2.1 設計方案的確定 .........................................8 2.1.1 兩軸式 .............................................8 2.1.2 三軸式 .............................................8 2.1.3 液力機械式 .........................................9 2.1.4 確定方案 ...........................................9 2.2 零部件的結構分析 ......................................10 2.3 基本參數的確定 ........................................12 2.3.1 變速器的檔位數和傳動比 ............................12 2.3.2 中心距 ............................................15 2.3.3 變速器的軸向尺寸 ..................................16 2.3.4 齒輪參數 ..........................................17 2.3.5 各檔齒輪齒數的分配 ................................21 3 齒輪的設計計算 ............................................26 3.1 幾何尺寸計算 ..........................................26 3.2 齒輪的材料及熱處理 ....................................27 3.3 齒輪的彎曲強度 ........................................28 3.4 齒輪的接觸強度 ........................................30 4 軸的設計與軸承的選擇 ......................................35 4.1 軸的設計與校核 ........................................35 4.1.1 校核第二軸在各檔位下的的強度與剛度 ................38 4.1.2 校核中間軸在各檔位下的強度與剛度 ..................44 4.1.3 校核倒檔軸的強度與剛度 ............................48 4.2 軸承的選擇 ............................................52 5 變速器的操縱機構 ..........................................62 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 i 5.1 變速器的操縱機構 ......................................62 6 結論 ......................................................63 參 考 文 獻 .................................................64 致 謝 ..............................................................................................................................66 河南理工大學萬方科技學院本畢業(yè)論文 0 前 言 近幾十年來,中國的汽車工業(yè)的得到了空前的發(fā)展，汽車的生產量 不斷提高,1971 年、1988 年、1992 年和 2000 年分別突破 10 萬輛、50 萬輛、100 萬輛和 500 萬輛，目前我國已經成功躋身世界汽車前列。伴 隨著汽車工業(yè)突飛猛進的發(fā)展和人民生活水平日益的提高，高速公路高 等級公路的不斷建設，汽車逐漸進入越來越多的家庭，漸漸成為人們生 活中不可或缺的一部分。 載貨車市場的運行情況，既是反映國民經濟走勢的一面鏡子，又是 判斷市場需求變遷的重要依據。近年以來載貨車在市場上表現出強勁的 開拓力，尤其以重卡最為亮點，深層原因得益于中央擴大內需的拉動。 中央政府為確保國民經濟持續(xù)快速發(fā)展，采取了一系列財政、貨幣政策， 并加大對基礎設施建設的投資力度，為載貨車創(chuàng)造了趁勢而上的市場環(huán) 境，提供了難得的發(fā)展機遇。 我國貨車工業(yè)發(fā)展始于 50 年代。1950 年，濟南汽車制造廠仿捷克 “斯柯達”生產出第一輛“黃河”牌 8 噸貨車；1965 年后，基于國防 建設的需要，國家先后投資 4 億元在四川和陜西建設了兩個軍用越野 車生產基地。各地在仿制黃河車的基礎上，也生產了許多種不同型號的 重卡產品。 低速載貨汽車是一種特殊的貨車,特殊在于它以前叫農用運輸車， GB7258-2004[1]將“四輪農用運輸車”更名為“低速貨車”，明確“農 用運輸車”實質上是汽車的一類。GB18320-2001 [2]規(guī)定以柴油機為動力 裝置，中小噸位、中低速度，從事道路運輸的機動車輛，常見的有三輪 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 1 農用運輸車和四輪農用運輸車等，但是輪式拖拉機車組、手扶拖拉機車 組以及手扶變型運輸機不屬于低速貨車。農用運輸車最高設計車速不大 于70km/h，最大設計總質量不大于4500kg，長小于6m、寬不大于2m和高 不大于2.5m。 我國農用運輸車誕生于20世紀80年代初。我國農村運輸的特點是運 量小、運距短、貨物分散、道路條件差。