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河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院
本科畢業(yè)設(shè)計（論文）中期檢查表
指導(dǎo)教師： 張躍敏 職稱： 副教授
所在院（系）：河南理工大學(xué)機械學(xué)院 教研室（研究室）： 機械工程基礎(chǔ)教學(xué)部
題 目
低速貨車變速器設(shè)計
學(xué)生姓名
龐振超
專業(yè)班級
08機制4班
學(xué)號
0828050041
一、 選題質(zhì)量：
所選題目《低速貨車變速器設(shè)計》，符合機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)的培養(yǎng)目標(biāo)，能夠充分地體現(xiàn)綜合訓(xùn)練要求。題目難度程度和工作量適中，且與現(xiàn)實生活聯(lián)系緊密，有較大的實用性。
此變速器的齒輪都為標(biāo)準(zhǔn)齒輪，檔位和傳動比與發(fā)動機參數(shù)匹配，保證了汽車具有有良好的動力性和經(jīng)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。在日常生活中有很大的使用空間，特別是在路面狀況不好的情況下，能顯示優(yōu)勢。與農(nóng)用機械聯(lián)系緊密，適合配備在農(nóng)用運輸機車上。
二、開題報告完成情況：開題報告在選題的目的和意義方面有很強的針對性，國內(nèi)外研究綜述比較詳細，并且論述了國內(nèi)外的發(fā)展情況和完成這次畢業(yè)設(shè)計所用的工具和方法。同時列出了主要參考文獻與資料的獲得情況，以及按周說明了畢業(yè)設(shè)計的具體進度安排。
三、階段性成果：經(jīng)過前期大量收集資料，和認真學(xué)習(xí)了解變速器相關(guān)方面的知識，已經(jīng)做出了論文的框架。經(jīng)過詳細的計算和驗算，論文說明書已經(jīng)形成初稿。表達變速器的零件圖也繪制出來了，正在完成最難的部分，裝配圖的繪制。自己也是一邊學(xué)習(xí)一邊做，感覺確實學(xué)到了很多東西，比單純學(xué)一本課程更有收獲。
四、存在主要問題：
論文的說明書只是形成了初稿，里面還有很多的問題和疑惑，還沒有通過老師的審查，還有許多需要修改的細節(jié)。還有圖紙結(jié)構(gòu)方面自己還有很多疑惑，這些都需要進一步學(xué)習(xí)完善，都需要進一步修改整理。還有對手動變速器有了新的認識，但還有很多更高級的變速器自己還搞不清楚，需要繼續(xù)學(xué)習(xí)。
五、指導(dǎo)教師對學(xué)生在畢業(yè)實習(xí)中，勞動、學(xué)習(xí)紀律及畢業(yè)設(shè)計（論文）進展等方面的評語
指導(dǎo)教師： （簽名）
年 月 日
2
河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計（論文）開題報告
題目名稱
汽車變速器設(shè)計
學(xué)生姓名
專業(yè)班級
學(xué)號
一．選題的目的和意義：AMT用先進的電子技術(shù)改造傳統(tǒng)的手動變速器,既保留了原手動變速器齒輪傳動的效率高、成本低、結(jié)構(gòu)簡單、易制造的長處，且具有液力自動變速器自動變速的優(yōu)點。并且彌補了手動變速器不足（換擋沖擊.熄火.換擋復(fù)雜駕駛疲勞等缺點），它以特有的經(jīng)濟、方便、安全、舒適性而備受駕駛者的歡迎,成為汽車變速器研究的熱點之一，是一款非常適合我國國情的機電液一體化自動變速器，且具有很高的性價比。同時，易于駕駛、省油和降低排放的因素促進了AMT變速器在車輛上的應(yīng)用，擁擠的交通、非專業(yè)駕駛員對“駕駛員友好”型設(shè)備的需求等使AMT變速器具有廣闊的發(fā)展前景。