2.54L排量輕卡手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)（太原）

2.54L排量輕卡手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)（太原）,排量,手動(dòng),變速器,設(shè)計(jì),太原 畢業(yè)設(shè)計(jì) 2.54L排量輕卡手動(dòng)變速器設(shè)計(jì) 112011245 賈冉 機(jī)械工程系 學(xué)生姓名： 學(xué)號(hào)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 系 部： 劉申全 專 業(yè)： 指導(dǎo)教師： 二零一五年六月 誠信聲明 本人鄭重聲明：本論文及其研究工作是本人在指導(dǎo)教師的指導(dǎo)下獨(dú)立完成的，在完成論文時(shí)所利用的一切資料均已在參考文獻(xiàn)中列出。 本人簽名： 年 月 日 畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書 設(shè)計(jì)題目： 2.54L排量輕卡手動(dòng)變速器設(shè)計(jì) 系部： 機(jī)械工程系 專業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué)號(hào)： 1120112 45 學(xué)生： 賈冉 指導(dǎo)教師（含職稱）：劉申全（副教授） 1．課題意義及目標(biāo) 通過本次畢業(yè)設(shè)計(jì)，查閱資料，綜合運(yùn)用所學(xué)過的專業(yè)基礎(chǔ)理論知識(shí)，深入了解 汽車變速器的設(shè)計(jì)，為以后從事機(jī)械設(shè)計(jì)工作打好基礎(chǔ)。根據(jù)轎車的車型特點(diǎn)和性能要求，設(shè)計(jì)一款5擋手動(dòng)變速器。 具體內(nèi)容：變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案；零、部件結(jié)構(gòu)方案；變速器主要參數(shù)的選擇；變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算?。 2．主要任務(wù) 原始參數(shù)如下： 整機(jī)質(zhì)量 2160 kg 總傳動(dòng)比i 4.7 最大功率 67 kW 最大功率轉(zhuǎn)速 3000 rpm 最大扭矩 220 N?m 最大扭矩轉(zhuǎn)速 1800-2100 rpm 設(shè)計(jì)方法：比擬設(shè)計(jì)、經(jīng)驗(yàn)核算、圖紙繪制。 3．主要參考資料 [1] 王望予. 汽車設(shè)計(jì)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2012 [2] 陳家瑞. 汽車構(gòu)造[M] . 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [3] 成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊[M]. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004.5 [4] 其他網(wǎng)絡(luò)檢索到的相關(guān)資： 4．進(jìn)度安排 設(shè)計(jì)各階段名稱 起 止 日 期 1 進(jìn)行調(diào)查研究，查閱資料，完成開題報(bào)告 2014.12.01一2014.12.30 2 初步擬定總體方案，總體方案論證﹑確定 2014.12.31一2015.04.12 3 主要構(gòu)件的強(qiáng)度與剛度校核計(jì)算 2015.04.13一2015.04.22 4 連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)特性與動(dòng)力特性的分析，繪圖 2015.04.23一2015.06.01 5 撰寫并編制論文、打印，準(zhǔn)備畢業(yè)答辯資料 2015.06.02一2015.06.22 審核人： 年 月 日 2.54L排量輕卡手動(dòng)變速器設(shè)計(jì) 摘要:本設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于輕型卡車上的三軸式五檔手動(dòng)變速器。汽車傳動(dòng)系是汽車的核心組成部分。其任務(wù)是調(diào)節(jié)變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，將動(dòng)力有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng)車輪，以滿足汽車的使用要求。本設(shè)計(jì)在給定發(fā)動(dòng)機(jī)功率、輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及總傳動(dòng)比、整車總質(zhì)量等條件下，結(jié)合汽車設(shè)計(jì)、汽車?yán)碚?、機(jī)械設(shè)計(jì)等相關(guān)知識(shí)，著重對變速器齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)、軸的結(jié)構(gòu)尺寸等進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，并對變速器的傳動(dòng)方案和結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行設(shè)計(jì)，從而提高汽車整體性能。 關(guān)鍵詞：變速器，齒輪，三軸式 The design of manual gearbox for light truck with 2.54L emission Abstract：The design is to devise a three-axis type 5 block manual gearbox. Automobile transmission system is the key part of the automobile. Its task is to regulate the transformation engine performance, dynamic and effective economy is transmitted to the driving wheel, to meet the use of cars. This design is in a situation with given engine power, torque, speed and the transmission ratio, vehicle quality conditions, combined with the automobile design, automobile theory, knowledge