由于同噸位的柴油車較汽油車 運載能力強，燃油價格低，且柴油保管無須特殊設備，又為廣大農民所 熟悉，所以，農用運輸車均選用柴油機為動力。農用運輸車的載質量一 般不超過1.5t。當前四輪農用運輸車載質量分為4個等級，包括 1.5t、1.0t、O.75t和0.5t級。 在傳動系統(tǒng)中設置了變速器，以適應汽車在起步、加速、行駛以及 克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要 求的需要。 本次設計的課題為低速載貨汽車變速器的設計，該課題來源于結合 生產實際。 本次課題研究的主要內容是： a.參與汽車的總體設計； b.變速器結構型式分析和主要參數的確定； c.變速器結構設計。 本說明書以設計低速載貨汽車變速器的傳動機構為主線。第 2 章著 重介紹了在參與總體設計當中，如何確定低速載貨汽車參數，進而明確 變速器應滿足的條件及其所受的限制。第 3 章則重點介紹低速載貨汽車 變速器的傳動機構的設計說明。在參與總體設計當中，首先是對低速載 貨汽車的產品技術規(guī)范和標準進行分析，然后確定低速載貨汽車的總質 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 2 量，以此來選擇合適的發(fā)動機。根據發(fā)動機的功率以及汽車的總質量確 定該車的最高速度（滿足低速載貨汽車安全技術條件） 。關于變速器的 設計，首先選擇合適的變速器確定其檔位數，接著對工況進行分析，擬 訂變速器的各檔位的傳動比和中心距，然后計算出齒輪參數以選擇合適 的齒輪并且對其進行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對軸和 軸承的校核，最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。 本課題所設計出的變速器可以解決如下問題： a.正確選擇變速器的檔位數和傳動比，使之與發(fā)動機參數匹配，以 確保汽車動力性和經濟性的良好； b.設置空檔使得汽車在必要的時候能將發(fā)動機與傳動系長時間分離； 設置倒檔使得汽車可以倒退行駛； c.操縱簡單、方便、迅速、省力； d.傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲； e.體小、質輕、承載能力強，工作可靠； F.便于制造、降低制造成本、維修方便、使用壽命長； g.貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有 關標準規(guī) 河南理工大學萬方科技學院本畢業(yè)論文 3 1 低速載貨汽車主要參數的確定 1.1 質量參數的確定 汽車的整備質量利用系數 ：0m? （1-1）00em?? 式中 ——汽車的載質量；e ——整車整備質量。0 表1-1 貨車的質量系數 om? 參數 車型 總質量 ta/ 0m 1.8＜ ≤6.0am0.80～1.10 ① 6.0＜ ≤14.0 1.20～1.35 貨 車 ＞14.0a1.30～1.70 ①裝柴油機的貨車為0.80～1.00。 汽車總質量 ：am 商用貨車的總質量m a由整備質量m 0、載質量m e和駕駛員以及隨行人 員質量三部分組成，即 （1-2）kgneοa651?? 式中， 為包括駕駛員及隨行人員數在內的人數，應等于座位數。1n 此低速載貨汽車是柴油機，查表2-1得質量利用系數為 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 4 0.80～1.10，其載質量是 =1.5×103kg, 由公式（1-1）得：em 0.1850Ⅰma?? =1500～1875kg 因為此車設計為單排室,所以 =2,由公式（1-2）得:1nkgmea6510?? =（1500～1875）+1500+2×65 =3130～3505kg 本課題選用m a=3500kg。 1.2 發(fā)動機的選型 根據現在低速載貨汽車選用發(fā)動機的情況，參照2815系列四輪農用 運輸車，針對本次設計任務選用達到歐Ⅱ排放標準的YD480柴油機。 表 1-2 YD480柴油機技術參數 YD480 型號 干式 氣缸套型式 直噴式 行程（mm） 90 缸心距 100 1 小時功率/轉速（kW/r/min） 29/3000 外特性最低燃油消耗率 ≤250.2 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 5 （g/kW·h） 最大扭矩（N·m） 104 壓縮比 18 排量（L） 1.809 噴油壓力 （kPa） 22±0.5 外形尺寸（長×寬×高） mm×mm×mm 687×494×628 凈質量（kg） 195 1.3 車速的確定 ????????3maxmaxmax76140301VACgfPDTe? （1-3） 式中 ——發(fā)動機最大功率，kW；maxeP ——傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅動橋的 4×2 式汽T? 車取 ≈0.9 ； ——汽車總質量，kg；am ——重力加速度，m／s 2；g ——滾動阻力系數，對載貨汽車取 0.02，對礦用自卸汽車取 0.03，f 對轎車等高速車輛需考慮車速影響并取 ＝0.0165+0.0001（V a-f 50） ； 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 6 ——最高車速，km／h；maxV CD——空氣阻力系數，轎車取 0.4～0.6，客車取 0.6～0.7，貨 車取 0.8～1.0 A——汽車正面投影面積，㎡，若無測量數據，可按前輪距 B1、汽車總 高 H、汽車總寬 B 等尺寸近似計算： 對轎車 A≈0.78BH， 對載貨汽車 A≈B 1 H。 由公式（1-3）得： ????????3maxmaxmax7614030VACgfPDTe? ????????3axax59.62.895.0129Ⅰ 算出 Vmax≈62.3km/h, 因為低速載貨汽車最高設計車速不大于 70km/h，所以該車滿足要求。 