AMT 實際上是由一個機器人系統(tǒng)來完成縱離合器和選檔兩個動作，其核心技術(shù)是控制。駕駛員通過加速踏板和操縱桿向電子控制單元（ECU）傳遞控制信號；電子控制單元采集發(fā)動機轉(zhuǎn)速傳感器、車速傳感器等信號，時刻掌握著車輛的行駛狀態(tài)；電子控制單元（ECU）根據(jù)這些信號按存儲于其中的最佳程序，最佳換檔規(guī)律、離合器模糊控制規(guī)律、發(fā)動機供油自適應(yīng)調(diào)節(jié)規(guī)律等，對發(fā)動機供油、離合器的分離與結(jié)合、變速器換檔三者的動作與時序?qū)崿F(xiàn)最佳匹配。從而獲得優(yōu)良的燃油經(jīng)濟性和動力性，實現(xiàn)平穩(wěn)起步和迅速換檔，以達到駕駛員所期望的結(jié)果。
通常AMT包括以下三個部分：
1、執(zhí)行機構(gòu)：包括電動機（步進電動機和直流電動機）、電磁閥（普通電磁閥和高速? 電磁閥）、液壓缸（離合器作動缸和選、換檔油缸）等；
2、傳感器：包括速度傳感器 (發(fā)動機轉(zhuǎn)速傳感器、輸入軸轉(zhuǎn)速傳感器、車速傳感器)；油門開度傳感器、檔位傳感器等；；
3、電控單元（ECU）：包括 CPU、ROM、RAM、I/ O 接口等。
將自動變速控制系統(tǒng)中要直接控制的對象：油門、離合器以及選換檔裝置的動作采取電動機帶動的方式。相對于電控液動AMT而言，電控電動AMT在以下幾個方面具有進一步的優(yōu)勢：取消了液壓系統(tǒng)，從而使整個控制系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)更加簡單，重量更輕。由于直接采用易于控制、精度更高的電動機取代液壓執(zhí)行元件，減少了液壓元件動作的誤差，使得系統(tǒng)的控制方法簡單，控制精度進一步提高，反應(yīng)動作更加準(zhǔn)確。在原有的電控液動的基礎(chǔ)上，只須對軟件和硬件以及控制方法上作少許的改動就能對電控電動AMT系統(tǒng)進行控制。在電控電動AMT中的執(zhí)行電動機的特點是：可控性好、精度高、反應(yīng)快、可靠性強、并且對環(huán)境的適應(yīng)性好。電控電動AMT主要是電控離合器、電控發(fā)動機和電控選換檔三大部分。電子控制單元（ECU）根車輛行駛工況（車速、加速度、檔位）和駕駛員的駕駛意圖（加速踏板、換檔控制桿）按照設(shè)定的換檔規(guī)律，選擇合適的檔位和換檔時機，控制換檔執(zhí)行機構(gòu)模擬熟練駕駛員的換檔動作（包括對離合器、變速箱和發(fā)動機的聯(lián)合控制）進行選檔和換檔。當(dāng)然，全電式AMT的這些動作是靠電動機的旋轉(zhuǎn)而實現(xiàn)的。換檔系統(tǒng)的能源是整個控制系統(tǒng)各機構(gòu)的動力源。三種形式的選換檔系統(tǒng)都需要控制電路所需的直流電流，但執(zhí)行機構(gòu)的動力源不同。全電式選換檔系統(tǒng)采用電動機（直流電動機、步進電動機）作為動力源；自動換檔系統(tǒng)的自調(diào)性能很重要，但還必須同時配有相適應(yīng)的它調(diào)系統(tǒng)，才稱得上是最理想的控制系統(tǒng)。它調(diào)是為駕駛員提供干預(yù)自動換檔系統(tǒng)的可能性。換檔范圍選擇的作用是限制自動換檔的排檔范圍。三種選換檔形式的AMT均可使用旋鈕或控制桿作為檔位指示器。自動換檔是按控制參數(shù)的變化才實現(xiàn)換檔的，故必須有反映該參數(shù)的信號發(fā)生系統(tǒng)。車輛的控制參數(shù)有三類：單參數(shù)——多為車速；兩參數(shù)——多為車速和發(fā)動機油門開度；三參數(shù)——為車速、發(fā)動機油門開度和加速度。動態(tài)三參數(shù)控制是最理想的控制。測車速用電磁轉(zhuǎn)速傳感器，油門開度用油門電位器測量。測加速度用加速度傳感器。