of mechanical design, focusing on the design and calculation of structural parameters of transmission gear, shaft structure and size, and the design of transmission scheme and structure style of gearbox and the design of the operating mechanism and the synchronizer structure, so as to improve the overall performance of the car. Key Words: Transmission; Gear; Three-axis type 目 錄 前 言 1 1 變速器的總體方案設(shè)計(jì) 3 1.1.1 固定軸式變速器 4 1.2.3 傳動(dòng)方案的最終設(shè)計(jì) 8 1.3變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 10 1.3.1 齒輪形式 10 1.3.2 換擋機(jī)構(gòu)形式 10 1.3.3 變速器軸承 10 2 變速器主要參數(shù)的選擇和計(jì)算 12 2.1 本設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 12 2.2擋數(shù)和傳動(dòng)比范圍 12 2.2.1 擋數(shù) 12 2.2.2 傳動(dòng)比范圍 12 2.3 主要參數(shù)的計(jì)算 12 2.3.1 最小傳動(dòng)比的確定 12 2.3.2 最大傳動(dòng)比的確定 14 2.3.3 檔位數(shù)的確定 15 2.4 中心距A 16 2.5 外形尺寸 17 3變速器各擋齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算 18 3.1 齒輪參數(shù)的選擇 18 3.1.1 模數(shù) 18 3.1.2 壓力角 18 3.1.3 螺旋角 19 3.1.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 19 3.1.6 齒頂高系數(shù) 20 3.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算 20 3.2.1一檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 20 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 21 3.2.3 二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 22 3.2.4 倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 22 3.3變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 23 3.3.1 一擋齒輪的變位 23 3.3.2 倒擋齒輪的變位 25 3.3.3 齒輪螺旋角的調(diào)整 26 3.4 總結(jié)各擋齒輪參數(shù) 27 4 變速器齒輪的校核 29 4.1 齒輪材料的選擇原則 29 4.2 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 29 4.2.1 直齒輪彎曲應(yīng)力 29 4.2.2 斜齒輪彎曲應(yīng)力 31 4.3 變速器齒輪接觸強(qiáng)度校核 33 4.3.1 輪齒接觸應(yīng)力 33 4.3.2 各擋齒輪接觸強(qiáng)度校核 34 5 變速器軸的設(shè)計(jì)與校核 37 5.1 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì) 38 5.1.1軸的結(jié)構(gòu) 38 5.1.2軸的尺寸 39 5.2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 39 5.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 39 5.3 中間軸的剛度校核 40 5.3.1 軸的剛度驗(yàn)算 42 5.3.2 中間軸的強(qiáng)度計(jì)算 43 6 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 47 6.1 同步器設(shè)計(jì) 47 6.1.1同步器的功用及分類 47 6.1.2鎖環(huán)式同步器 47 6.1.3 主要參數(shù)的確定 50 6.2 操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 51 6.2.1 變速器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求 51 6.2.2 換檔位置設(shè)計(jì) 52 6.3 變速器殼體 53 7 設(shè)計(jì)與總結(jié) 54 參考文獻(xiàn) 55 致謝 56 III 太原工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 前 言 如今汽車工業(yè)迅速發(fā)展,汽車發(fā)展的趨勢是，車型的多樣化和個(gè)性化。而變速器的設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要環(huán)節(jié)。近年來，自動(dòng)變速器和無級(jí)變速器技術(shù)迅猛發(fā)展，給手動(dòng)變速器帶來很大的沖擊，但手動(dòng)變速器已經(jīng)應(yīng)用相當(dāng)長的時(shí)間，經(jīng)過反復(fù)改進(jìn)試驗(yàn)，制造的技術(shù)變得成熟，與其它類型的變速器相比，具有以下優(yōu)點(diǎn)： 1.手動(dòng)變速器傳動(dòng)效率較高，理論上比自動(dòng)變速器省油。 2.手動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)簡單，工藝成熟，市場需求大，且生產(chǎn)成本低。 3.維修方便。 4.可以給汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感。 隨著我國汽車工業(yè)持續(xù)的發(fā)展，以及汽車行業(yè)發(fā)展的速度，如何設(shè)計(jì)出經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，工作可靠，性能良好，且符合我國國情的汽車，對設(shè)計(jì)者來說，成為了所面臨的問題。我們同時(shí)面臨著機(jī)遇與挑戰(zhàn)，所以，我們更加應(yīng)該為我國的汽車行業(yè)做出力所能及的應(yīng)有貢獻(xiàn)。 