河南理工大學萬方科技學院本畢業(yè)論文 7 2 變速器方案的設計與主要參數的確定 2.1 設計方案的確定 低速載貨汽車變速器一般選用機械式變速器，它采用齒輪傳動，具 有若干個定值傳動比。有軸線固定式變速器（普通齒輪變速器）和軸線 旋轉式變速器（行星齒輪變速器）兩種。采用這種變速器的低速載貨汽 車通常有 3～5 個前進檔和一個倒檔。 最近幾年液力機械變速器和機械式無級變速器在汽車上的應用越來 越廣泛 [5],根據目前廣泛使用變速器的種類，以及應用的范圍，初步擬 定三種設計方案。 2.1.1 兩軸式 兩軸式變速器結構簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高。 兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體。當 發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪；當發(fā)動機橫置 時則可用圓柱齒輪。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔 位均采用常嚙合齒輪（斜齒圓柱齒輪）傳動,但兩軸式變速器沒有直接 檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了 磨損。這種結構適用于發(fā)動機前置、前輪驅動或發(fā)動機后置、后輪驅動 的轎車和微、輕型貨車上，其特點是輸入軸和輸出軸平行，無中間軸。 2.1.2 三軸式 三軸式變速器的第一軸常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間 軸的相應齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來 傳遞轉矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 8 二軸也僅傳遞轉矩．因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小, 其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距（影響 變速器尺寸的重要參數）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比， 但除了直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低，適用于傳統(tǒng)的發(fā)動機前 置、后輪驅動的布置形式。 2.1.3 液力機械式 由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成,其特點是傳動比可在最大 值和最小值之間的幾個間斷范圍內作無級變化，但結構復雜，造價高， 傳動效率低。 2.1.4 確定方案 由于低速載貨汽車一般是傳統(tǒng)的發(fā)動機前置，后輪驅動的布置形 式，同時考慮到制造成本以及便于用戶維護等因素，再結合變速器的特 點和任務書的要求，現選用三軸式變速器（見圖 3-1） 。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 9 圖 3-1 三軸式變速器 與前進檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現換 倒檔，故多數方案均采用直齒滑動齒輪方式倒檔。變速器的一檔或倒檔 因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產生較 大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現出齒輪磨損加快 和工作噪聲增加。為此，一檔與倒檔，都應當布置在靠近軸的支承處， 以便改善上述不良狀況，本課題采用如下方案（見圖 3-2） 。 圖 2-2 倒檔布置 2.2 零部件的結構分析 a.齒輪型式 考慮到本課題采用三軸式變速器，而且該型只有一對常嚙合齒輪副， 沒有采用同步器換檔，故選用直齒圓柱齒輪用來換檔。 b.軸的結構分析 [6] 變速器軸在工作時承受轉矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常 嚙合，產生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結構形狀除應保證其強度 與剛度外，還應考慮齒輪、軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有很 大關系。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 10 通常情況下第一軸與齒輪做成一體，第一軸的長度取決于離合器總 成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮， 目前通常情況下我們采用的是齒側定心的矩形花鍵，其中鍵齒之間為動 配合。 第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看， 也是需要的。雖然漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但是 其具有定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應增大，可增 強軸的剛度等優(yōu)點。如果一檔、倒檔采用滑動齒輪掛檔時，那么第二軸 的相應花鍵則采用矩形花鍵及動配合，這時就要求磨削定心的外徑以及 磨削鍵齒側，而相比磨削漸開線花鍵，磨削矩形花鍵的齒側就要容易的 多了。 變速器中間軸分為旋轉式及固定式兩種。 旋轉式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。其上的一檔齒輪常與軸 做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過盈配合與軸連接以便于更換。 