換檔控制器接受換檔范圍與換檔規(guī)律選擇機構(gòu)和控制參數(shù)信號發(fā)生器傳來的信號，進行比較和處理，并按照預(yù)定的換檔規(guī)律選擇檔位和換檔時刻，同時發(fā)出相應(yīng)的換檔指令給換檔執(zhí)行機構(gòu)進行選換檔，是系統(tǒng)的核心部分，在全電式AMT中主要是電子控制單元ECU和電動機的驅(qū)動電路。換檔執(zhí)行機構(gòu)接受換檔控制器的指令，完成變速器中檔位的變換。包括選檔和換檔兩部分。換檔品質(zhì)控制機構(gòu)的作用是控制換檔過程平穩(wěn)、無沖擊，防止產(chǎn)生大的動載荷。電控—電動系統(tǒng)主要是增加檔位傳感器檢測換檔行程，由ECU控制選換檔動作，從而減少同步器超越和換檔沖擊，提高換檔品質(zhì)。全電式AMT具有價格低、結(jié)構(gòu)簡單、性能價格比高、生產(chǎn)繼承性好等優(yōu)點；其硬件開發(fā)與軟件研制對各種車型汽車都適合。我國不僅有自主知識產(chǎn)權(quán)，而且在“動態(tài)三參數(shù)最佳換檔規(guī)律”、“動態(tài)閉環(huán)控制技術(shù)”、“自適應(yīng)控制技術(shù)”、‘模糊控制技術(shù)”等自動變速理論方面在排在世界前列。由于AMT沒有變矩器，因此換檔時發(fā)動機扭矩變動很容易傳給司機。在換檔時能控制馬達吸收扭矩的變動，就能更平衡地進行變速。使馬達通過減速裝置與AMT終端傳動直接相連的單馬達式并行混合系統(tǒng)，避免換擋沖擊等等。因而，有針對性地開展高檔轎車AMT半自動變速器設(shè)計具有重要意義。
二．國內(nèi)外研究現(xiàn)狀簡述：由于汽車自動變速器的廣泛應(yīng)用,對其的研究開發(fā)日益重要。為合理、實用的試驗項目,目前還有待研究。中國汽車變速器市場正處于快速發(fā)展變化的時期。我國的汽車的變速器的質(zhì)量和性能上和發(fā)達國家存在一定的差距，主要原因就是設(shè)計手段落后。為改變我國車輛零部件的生產(chǎn)和設(shè)計手段的落后狀況，縮短新產(chǎn)品的開發(fā)周期，提高市場的競爭力，有必要開發(fā)一些適合中國國情的汽車零部件的CAD系統(tǒng)，對以開發(fā)的系統(tǒng)需進一步提高和完善。《2009年汽車變速器行業(yè)研究報告》，全面總結(jié)汽車變速器概況；深入分析了我國汽車變速器行業(yè)需求和供給市場態(tài)勢，分析了行業(yè)內(nèi)國內(nèi)外品牌競爭格局以及中國主要汽車變速器生產(chǎn)企業(yè)經(jīng)營狀況；并對中國汽車變速器產(chǎn)業(yè)發(fā)展趨勢及投資形勢進行了預(yù)測。是汽車變速器行業(yè)相關(guān)企業(yè)單位和個人等準(zhǔn)確了解目前行業(yè)市場動態(tài)，把握行業(yè)發(fā)展趨勢，制作市場策略的不可多得的決策參考。
三、畢業(yè)設(shè)計（論文）所采用的研究方法和手段：在文獻調(diào)研及資料收集的基礎(chǔ)上，掌握通用典型ＡＭＴ結(jié)構(gòu)及工作原理，在此基礎(chǔ)上利用機械原理、理論力學(xué)及材料力學(xué)等所學(xué)專業(yè)基礎(chǔ)知識，進行變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計與相關(guān)的強度計算。利用機械制圖的相關(guān)知識，以及P to-E CAD等工具完成圖紙工作。
四、主要參考文獻與資料獲得情況：1 ?陳偉;張洪坤;葛安林;電機換擋的結(jié)構(gòu)設(shè)計[J]. 電機, 2008.06
2? 李志強.ATM電控機械式自動變速汽車換擋智能控制[D]重慶大學(xué), 2003
3 ?丁俊,王靈犀. ATM車輛綜合性換擋規(guī)律的研究[J]. 沈陽理工大學(xué)學(xué)報, 2008, (04)
4? 孟慶勇.電控電動機械式自動變速器無選檔換擋系統(tǒng)的研究[D]吉林大學(xué), 2005 .