經(jīng)過這四年的努力學(xué)習(xí)，我掌握了一些基礎(chǔ)知識(shí)和專業(yè)知識(shí)。在大學(xué)即將畢業(yè)的時(shí)候，而我也將走向工作崗位，按照國家教委和學(xué)校的要求，我進(jìn)行了對轎車五檔變速器的設(shè)計(jì)。畢業(yè)設(shè)計(jì)是我們對學(xué)過的知識(shí)的實(shí)際應(yīng)用，充分體現(xiàn)了我們對學(xué)過的知識(shí)的掌握程度和創(chuàng)新思維。通過本次的設(shè)計(jì)，我將進(jìn)一步鞏固所學(xué)的知識(shí)，提高實(shí)際應(yīng)用能力，并為以后的工作打下良好的基礎(chǔ)。 汽車變速箱已經(jīng)發(fā)展了一百多年，經(jīng)歷了從手動(dòng)變速器到自動(dòng)變速器的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器共有五種形式：無級(jí)變速器、手動(dòng)變速器、手自一體變速器、自動(dòng)變速器和雙離合變速器。 隨著汽車工業(yè)快速發(fā)展的今天，隨著油價(jià)上升和汽配技術(shù)的成熟應(yīng)用，變速器發(fā)展面臨以下問題： 1．如何能設(shè)計(jì)出更加環(huán)保經(jīng)濟(jì)的變速器。 2．如何能設(shè)計(jì)出既操縱方便快捷且還能滿足駕駛員樂趣的手動(dòng)變速器。 3．如何克服難關(guān)，設(shè)計(jì)出具有結(jié)構(gòu)簡單、高效傳動(dòng)、車速平穩(wěn)以及駕駛舒適的變速器[2]。 總而言之, 變速器是各類汽車的主要裝置之一，隨著汽車技術(shù)的不斷發(fā)展和大量的市場需要，變速器行業(yè)將會(huì)在發(fā)展過程中取得巨大的成就。針對著變速器行業(yè)市場的需求，向著操作簡單、舒適方便、高效率、低油耗且節(jié)能環(huán)保等方向發(fā)展，以達(dá)到汽車愛好者的要求及變速器市場的需求[1]。 1 變速器的總體方案設(shè)計(jì) 汽車傳動(dòng)系是汽車的核心組成部分，其任務(wù)是調(diào)節(jié)、變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，將動(dòng)力有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng)車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動(dòng)系任務(wù)的重要部件。變速器用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在各種行駛工況下，使汽車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。變速器由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動(dòng)力性、燃料經(jīng)濟(jì)性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能是轎車變速器的設(shè)計(jì)趨勢[3]。 1.1變速器設(shè)計(jì)的基本要求 變速器設(shè)計(jì)的基本要求為： 1）保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。 2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸。 3）設(shè)置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。 4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。 5）換擋迅速、省力、方便。 6）變速器應(yīng)有高的工作效率。 7) 變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 1.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置方案 1.1.1 固定軸式變速器 機(jī)械式變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分為兩種：兩軸式變速器和（三軸式）中間軸式變速器。 中間軸式變速器，如圖1.1所示，主要應(yīng)用在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。其第一軸的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、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。并且直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降[4]。 圖1.1 中間軸式變速器 而兩軸式變速器，如圖1.2所示，多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單、易布置等優(yōu)點(diǎn)。此外，各中間檔因?yàn)橹唤?jīng)一對齒輪傳動(dòng)，故傳動(dòng)效率高，同時(shí)噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，工作噪聲增大且易損壞。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；各個(gè)檔的同步器大都裝在第二軸上，因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸較小，比較難安裝同步器； 圖1.2 兩軸式變速器 1—軸一；2—軸二；3—同步器 綜上所述，由于此次設(shè)計(jì)的2.54L輕卡變速器的驅(qū)動(dòng)形式屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置，后輪驅(qū)動(dòng)，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運(yùn)行噪聲小，設(shè)計(jì)車速高，故選用三軸式變速器。選擇五檔變速器，并且五檔為超速檔。 圖1.3為中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案 。圖1.3a所示方案，除一、倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖1.3b、所示方案的各前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)。 