固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓配合并用鎖片 等作軸向定位。剛度主要由支承于其上的連體齒輪（寶塔齒輪）的結構 保證。僅用于當殼體上無足夠位置設置滾動軸承和軸承蓋時。 c.軸承型式 [6] 變速器多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾 針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據變速器的結構選定，再驗算其壽 命。 安裝在發(fā)動機飛輪內腔中的第一軸前軸承采用的是向心球軸承，其 后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸承，因為它同時承受向外的軸向負荷 和徑向負荷。并且后軸承的座孔直徑應大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 11 以便于第一軸的拆裝。 第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽 的單列向心球軸承，因為它也要承受向外的軸向力。某些轎車往往在加 長的第二軸后端設置輔助支承，并選擇向心球軸承。 旋轉式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承不承受軸向 力，因為在該處布置軸承蓋困難；后軸承為帶止動槽的向心球軸承。中 間軸的軸向力應力求相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。中間軸軸承 的徑向尺寸常受中心距尺寸限制，故有時采用無內圈的短圓柱滾子軸承。 固定式中間軸采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪（塔輪， 寶塔齒輪） 。 2.3 基本參數的確定 2.3.1 變速器的檔位數和傳動比 不同類型汽車的變速器，其檔位數也不盡相同。轎車變速器傳動比 變化范圍較?。s為 3～4） ，過去常用 3 個或 4 個前進檔，但近年來為 了提高其動力性尤其是燃料經濟性，多已采用 5 個前進檔。輕型貨車變 速器的傳動比變化范圍約為 5～6，其他貨車為 7 以上，其中總質量在 3.5t 以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加 1 個超速檔； 總質量為 3.5～l0t 多用五檔變速器；大于 l0t 的多用 6 個前進檔或更 多的檔位。 我們一班依據汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的 最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮和確定 如何選擇最低檔傳動比。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 12 a.根據汽車最大爬坡度確定 汽車爬陡坡時車速不高，可忽略空氣阻力，其最大驅動力用來克服 輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有： （2-1）maxaxmax0max )sinco( ????gfgriTtgⅠe ?? 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為： （2-2）temaxrgiTΨi?0Ⅰ? 式中 ——汽車總質量；m ——重力加速度；g ——道路阻力系數；f Ψ max——道路最大阻力系數； ——最大爬坡要求；max? ——驅動車輪的滾動半徑；r ——發(fā)動機最大轉矩；maxeT ——主減速比；0i ——汽車傳動系的傳動效率。t? 主減速比 i0的確定： （2-3）ghaprivnⅠmx)472.3.(? 式中 r r——車輪的滾動半徑，m； 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 13 np——發(fā)動機轉速，r/min； igh——變速器最高檔傳動比； vamax——最高車速，km/h。 本課題變速器 igh=1，一般貨車的最大爬坡度約為 30%[7]，即 =16.7°， f=0.02max? 由公式（2-3）得： 3.6245.0)472.03.(max0 prghprnivnⅠi ?? 由公式（2-2）得： Ψ max=0.02cos16.7°+sin16.7°=0.306 48.5903425.0168930maxⅠ ?????tergiTi? b.根據驅動車輪與路面的附著條件確定 變速器Ⅰ檔傳動比為： （2-4）tergiTGi??0max2? 式中 ——汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷；2 ——道路的附著系數，計算時取 =0.5～ 0.6。?? 因為貨車 4×2 后輪單胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為 60%～68% [4]， 所以 G2=3500×9.8×68％=23324N 由公式（2-3）和公式（2-4）得： 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 14 31.7194062.230max2 ????tergⅠiTGi?? 綜合 a 和 b 條件得： 5.48≤ igⅠ ≤7.31，取 igⅠ =（5.48+7.31）/2≈6.40 變速器的Ⅰ檔傳動比應根據上述條件確定。變速器的最高檔一般為 直接檔，有時用超速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為 1??ngiq （其中 n 為檔位數）的幾何級數排列。 