5 A Research on the Synthetical Shifting Gear Schedule of the AMT Automobiles? 5?? 吉林大學(xué) 王望予主編.汽車設(shè)計(第四版).北京:機械工業(yè)出版社，2004
6? 吉林大學(xué) 陳家瑞主編.汽車構(gòu)造(下冊).北京:機械工業(yè)出版社，2005
7? 邱宣懷 主編.機械設(shè)計.北京：高等教育出版社，1997
五、畢業(yè)設(shè)計（論文）進度安排（按周說明）
1.第5-9周（3月21——4月28日）資料收集、調(diào)研，完成開題報告；
2、第10周（3月29日——4月3日）初步方案設(shè)計，草圖繪制，必要的初步設(shè)計計算；
3、第11-12周（4月7日——4月23日）完成結(jié)構(gòu)改進設(shè)計方案，主要圖紙工作和設(shè)計計算工作：
4、第13-14周（4月24日——5月1日）完成正式圖紙及設(shè)計說明明書撰寫工作：
6、第15-16周（5月2日——5月13日）整理、形成論文正稿，準(zhǔn)備答辯。
六、指導(dǎo)教師審批意見（對選題的可行性、研究方法、進度安排作出評價，對是否開題作出決定）：
指導(dǎo)教師： （簽名）
年 月 日
河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 I 摘 要 課題來源于生產(chǎn)實際，依據(jù)《機動車安全技術(shù)條件》和《汽車機械 變速器總成技術(shù)條件》 ，針對低速載貨汽車的運行特點而設(shè)計。參與了 汽車的總體設(shè)計，確定了汽車的質(zhì)量參數(shù)，選擇了合適的發(fā)動機，并且 計算出汽車的最高速度。 關(guān)于變速器的設(shè)計，首先選擇標(biāo)準(zhǔn)的齒輪模數(shù)，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(shù)和中心 距，并對齒輪進行強度驗算，確定了齒輪的結(jié)構(gòu)與尺寸，繪制出所有齒 輪的零件圖。根據(jù)經(jīng)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(jié)構(gòu)和尺寸，繪制出各根軸的零件 圖。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和參考同類車型的相應(yīng)軸承后，按國家標(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)齒輪，檔位數(shù)和傳動比與發(fā)動機參數(shù)匹配， 保證了汽車具有良好的動力性和經(jīng)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(guān)鍵詞：低速載貨汽車；變速器；設(shè)計 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 III Key words: Low-speed Truck；Transmission；Design 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 目 錄 前 言 ........................................................1 1 低速載貨汽車主要參數(shù)的確定 .................................4 1.1 質(zhì)量參數(shù)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(shè)計與主要參數(shù)的確定 ...........................8 2.1 設(shè)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(jié)構(gòu)分析 ......................................10 2.3 基本參數(shù)的確定 ........................................12 2.3.1 變速器的檔位數(shù)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(shù) ..........................................17 2.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 ................................21 3 齒輪的設(shè)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(shè)計與軸承的選擇 ......................................35 4.1 軸的設(shè)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(gòu) ..........................................62 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 i 5.1 變速器的操縱機構(gòu) ......................................62 6 結(jié)論 ......................................................63 參 考 文 獻 .................................................64 致 謝 ..............................................................................................................................66 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(chǎn)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(jīng)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(shè)，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(jīng)濟走勢的一面鏡子，又是 判斷市場需求變遷的重要依據(jù)。近年以來載貨車在市場上表現(xiàn)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(nèi)需的拉動。 中央政府為確保國民經(jīng)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(chǔ)設(shè)施建設(shè)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(chǎn)出第一輛“黃河”牌 8 噸貨車；1965 年后，基于國防 建設(shè)的需要，國家先后投資 4 億元在四川和陜西建設(shè)了兩個軍用越野 車生產(chǎn)基地。各地在仿制黃河車的基礎(chǔ)上，也生產(chǎn)了許多種不同型號的 重卡產(chǎn)品。 低速載貨汽車是一種特殊的貨車,特殊在于它以前叫農(nóng)用運輸車， GB7258-2004[1]將“四輪農(nóng)用運輸車”更名為“低速貨車”，明確“農(nóng) 用運輸車”實質(zhì)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?shù)臋C動車輛，常見的有三輪 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 1 農(nóng)用運輸車和四輪農(nóng)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(nóng)用運輸車最高設(shè)計車速不大 于70km/h，最大設(shè)計總質(zhì)量不大于4500kg，長小于6m、寬不大于2m和高 不大于2.5m。 我國農(nóng)用運輸車誕生于20世紀80年代初。我國農(nóng)村運輸?shù)奶攸c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(shè)備，又為廣大農(nóng)民所 熟悉，所以，農(nóng)用運輸車均選用柴油機為動力。農(nóng)用運輸車的載質(zhì)量一 般不超過1.5t。當(dāng)前四輪農(nóng)用運輸車載質(zhì)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(shè)置了變速器，以適應(yīng)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(qū)動車輪牽引力及車速的不同要 求的需要。 本次設(shè)計的課題為低速載貨汽車變速器的設(shè)計，該課題來源于結(jié)合 生產(chǎn)實際。 本次課題研究的主要內(nèi)容是： a.參與汽車的總體設(shè)計； b.變速器結(jié)構(gòu)型式分析和主要參數(shù)的確定； c.變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計。 本說明書以設(shè)計低速載貨汽車變速器的傳動機構(gòu)為主線。第 2 章著 重介紹了在參與總體設(shè)計當(dāng)中，如何確定低速載貨汽車參數(shù)，進而明確 變速器應(yīng)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(gòu)的設(shè)計說明。