圖1.3 中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案 圖1.3c、d所示方案的各前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖1.3d所示的方案中倒擋和超速擋安裝在副箱體里，可提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作的噪聲。 一般采有常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，換擋方式可以用同步器或者嚙合套來實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 1.2.2倒擋布置方案 常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種： 圖1.4a為常見的倒擋布置方案。在前進(jìn)檔的傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 圖1.4b所示方案的長處是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，從而縮短了中間軸的長度。但是換擋時(shí)有兩對齒輪一起進(jìn)入嚙合，使換擋變得困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 圖1.4c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。 圖1.4d所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。 圖1.4e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。 圖1.4f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。 為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2.4g所示方案。其缺點(diǎn)為倒擋時(shí)候須各用一根變速器撥叉軸，導(dǎo)致變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)變得相對復(fù)雜。 綜合考慮，本次設(shè)計(jì)采用圖1.4f所示方案的倒檔換檔方式[5]。 圖1.4 倒擋布置方案 1.2.3 傳動(dòng)方案的最終設(shè)計(jì) 通過對變速器型式和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)方案的分析與選擇，確定的傳動(dòng)方案如圖2.5所示。各檔的同步器裝在輸出軸上，方便布置，倒擋齒輪副采用常嚙合齒輪，使換擋更為輕便。 圖1.5 傳動(dòng)方案 其傳動(dòng)路線為： 1檔：一軸→1→2→中間軸→10→9→9、11間同步器→二軸→輸出 2檔：一軸→1→2→中間軸→8→7→5、7間同步器→二軸→輸出 3檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、7間同步器→二軸→輸出 4檔：為直接檔，即一軸→1→1、3間同步器→二軸→輸出 5檔：一軸→1→2→中間軸→4→3→1、3間同步器→二軸→輸出 倒檔：一軸→1→2→中間軸→12→13→11→9、11間同步器→二軸→輸出[6] 1.3變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足以下要求：使用性能、制造條件、維護(hù)方便。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒以下因素：輪形式、換檔機(jī)構(gòu)形式、軸承型式。 1.3.1 齒輪形式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。 有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)發(fā)展的趨勢是增加常嚙合齒輪副的數(shù)目，因此可采用斜齒輪，相比直齒圓柱齒輪，斜齒圓柱齒輪的優(yōu)點(diǎn)是使用壽命長，工作時(shí)噪聲較??；缺點(diǎn)是制造時(shí)復(fù)雜，工作時(shí)產(chǎn)生軸向力。變速器中的常嚙合齒輪都采用斜齒圓柱齒輪，這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并致使變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量變大。因此，在本設(shè)計(jì)中除一檔外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。 1.3.2 換擋機(jī)構(gòu)形式 變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。 采用同步器換檔的方法可以使齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，充分發(fā)揮齒輪強(qiáng)度，同時(shí)，操縱輕便，縮短換檔時(shí)間，此外，該種型式還方便實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸增加，銅質(zhì)同步環(huán)的壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。 本設(shè)計(jì)所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。它可以從結(jié)構(gòu)上保證接合套與待嚙合齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，避免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。 1.3.3 變速器軸承 變速器軸承常采用球軸承、圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承、滾針軸承、滑動(dòng)軸套等。 第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸、第二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。 變速器中采用圓錐滾子軸承的優(yōu)點(diǎn)是直徑較小、寬度較寬、可受高負(fù)荷，缺點(diǎn)是需要調(diào)整預(yù)緊、磨損后軸而影響齒輪正確嚙合。 在本設(shè)計(jì)中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。 