因為 ，所以 igⅢ =q=1.875, igⅡ = 875.140.631???gniq igⅢ ×q=3.516 實際上與理論值略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小 些，另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理匹配。 在變速器結構方案、檔位數和傳動比確定后，即可進行其他基本參 數的選擇與計算。 2.3.2 中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距應能保證 齒輪的強度。三軸式變速器的中心距 A（mm）可根據對已有變速器的統(tǒng) 計而得出的經驗公式初選 [6]： （2-5）3maxⅠATK? 式中 ——中心距系數。對轎車取 8.9～9.3；對貨車取 8.6～9.6；AK 對多檔主變速器，取 9.5～11； ——變速器處于Ⅰ檔時的輸出轉矩，maxT 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 15 （2-6） gⅠeⅠiT?maxa? ——發(fā)動機最大轉矩，N?m；axeT ——變速器的Ⅰ檔傳動比；gi ——變速器的傳動效率，取 0.96。? 由公式（3-6）得： =104×6.4×0.96=638.976N·mgⅠeⅠiT?maxa? 由公式（3-5）得: mm68.207.496.38).68(3ax ⅠKA? 初選中心距也可以由發(fā)動機最大轉矩按下式直接求出 [4]： （2-7）3maxeAT? 式中 ——按發(fā)動機最大轉矩直接求中心距時的中心距系數，對轎AeK 車取 14.5～16.0，對貨車取 17.0～19.5。 由公式（3-7）得: mm7.915.104)5.97(33max ⅠⅠTAe ?? 商用車變速器的中心距約在 80～170mm 范圍內變化,初選 A=100mm 2.3.3 變速器的軸向尺寸 變速器的軸向尺寸與檔位數、齒輪型式、換檔機構的結構型式等都 有直接關系，設計初可根據中心距 A 的尺寸參用下列關系初選。 貨車變速器殼體的軸向尺寸 [6]： 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 16 四檔 （2.4～2.8）A 五檔 （2.7～3.0）A 六檔 （3.2～3.5）A 初選軸向尺寸:（2.4～2.8）A=（2.4～2.8）×100=240～280mm 變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定 [8]。 2.3.4 齒輪參數 a.齒輪模數 [4] 齒輪模數由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。 選擇模數時應考慮到當增大齒寬而減小模數時將降低變速器的噪聲，而 為了減小變速器的質量，則應增大模數并減小齒寬和中心距。降低噪聲 水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應重視減小質量。 根據圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數 m 與彎曲應力 之間有如下關系：w? 直齒輪模數 （2-8）32wcfjyzKTm??? 式中 ——計算載荷，N?mm；jT ——應力集中系數，直齒齒輪取 1.65；?K ——摩擦力影響系數，主動齒輪取 1.1，被動齒輪取 0.9；f ——齒輪齒數；z ——齒寬系數，直齒齒輪取 4.4～7.0；cK ——齒形系數，見圖 3-3。齒高系數 相同、節(jié)點處壓力角不同時：y f 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 17 ， ， ， ；205.1479yy?205.1789y?205.1y?2053.y? 壓力角相同、齒高系數為 0.8 時， ；18.4??ff ——輪齒彎曲應力，當 時，直齒齒輪的許用應力w?maxejT? MPa。850~4][?w 圖 2-3 齒形系數 y（當載荷作用在齒頂,α=20°,f 0=1.0） 根據參考同類車型，初選第一軸的軸齒輪的齒數 z=17，查圖 2-3 得 y=0.12。 由公式（2-8）得： 333 )8504(12.0714. .62 ⅠyzKTmwcfj ????? ≈2.5～3.22 從輪齒應力的合理性及強度考慮,每對齒輪應有各自的模數,但出于 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 18 工藝考慮，模數應盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案。表 2-1 給出了汽車變速 器齒輪模數范圍。 表 2-1 汽車變速器齒輪的法向模數 mn 車型 微型、輕型 轎車 中級轎車 中型貨車 重型汽車 mn 2.25～2.75 2.75～3 3.50～4.5 4.50～6 設計時所選模數應符合國標 GB1357-78 規(guī)定（表 2-2）并滿足強度 要求。 表 3-2 汽車變速器常用齒輪模數（mm） Ⅰ 1 1.2 5 1.5 - 2 - 2.5 - 3 Ⅱ - - - 1.7 5 - 2.2 5 - 2.7 5 - Ⅰ - - - 4 - 5 - 6 - Ⅱ 3.2 5 3.5 3.7 5 - 4.5 - 5.5 - 3.2 5 由表 2-1 和表 2-2 并且參照同類車型選取 m=3.5。 b.齒形、壓力角和螺旋角 [3] 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按下表取值。 