在參與總體設(shè)計當(dāng)中，首先是對低速載 貨汽車的產(chǎn)品技術(shù)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)進行分析，然后確定低速載貨汽車的總質(zhì) 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 2 量，以此來選擇合適的發(fā)動機。根據(jù)發(fā)動機的功率以及汽車的總質(zhì)量確 定該車的最高速度（滿足低速載貨汽車安全技術(shù)條件） 。關(guān)于變速器的 設(shè)計，首先選擇合適的變速器確定其檔位數(shù)，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(shù)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(shè)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(shù)和傳動比，使之與發(fā)動機參數(shù)匹配，以 確保汽車動力性和經(jīng)濟性的良好； b.設(shè)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(shè)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(zhì)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(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計要求，遵守有 關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī) 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本畢業(yè)論文 3 1 低速載貨汽車主要參數(shù)的確定 1.1 質(zhì)量參數(shù)的確定 汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù) ：0m? （1-1）00em?? 式中 ——汽車的載質(zhì)量；e ——整車整備質(zhì)量。0 表1-1 貨車的質(zhì)量系數(shù) om? 參數(shù) 車型 總質(zhì)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(zhì)量 ：am 商用貨車的總質(zhì)量m a由整備質(zhì)量m 0、載質(zhì)量m e和駕駛員以及隨行人 員質(zhì)量三部分組成，即 （1-2）kgneοa651?? 式中， 為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。1n 此低速載貨汽車是柴油機，查表2-1得質(zhì)量利用系數(shù)為 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 4 0.80～1.10，其載質(zhì)量是 =1.5×103kg, 由公式（1-1）得：em 0.1850Ⅰma?? =1500～1875kg 因為此車設(shè)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(jù)現(xiàn)在低速載貨汽車選用發(fā)動機的情況，參照2815系列四輪農(nóng)用 運輸車，針對本次設(shè)計任務(wù)選用達到歐Ⅱ排放標(biāo)準(zhǔn)的YD480柴油機。 表 1-2 YD480柴油機技術(shù)參數(shù) 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(zhuǎn)速（kW/r/min） 29/3000 外特性最低燃油消耗率 ≤250.2 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(zhì)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(qū)動橋的 4×2 式汽T? 車取 ≈0.9 ； ——汽車總質(zhì)量，kg；am ——重力加速度，m／s 2；g ——滾動阻力系數(shù)，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(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 6 ——最高車速，km／h；maxV CD——空氣阻力系數(shù)，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(shù)據(jù)，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(shè)計車速不大于 70km/h，所以該車滿足要求。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本畢業(yè)論文 7 2 變速器方案的設(shè)計與主要參數(shù)的確定 2.1 設(shè)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(zhuǎn)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(yīng)用越來 越廣泛 [5],根據(jù)目前廣泛使用變速器的種類，以及應(yīng)用的范圍，初步擬 定三種設(shè)計方案。 2.1.1 兩軸式 兩軸式變速器結(jié)構(gòu)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(dāng) 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(dāng)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(jié)構(gòu)適用于發(fā)動機前置、前輪驅(qū)動或發(fā)動機后置、后輪驅(qū)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(yīng)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(zhuǎn)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(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 8 二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)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(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距（影響 變速器尺寸的重要參數(shù)）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(qū)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(nèi)作無級變化，但結(jié)構(gòu)復(fù)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(qū)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(jié)合變速器的特 點和任務(wù)書的要求，現(xiàn)選用三軸式變速器（見圖 3-1） 。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(xiàn)換 倒檔，故多數(shù)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(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較 大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快 和工作噪聲增加。為此，一檔與倒檔，都應(yīng)當(dāng)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)分析 [6] 變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常 嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結(jié)構(gòu)形狀除應(yīng)保證其強度 與剛度外，還應(yīng)考慮齒輪、軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有很 大關(guān)系。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮， 目前通常情況下我們采用的是齒側(cè)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(yīng)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(yīng)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(cè)，而相比磨削漸開線花鍵，磨削矩形花鍵的齒側(cè)就要容易的 多了。 變速器中間軸分為旋轉(zhuǎn)式及固定式兩種。 旋轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu) 保證。