2變速器主要參數(shù)的選擇和計(jì)算 2.1 本設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 本設(shè)計(jì)的相關(guān)數(shù)據(jù)見表2.1 表2.1 整車主要技術(shù)參數(shù) 參數(shù)名稱 數(shù)據(jù) 單位 整車總質(zhì)量 2160 kg 總傳動(dòng)比 4.7 最大馬力 90 PS 發(fā)動(dòng)機(jī)功率 67 kW 最大功率轉(zhuǎn)速 3000 rpm 最大扭矩 220 N?m 最大扭矩轉(zhuǎn)速 1800-2100 rpm 輪胎規(guī)格 6.50—16LT 2.2擋數(shù)和傳動(dòng)比范圍 2.2.1 擋數(shù) 增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。變速器的結(jié)構(gòu)復(fù)雜和檔數(shù)成正比，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。 擋數(shù)選擇的要求： 1.相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。 2.高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。 目前，轎車一般用4～5個(gè)擋位變速器， 貨車變速器采用4～5個(gè)擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。 因此，本次設(shè)計(jì)的輕卡變速器為5檔變速器[6]。 2.2.2 傳動(dòng)比范圍 變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為0.7～0.8。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 本設(shè)計(jì)初選最高檔傳動(dòng)比為0.75。 2.3 主要參數(shù)的計(jì)算 2.3.1 最小傳動(dòng)比的確定 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為： (2.1) 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）； ——車輪滾動(dòng)半徑（m）； ——變速器傳動(dòng)比； ——主減速器傳動(dòng)比。 已知：總傳動(dòng)比=4.7；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=0.75；車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格6.50—16LT得到=364.25(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==3000（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式： 2.3.2 最大傳動(dòng)比的確定 按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）。公式如下： （2.2） 式中： ——車輛總重量(N)； ——坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對瀝青路面，取0.015); ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(N·m)； ——主減速器傳動(dòng)比； ——變速器傳動(dòng)比； ——傳動(dòng)效率； ——車輪滾動(dòng)半徑； ——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約） 由公式（3.2）得： （2.3） 已知：；；；；N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 同時(shí)，一擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿足附著條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （2.4） 式中： ——驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力；對于FF轎車，空載時(shí)前軸負(fù)荷為，即平 均前軸負(fù)荷為汽車總重的61%。 ——驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或?yàn)r青路面可取之間。 由公式（3.4）得： （2.5） 已知：；；；；；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是： 初選一檔傳動(dòng)比為3.85。 2.3.3 檔位數(shù)的確定 超速檔的的傳動(dòng)比一般為0.7~0.8，本設(shè)計(jì)取五檔傳動(dòng)比ig5=0.75。 中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為： 的等比數(shù)列，實(shí)際與理論略有差別，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，根據(jù)上式可得出：=1.51。 故有：、、（修正為1）。 滿足相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下，若鄰檔傳動(dòng)比比值大，則擋數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單；若鄰檔傳動(dòng)比比值大于1.8，則換檔困難。 因此，各擋傳動(dòng)比與一擋傳動(dòng)比的關(guān)系為： 2.4 中心距A 對三軸式變速器，將變速器中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。 初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式： （2.6） 式中：— 變速器中心距（mm）； — 中心距系數(shù)，商用車：； — 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（），； — 變速器一擋傳動(dòng)比，=3.85 ； — 變速器傳動(dòng)效率，取96% ； 則， （8.6~9.6）=80.3~89.6mm 對兩軸式變速器,是將輸入軸與輸出軸之間的距離成為變速器中心距.中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。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。 轎車變速器的中心距在65~80mm范圍內(nèi)變化，貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。原則上總質(zhì)量小的汽車中心距小[7]。 故初取A=85mm. 2.5 外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式都可影響變速器殼體軸向的尺寸。 