表 2-3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角 項 目 車型 齒形 壓力角（度） 螺旋角（度） 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 19 轎車 高齒并修形 14.5°、15°、 16°、16.5° 25°～45° 一般貨車 標準齒輪 GB1356-78 20° 20°～30° 重型車 標準齒輪 GB1356-78 低檔、倒檔 22.5°、25° 小螺旋角 齒形壓力角較小時，重合度較大，并降低了輪齒剛度，為此能減少 進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力 角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。試驗證明對于直齒 輪壓力角為 28°時強度最高，超過 28°強度增加不多；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°。本課題的所有齒輪選用標準齒輪。 c.齒寬 齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒 輪強度和工作平穩(wěn)性。通常是根據齒輪模數來確定齒寬 b[4]： （2-9）ncmKb? 式中 ——齒寬系數，直齒齒輪取 4.4～7.0，斜齒輪取 7.0～8.6；cK ——法面模數。nm 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和 齒輪壽命。 由公式（2-9）得： b=（4.4～7.0）×3.5=15.4～24.5mm,可以確定各擋的齒輪的齒寬。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 20 常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪 b=16mm,第一軸軸齒輪 b=18mm； Ⅰ檔：中間軸上齒輪 b=21mm,對應的一檔齒輪 b=21mm； Ⅱ檔：中間軸上齒輪 b=19mm, 對應的二檔齒輪 b=19mm； Ⅲ檔：中間軸上齒輪 b=21mm, 對應的三檔齒輪 b=21mm； 倒檔：b=21mm,b=19mm。 d.齒頂高系數 在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被使用，包括我國在內， 規(guī)定齒輪的齒頂高系數 f0＝1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用。現代 轎車變速器多采用齒頂高系數大于 1 的“高齒齒輪” （或相對于短齒齒 輪而言而稱為長齒齒輪） ，因為它不僅可使重合度增大，而且在強度、 噪聲、動載荷和振動等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相 對滑動速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于 0.3 ）等問m 題 [3]。本課題的齒頂高系數 f0＝1.0。 2.3.5 各檔齒輪齒數的分配 在初選變速器的檔位數、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數和 螺旋角并繪出變速器的結構方案簡圖后，即可對各檔齒輪的齒數進行分 配。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 21 12345678910 圖 2-4 本課題變速器結構簡圖 a.確定Ⅰ檔齒輪的齒數 已知Ⅰ檔傳動比 ，且gⅠi （2-10）8172zig?? 為了確定 z7、z 8的齒數，先求其齒數和 ：?z 直齒齒輪： （2-11）mAz2?? 先取齒數和為整數，然后分配給 z7、z 8。為了使 z7/z8盡量大一些， 應將 z8取得盡量小一些，這樣，在 igⅠ 已定的條件下 z2/z1的傳動比可 小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數，以便在其內腔設置第 二軸的前軸承。z 8的最少齒數受到中間軸軸徑的限制，因此 z8的選定 應與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的Ⅰ檔直齒輪的最 小齒數為 12～14，選擇齒輪的齒數時應注意最好不使相配齒輪的齒數 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 22 和為偶數，以減小大、小齒輪的齒數間有共約數的機會，否則會引起齒 面的不均勻磨損。 由公式（2-11）得： 14.57.302????mAz 取 =60，考慮到上述條件以及選用了標準齒輪（齒數不要小于?z 17） ，故取 z8=17，得出 z7=60-17=43。 b.修正中心距 A 若計算所得的 z7、z 8不是整數，則取為整數后需按該式反算中心距 A，修正后的中心距則是各檔齒輪齒數分配的依據。 由公式（3-11）得： A=（3.5×60）/2=105mm c.確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 （2-12）7812zigⅠ? 確定了 z7、z 8后由公式（2-11）和（2-12）聯(lián)立方程求解 z1、z 2 , 故 z1=17 ；z 2=43??? ??????605.312)(.4.2172mAzigⅠ d.確定其他檔位的齒輪齒數 Ⅱ檔齒輪副： 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 23 （2-13）6152zigⅠ?? 由公式（2-11）和（2-13）聯(lián)立方程求解 z5、z 6。 因為 igⅡ = igⅢ ×q=3.516 ，所以先試湊 z5、z 6。 試湊出 z5=33、z 6=27，此時 igⅡ =3.09。 Ⅲ檔齒輪副： （2-14）4132zigⅠ?? 由公式（2-11）和（2-14）聯(lián)立方程求解 z5、z 6。 因為 igⅢ =q=1.875 ，所以先試湊 z3、z 4。????????605.31274341mAzigⅠ 試湊出 z3=24、z 4=36，此時 igⅢ =1.69。 e.確定倒檔齒輪副的齒數 通常Ⅰ檔與倒檔選用同一模數，且通常倒檔齒輪齒數 z10=21～23。 