僅用于當(dāng)殼體上無足夠位置設(shè)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(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗算其壽 命。 安裝在發(fā)動機飛輪內(nèi)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(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(shè)置輔助支承，并選擇向心球軸承。 旋轉(zhuǎn)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(yīng)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(nèi)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(shù)的確定 2.3.1 變速器的檔位數(shù)和傳動比 不同類型汽車的變速器，其檔位數(shù)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(jīng)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(zhì)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(zhì)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(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)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(qū)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(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 12 a.根據(jù)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(qū)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(zhì)量；m ——重力加速度；g ——道路阻力系數(shù)；f Ψ max——道路最大阻力系數(shù)； ——最大爬坡要求；max? ——驅(qū)動車輪的滾動半徑；r ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)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(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 13 np——發(fā)動機轉(zhuǎn)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(jù)驅(qū)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(qū)動橋給地面的載荷；2 ——道路的附著系數(shù)，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(xué)萬方科技學(xué)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(yīng)根據(jù)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(shù)）的幾何級數(shù)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(shù)為整數(shù)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(shù)的合理匹配。 在變速器結(jié)構(gòu)方案、檔位數(shù)和傳動比確定后，即可進行其他基本參 數(shù)的選擇與計算。 2.3.2 中心距 中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應(yīng)能保證 齒輪的強度。三軸式變速器的中心距 A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng) 計而得出的經(jīng)驗公式初選 [6]： （2-5）3maxⅠATK? 式中 ——中心距系數(shù)。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(zhuǎn)矩，maxT 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 15 （2-6） gⅠeⅠiT?maxa? ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩按下式直接求出 [4]： （2-7）3maxeAT? 式中 ——按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時的中心距系數(shù)，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(nèi)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(shù)、齒輪型式、換檔機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都 有直接關(guān)系，設(shè)計初可根據(jù)中心距 A 的尺寸參用下列關(guān)系初選。 貨車變速器殼體的軸向尺寸 [6]： 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定 [8]。 2.3.4 齒輪參數(shù) a.齒輪模數(shù) [4] 齒輪模數(shù)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(shù)時應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而 為了減小變速器的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)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(yīng)重視減小質(zhì)量。 根據(jù)圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數(shù) m 與彎曲應(yīng)力 之間有如下關(guān)系：w? 直齒輪模數(shù) （2-8）32wcfjyzKTm??? 式中 ——計算載荷，N?mm；jT ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65；?K ——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 1.1，被動齒輪取 0.9；f ——齒輪齒數(shù)；z ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4～7.0；cK ——齒形系數(shù)，見圖 3-3。齒高系數(shù) 相同、節(jié)點處壓力角不同時：y f 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(shù)為 0.8 時， ；18.4??ff ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng) 時，直齒齒輪的許用應(yīng)力w?maxejT? MPa。850~4][?w 圖 2-3 齒形系數(shù) y（當(dāng)載荷作用在齒頂,α=20°,f 0=1.0） 根據(jù)參考同類車型，初選第一軸的軸齒輪的齒數(shù) 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(yīng)力的合理性及強度考慮,每對齒輪應(yīng)有各自的模數(shù),但出于 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 18 工藝考慮，模數(shù)應(yīng)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(shù)范圍。 表 2-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 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(shè)計時所選模數(shù)應(yīng)符合國標(biāo) 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(shù)（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(xué)萬方科技學(xué)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(biāo)準(zhǔn)齒輪 GB1356-78 20° 20°～30° 重型車 標(biāo)準(zhǔn)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(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°。本課題的所有齒輪選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪。 