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： mm 初選長度為240mm。 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 3變速器各擋齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算 3.1 齒輪參數(shù)的選擇 3.1.1 模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：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)減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 轎車和輕型貨車取2~3.5，選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357—1987的規(guī)定，見表3.2。選用時(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用第一系列。 =2.80 高檔齒輪K=1 =3.35 一檔齒輪 表3.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù) 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 — 根據(jù)表3.2，一檔齒輪的模數(shù)定為3.5mm，二、三、四、五檔及倒擋的模數(shù)定為3.00mm，嚙合套和同步器的模數(shù)定為3.5mm。 3.1.2 壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(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。 本變速器為了加工方便，除需變位齒輪外，全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。 3.1.3 螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 貨車變速器斜齒螺旋角的選擇范圍：。本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為。 3.1.4 齒寬 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(shí)受力的均勻程度等均有影響。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來選定齒寬b： 直齒：，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0 斜齒：，取為6.0～8.5， 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為（2～4）m m。 初取直齒=8，斜齒=7。因一對齒輪嚙合時(shí)小齒輪應(yīng)做到寬一些，既能保證實(shí)際嚙合齒寬，又是節(jié)省材料，降低重量的最佳選擇，故各齒輪齒寬應(yīng)在后續(xù)設(shè)計(jì)中做進(jìn)一步調(diào)整。 3.1.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 采用變位齒輪的原因： 1） 配湊中心距； 2） 提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命； 3） 降低齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。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。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(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： 1）對于高擋齒輪，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）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)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(dòng)，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 本設(shè)計(jì)應(yīng)在后續(xù)設(shè)計(jì)中考慮是否存在對齒輪進(jìn)行變位的需要[8]。 3.1.6 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對齒輪本身以及其工作有著很大的影響。而在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。所以本設(shè)計(jì)的齒頂高系數(shù)取1.00。 3.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。同時(shí)，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖2.5確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動(dòng)比。 3.2.1一檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 一檔傳動(dòng)比為： （3.1） （3.2） 已知：A=85mm; ; , 將數(shù)據(jù)帶人（3.1），（3.2）兩式，齒數(shù)取整，選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機(jī)會(huì)，否則會(huì)引起齒面的不均勻磨損。則取=49。當(dāng)轎車三軸式的變速器時(shí)，則輕型貨車可在15～17之間選取，此處取=16，則可得出=33。 上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3.2）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。 這里修正為49，則根據(jù)式（3.2）反推出A=85.75mm。 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3.1）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （3.3） 由已知數(shù)據(jù)可得： 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （3.4） 由此可得： （3.5） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計(jì)算出：。 聯(lián)立方程式可得：=19、=34。 