則中間軸與倒檔軸之間的中心距為： （2-15）2/)('108zmA?? 初選 z10=22,由公式（3-15）得: mm25.68/)17(5.3/)('108 ???z 為了避免干涉，齒輪 8 與齒輪 9 的齒頂圓之間應有不小于 0.5mm 的 間隙，則: （2-16）.'2//98??Ada 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 24 由公式（2-16）得: mm69125.31725.681'289 ????????aadA d9=da9-2ha=69-2×3.5=62mm 根據 d9選擇齒數，取 z9=17。 最后計算倒檔與第二軸的中心距： （2-17）2/)('97zmA?? 由公式（2-17）得: mm1052/7435./)('97 ????）（z ≈8.281981702ig倒 檔 綜合上述計算修正一下各檔的傳動比（見下表） 。 表 2-4 各檔速比 檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 倒檔 速比 6.40:1 3.09:1 1.69:1 1:1 8.28:1 河南理工大學萬方科技學院本畢業(yè)論文 25 3 齒輪的設計計算 3.1 幾何尺寸計算 常嚙合齒輪副：Z 1=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.25+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 Z1=43 d=mz=3.5×43=150.5 da=d+2ha=150.5+2×3.5=157.5 df=d- 2hf=150.5-2×3.5×1.25=141.75 Ⅰ檔齒輪副：Z 8=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.25+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 Z7=43 d=mz=3.5×43=150.5 da=d+2ha=150.5+2×3.5=157.5 df=d-2hf=150.5- 2×3.5×1.25=141.75 Ⅱ檔齒輪副： Z6=27 d=mz=3.5×27=94.5 da=d+2ha=94.5+2×3.5=101.5 df=d-2hf=94.5-2×3.5×1.25=85.75 Z5=33 d=mz=3.5×33=115.5 da=d+2ha=115.5+2×3.5=122.5 df=d-2hf=115.5- 2×3.5×1.25=106.75 Ⅲ檔齒輪副： Z4=36 d=mz=3.5×36=126 da=d+2ha=126+2×3.5=133 df=d-2hf=126-2×3.5×1.25=117.25 Z3=24 d=mz=3.5×24=84 da=d+2ha=84+2×3.5=91 df=d-2hf=84-2×3.5×1.25=75.25 倒檔齒輪： Z10=22 d=mz=3.5×22=77 da=d+2ha=77+2×3.5=84 df=d-2hf=77-2×3.5×1.25=68.25 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 26 Z9=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.25+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 見圖 3-1（單位：mm） 。 3.2 齒輪的材料及熱處理 現代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬 度與輪齒心部的高韌性相結合,以大大提高其接觸強度,彎曲強度及耐磨 性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮到其機械加工性能及制造成 本 [6，9] 。 國產汽車變速器齒輪的常用材料是 20CrMnTi,也有采用 20Mn2TiB,20MnVB 的。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，細化材料晶粒。為消除內應力，還要進行回火。變速器 齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下 [4]： mn≤3.5 滲碳深度 0.8～1.2mm 3.5＜m n＜5 滲碳深度 0.9～1.3mm mn≥5 滲碳深度 1.0～1.6mm 滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為 HRC58～63，心 部硬度為 HRC33～48。 本課題變速器齒輪選用材料是 20CrMnTi。 3.3 齒輪的彎曲強度 3.05N Mc=N1a=683.05×（193-32）≈1.1×10 5N·mm 在水平平面內: N｀ 2=Ft 倒檔 b/l=11443.46×（32/193）≈1.9×10 3N 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 27 Ms=N｀ 2a=1.9×103×（193-32）≈3.06×10 5N·mm 由公式（2-27）得： Tj=Temaxi 倒檔 =104×8.28=861.12N·m 直齒齒輪彎曲應力 ：w? （3-1）yzKmTcfjw32???? 式中 ——計算載荷，N?mm；jT ——應力集中系數，直齒齒輪取 1.65；?K ——摩擦力影響系數，主動齒輪取 1.1，被動齒輪取 0.9；f ——齒輪模數；m ——齒輪齒數；z ——齒寬系數，直齒齒輪取 4.4～7.0；cK ——齒形系數，見圖 3-3。齒高系數 相同、節(jié)點處壓力角不同時：y f ， ， ， ；205.1479y?205.1789y?205.1y?2053.y? 壓力角相同、齒高系數為 0.8 時， ；18.4??ff ——輪齒彎曲應力，當 時，直齒齒輪的許用應力w?maxejT? MPa。