c.齒寬 齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)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(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬 b[4]： （2-9）ncmKb? 式中 ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4～7.0，斜齒輪取 7.0～8.6；cK ——法面模數(shù)。nm 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)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(xué)萬方科技學(xué)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(yīng)的一檔齒輪 b=21mm； Ⅱ檔：中間軸上齒輪 b=19mm, 對應(yīng)的二檔齒輪 b=19mm； Ⅲ檔：中間軸上齒輪 b=21mm, 對應(yīng)的三檔齒輪 b=21mm； 倒檔：b=21mm,b=19mm。 d.齒頂高系數(shù) 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(nèi)， 規(guī)定齒輪的齒頂高系數(shù) f0＝1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用。現(xiàn)代 轎車變速器多采用齒頂高系數(shù)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(shù) f0＝1.0。 2.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 在初選變速器的檔位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和 螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)方案簡圖后，即可對各檔齒輪的齒數(shù)進行分 配。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 21 12345678910 圖 2-4 本課題變速器結(jié)構(gòu)簡圖 a.確定Ⅰ檔齒輪的齒數(shù) 已知Ⅰ檔傳動比 ，且gⅠi （2-10）8172zig?? 為了確定 z7、z 8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ：?z 直齒齒輪： （2-11）mAz2?? 先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給 z7、z 8。為了使 z7/z8盡量大一些， 應(yīng)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(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第 二軸的前軸承。z 8的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此 z8的選定 應(yīng)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(shù)為 12～14，選擇齒輪的齒數(shù)時應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù) 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文 22 和為偶數(shù)，以減小大、小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)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(biāo)準(zhǔn)齒輪（齒數(shù)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(shù)，則取為整數(shù)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(shù)分配的依據(jù)。 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(shù) （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(shù) Ⅱ檔齒輪副： 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(shù) 通常Ⅰ檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù) 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(yīng)有不小于 0.5mm 的 間隙，則: （2-16）.'2//98??Ada 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(jù) d9選擇齒數(shù)，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(xué)萬方科技學(xué)院本畢業(yè)論文 25 3 齒輪的設(shè)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(xué)萬方科技學(xué)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(xiàn)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(jié)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(yīng)考慮到其機械加工性能及制造成 本 [6，9] 。 國產(chǎn)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(nèi)應(yīng)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(nèi): N｀ 2=Ft 倒檔 b/l=11443.46×（32/193）≈1.9×10 3N 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)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(yīng)力 ：w? （3-1）yzKmTcfjw32???? 式中 ——計算載荷，N?mm；jT ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65；?K ——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 1.1，被動齒輪取 0.9；f ——齒輪模數(shù)；m ——齒輪齒數(shù)；z ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4～7.0；cK ——齒形系數(shù)，見圖 3-3。齒高系數(shù) 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(shù)為 0.8 時， ；18.4??ff ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng) 時，直齒齒輪的許用應(yīng)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(dāng)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(xué)萬方科技學(xué)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(dāng)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(xué)萬方科技學(xué)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(yīng)力按下式計算： （3-2）)1(418.02????bFEj 式中 F——法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力，N； （3-3）??cost? Ft——端面內(nèi)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(xué)萬方科技學(xué)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(dāng)計算載荷為 許用接觸應(yīng)力見表 3-2。max5.0ejT 表 3-2 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)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(dāng)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(xué)萬方科技學(xué)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(xué)萬方科技學(xué)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.