則根據(jù)式（4.1）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為 3.2.3 二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 二檔傳動(dòng)比 （3.6） 而故有：，對于斜齒輪： （3.7） 故有： 聯(lián)立方程式得：。 按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。 3.2.4 倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 倒擋軸上的倒擋齒輪的齒數(shù)，一般在21～23之間，初選=23， （3.8） 為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙， （3.9） (3.10) (3.11) 已知：，，，把數(shù)據(jù)代入式（3.8），（3.9），(3.10，(3.11)，齒數(shù)取整，解得：， 則倒檔傳動(dòng)比為： 中間軸與倒檔軸之間的距離： mm 取=65mm。 輸出軸與倒檔軸之間的距離： mm 取 mm。 3.3變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 3.3.1 一擋齒輪的變位 由一擋齒輪齒數(shù)的計(jì)算結(jié)果，，小于不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)17，因此，為了避免產(chǎn)生根切，提高輪齒的抗彎強(qiáng)度，提高傳動(dòng)重合度，應(yīng)對一擋齒輪進(jìn)行變位。 對一擋齒輪進(jìn)行角度變位： 嚙合角： = (3.12) 即 計(jì)算變位系數(shù)和： （3.13） 由漸開線函數(shù)得： 則， ，， 圖3.1 變位系數(shù)分配曲線圖 由圖3.1，根據(jù)變位系數(shù)分配曲線圖對齒輪齒數(shù)進(jìn)行合理分配，以保證齒輪不發(fā)生根切，并使齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度得到提高。 中心距變動(dòng)系數(shù) （3.14） 齒頂高降低系數(shù) （3.15） 3.3.2 倒擋齒輪的變位 由倒擋齒輪齒數(shù)的計(jì)算結(jié)果，，同樣，對倒擋齒輪進(jìn)行變位。 對倒擋齒輪進(jìn)行角度變位： 分度圓壓力角： （3.16） 已知： ，則。 端面嚙合角： (3.17) 即 外嚙合圓柱齒輪傳動(dòng)變位系數(shù)的選擇中，斜齒輪的變位系數(shù)可按直齒輪的選擇方法選擇，但要用當(dāng)量齒數(shù)代替z，求得的是法向變位系數(shù)x。 已知倒擋軸和中間軸的中心距，倒擋軸和第二軸的中心距， 計(jì)算變位系數(shù)和 （3.18） （3.19） 已知：，，，，， . 則 同樣，由圖3.1，根據(jù)變位系數(shù)分配曲線圖對齒輪齒數(shù)進(jìn)行合理分配，以保證齒輪不發(fā)生根切，并使齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度得到提高。 中心距變動(dòng)系數(shù) （3.20） （3.21） 齒頂高降低系數(shù) （3.22） （3.23） 齒輪13既要與齒輪11嚙合，又要與齒輪12嚙合，所以齒輪齒輪13的齒頂高降低系數(shù)應(yīng)取，中較大者，以保證所需的頂隙。 3.3.3 齒輪螺旋角的調(diào)整 斜齒輪可以通過改變螺旋角湊中心距，以達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)中心距要求。 二擋齒輪螺旋角修正： 即。 三擋齒輪螺旋角修正： 即。 五擋齒輪螺旋角修正： 即。 3.4 總結(jié)各擋齒輪參數(shù) 根據(jù)以上計(jì)算所得數(shù)據(jù)，各擋齒輪參數(shù)總結(jié)如下表3.3。 表3.3 各擋齒輪參數(shù) 常嚙齒輪 五擋齒輪 三擋齒輪 二擋齒輪 一擋齒輪 倒擋齒輪 齒號(hào) 齒數(shù) 19 34 16 37 27 26 31 22 33 16 36 17 23 分度圓直徑 62 110 52 120 88 84.5 100.5 71.5 115.5 56 116.5 55 74.5 齒頂高 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 2.45 4.8 3.9 3.6 2.7 齒根高 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 5.45 3.1 2.85 3.15 4.05 全齒高 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 7.9 7.9 6.75 6.75 6.75 齒頂圓直徑 68 116 58 126 96 90.5 106.5 77.5 120.4 65.6 124.3 72.2 80 齒根圓直徑 54.5 102.5 44.5 112.5 80.5 77 93 64 104.6 49.8 110.8 48.7 68.4 齒輪模數(shù) 3 3 3 3 3.5 3 螺旋角 傳動(dòng)比 0.77 1.72 2.52 3.69 3.79 4 變速器齒輪的校核 4.1 齒輪材料的選擇原則 （1）滿足工作環(huán)境的要求。在不同的工作環(huán)境中，對齒輪傳動(dòng)的要求也不同，所以對齒輪材料的要求也不同。 （2）配對齒輪也應(yīng)該選擇合適的材料，這樣能提高齒輪的強(qiáng)度及使用壽命。 （3）加工齒輪時(shí)應(yīng)考慮加工工藝和熱處理工藝。不同尺寸的齒輪加工工藝和熱處理工藝也不同。 本次設(shè)計(jì)的汽車變速器，其中的齒輪用低碳合金制造，其表面采用滲碳淬火熱處理。而齒輪一直在參與傳動(dòng)考慮到其磨損較大，對強(qiáng)度要求較高，所以選用硬齒面齒輪組合且均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～63HRC，精度至少為7級(jí)[9]。 4.2 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 4.2.1 直齒輪彎曲應(yīng)力 （4.1） 式中： —彎曲應(yīng)力（MPa）； —圓周力（N），，其中為計(jì)算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑； —應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，從動(dòng)齒輪取0.9； b —齒寬（mm），，為齒寬系數(shù)； t —端面齒距（mm），, m為模數(shù)； y —齒形系數(shù)，如圖4.1所示。 