850~4][?w 因為該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當校核時只要校核 受力最大和危險的檔位齒輪。故分別計算Ⅰ檔、倒檔齒輪的彎曲強度。 a.Ⅰ檔齒輪副：主動齒輪 z8=17,從動齒輪 z7=43 Ⅰ檔主動齒輪的計算載荷 Tj=Temaxi12=104×43/17≈263.06N·m 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 28 由公式（3-1）得: 主動齒輪 z8的彎曲強度： MPaⅠyzKmTcfjw 2.790.4612.0)74.(15.3460223 ??????? Ⅰ檔從動齒輪的計算載荷 Tj=TemaxigⅠ =104×6.40=665.6 N·m 從動齒輪 z7的彎曲強度： PaⅠyKmTcfjw 75.643.012.)74.(35.143906223 ??????? b.倒檔齒輪副:因為倒檔齒輪相當于一個惰輪,所以主動齒輪是 Z8=17，從動齒輪是 Z10=22。通過惰輪后主動齒輪是 Z9=17，從動輪是 Z7=43。 惰輪的計算載荷 Tj=Temaxi12i810=104×（43/17）×（22/17） ≈340.43N·m 通過惰輪前，Z 10=22 的彎曲強度由公式（3-1）得: MPaⅠyzKmTcfjw 54.60.412.)74.(25.314096023 ??????? 通過惰輪后主動輪是 Z9=17，從動輪是 Z7=43。 Z9的計算載荷 Tj=Temaxi12i810=104×（43/17）×（22/17） ≈340.43N·m MPaⅠⅠyzKmcfjw 63.10279.6412.0)74.(15.3460223 ??????? Z7的計算載荷 Tj=Temaxi 倒檔 =104×8.28=861.12 N·m 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 29 MPaⅠⅠyzKmTcfjw 73.8694.521.0)74.(35.143962823 ??????? 以上的齒輪副都滿足彎曲強度的要求。 3.4 齒輪的接觸強度 齒輪的接觸應力按下式計算： （3-2）)1(418.02????bFEj 式中 F——法向內基圓周切向力即齒面法向力，N； （3-3）??cost? Ft——端面內分度圓切向力即圓周力，N； （3-4）dTFjt2 Tj——計算載荷，N·mm； d——節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)點處壓力角；? ——螺旋角；? E——齒輪材料的彈性模量，鋼取 2.1×105MPa； b——齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為 b/cos 代替，mm；? ——主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑，mm；直齒齒輪：21,? ， ；斜齒齒輪：?sin1r??sin2r? 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 30 ， ；???21cos/inr????22cos/inr? r1，r 2——分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑，mm。 當計算載荷為 許用接觸應力見表 3-2。max5.0ejT 表 3-2 變速器齒輪的許用接觸應力 /MPaj? 齒輪 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 1900～2000 950～1000 常嚙合及高檔 1300～1400 650～700 常嚙合齒輪副：當計算載荷為 =0.5×104=52N·m,max5.0ejT? 由公式（3-3）和（3-4）得: NdTFjt 9.1745.32?? t 0.86coscos??? mm 2.10/)in5.317(sin1 ?????r mm7.5s.42 由公式（3-2）得: MPabFEj 40.76).251.0(16.2084.)1(418.0 52 ???????? Ⅰ檔: 計算載荷為 iⅠ =0.5×104×6.40=332.8N·m,max5.0ejT 由公式（3-4）和（3-3）得: 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 31 NdTFjt 6.425.341082??? t 7coscos?? mm2.10/)in.17(in1?r mm7.5s5.34s2 ??? 由公式（3-12）得: MPabFEj 4.106)7.25.10(2.706418.)1(48.0 52 ?????? Ⅱ檔：計算載荷為 IⅡ =0.5×104×3.09=160.68N·m,max5.0ejT? 由公式（3-4）和（3-3）得: NdFjt 34.2785.31062?? t 9coscos??? mm 16.2/)0in.27(in1??r mm 75.9s5.3s2 ?? 由公式（3-2）得: MPabFEj 69.803)75.196.(190.248.0)1(418.0 52 ??????? Ⅲ檔：計算載荷為 iⅢ =0.5×104×1.69≈87.88N·m,max5.0ejT 由公式（3-4）和（3-3）得: 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 32 NdTFjt 38.2095.324187??? t 4coscos?? mm5.21/)0in.6(in1?r mm36.4s5.324s2 ??? 由公式（3-2）得: MPabFEj 78.61)3.45.21(0.942518.0)1(48.02 ???????? 倒檔:計算載荷為 i12=0.5×104×43/17=131.53N·m,max5.