圖4.1 齒形系數(shù) 因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入式（4.1）后得 （4.2） 當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： 此時(shí)，直齒輪許用彎曲應(yīng)力在。 一擋齒輪彎曲強(qiáng)度校核： 中間軸一擋齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.15，把以上數(shù)據(jù)代入(4.2)式，得： 第二軸一擋齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.124，把以上數(shù)據(jù)代入(4.2)式，得： 4.2.2 斜齒輪彎曲應(yīng)力 (4.3) 式中： —— 圓周力（N），； —— 計(jì)算載荷（）； —— 節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）； —— 齒數(shù)； —— 斜齒輪螺旋角； —— 應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； —— 齒面寬（mm），，為齒寬系數(shù)； 　 —— 法向齒距，； 　—— 齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4.1中查得； —— 重合度影響系數(shù)，=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)代入式（4.3），整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為 （4.4） 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對倒檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍內(nèi)。 （1）倒擋齒輪彎曲強(qiáng)度校核 中間軸倒擋齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得： 倒檔軸倒擋齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.133，把以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得： 依據(jù)計(jì)算倒檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其估算結(jié)果如下： 常嚙合:、 二檔：、 三檔：、 五檔：、 因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。 4.3 變速器齒輪接觸強(qiáng)度校核 4.3.1 輪齒接觸應(yīng)力 （4.5） 式中： 　——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）； 　——齒面上的法向力（N），； 　——圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 　——節(jié)點(diǎn)處壓力角，為齒輪螺旋角； 　——齒輪材料的彈性模量（MPa）； 　——齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）； ，——主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪， 斜齒輪，； 、 ——主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1。 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 表4.1 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 4.3.2 各擋齒輪接觸強(qiáng)度校核 （1）第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力校核 將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（4.5）可得： 變速器常嚙合齒輪滿足設(shè)計(jì)要求。 （2）計(jì)算高檔——五檔從齒輪接觸應(yīng)力校核 已知：N·mm；；；MPa； ；mm； mm 同樣，將以上數(shù)據(jù)代入（4.5）可得： 變速器五檔從動(dòng)齒輪滿足設(shè)計(jì)要求。 （3）一檔主動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力校核 已知：N·mm；；；MPa； ； mm； mm 同樣，將以上數(shù)據(jù)代入（4.5）可得： 變速器一檔主動(dòng)齒輪滿足設(shè)計(jì)要求。 （4）倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知：N·mm；；MPa； ；； mm；mm；mm。 同樣，將以上數(shù)據(jù)代入（5.5）可得： 綜上所述，所有齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度均合格。 5 變速器軸的設(shè)計(jì)與校核 5.1 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì) 5.1.1軸的結(jié)構(gòu) 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。第一軸長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)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖5.1所示： 圖5.1 變速器第一軸 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。其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖5.2 變速器中間軸 變速器在工作時(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。剛度不足會(huì)對齒輪的強(qiáng)度、耐磨性等均有不利影響[10]。 5.1.2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。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) 第二軸和中間軸中間部分： （5.1） 第一軸花鍵部分直徑： （5.2） 式中：----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩， ----經(jīng)驗(yàn)系數(shù)， 為保證設(shè)計(jì)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