CC1021PS05汽車變速器的設計【長城皮卡】【手動變速器】【說明書+CAD】,長城皮卡,手動變速器,說明書+CAD,CC1021PS05汽車變速器的設計【長城皮卡】【手動變速器】【說明書+CAD】,cc1021ps05,汽車,變速器,設計,長城,手動,說明書,仿單,cad 本科學生畢業(yè)設計 CC1021PS05汽車變速器的設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 07-10班 學生姓名： 曲惠巖 指導教師： 紀峻嶺 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一○年六月 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 摘 要 本次設計的題目是長城皮卡三軸式變速器設計。變速器由變速器傳動機構 和操縱機構組成，其基本功用是改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范 圍，以適應經常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作;在發(fā)動機 曲軸旋轉方向不變的前提下使汽車能倒退行駛；利用空擋中斷動力傳遞，以使 發(fā)動機能夠起動 、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。 采用中間軸式變速器，該變速器具有兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳 動效率高，磨損及噪聲也最小；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得 較大的一檔傳動比。這臺變速器具有五個前進檔和一個倒檔，并通過鎖環(huán)式同 步器來實現換檔。本設計論述了變速器的總體結構，在設計中完成了各擋齒輪 和軸的計算和校核及 CAD 繪圖等工作。 關鍵詞：變速器;鎖環(huán)式同步器;傳動比;齒輪;設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II ABSTRACT The design of the subject is Nissan Pick-up thestrals sharpness triaxial type transmission design. Transmission of transmission mechanism and manipulate the transmission mechanism, its basic function is changed, expand the rotation drive transmission torque and speed range, in order to adapt to the changing conditions, also make the engine driving in the favorable conditions work, In the engine crankshaft direction invariable under the premise of driving the car can reverse, Use neutral interrupt power to make the engine can start, idle, and facilitate transmission shift or power output. Using the transmission of transmission oart has two outstanding advantages: one is the direct transmission efficiency, the wear and tear of noise and minimum, The center distance of small gear cases can still get larger gear transmission. The transmission has five forward and one reverse, and through the lock ring type synchronizer to realize the shift. This design is discussed in the overall structure, design of the gear and finish the checking and calculating and axial CAD drawing, etc. KEY WORDS：Transmission, Locking ring type synchronizer,Gear ratio, Gear,design 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 III 目 錄 摘要.I Abstract.II 第 1 章 緒論.1 1.1 汽車變速器概述.1 1.2 汽車變速器設計的目的和意義.1 1.3 汽車變速器國內外現狀和發(fā)展趨勢.2 1.3.1 變速器國內外的現狀.2 1.3.2 汽車變速器的發(fā)展趨勢.3 1.4 手動變速器的特點和設計要求及內容.3 1.4.1 手動變速器的特點.3 1.4.2 手動變速器的設計要求.4 1.4.3 設計的主要內容.4 第 2 章 變速器主要參數的選擇和齒數分配.5 2.1 設計所依據的主要技術參數5 2.1.1 變速器各檔傳動比的確定.5 2.1.2 中心矩.8 2.2 齒輪參數.8 2.2.1 模數.8 2.2.2 壓力角.9 2.2.3 螺旋角.9 2.2.4 齒寬.9 2.2.5 齒頂高系數.10 2.3 各檔齒輪齒數的分配.10 2.3.1 確定一檔齒輪的齒數.10 2.3.2 對中心距 A 進行修正.10 2.3.3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數.12 2.3.4 確定其它各檔的齒數.14 2.3.5 確定倒檔齒輪齒數.19 2.4 本章小結.21 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 IV 第 3 章 齒輪校 核22 3.1 齒輪材料的選擇原則22 3.2 計算各軸的轉矩22 3.3 輪齒強度計算23 3.3.1 齒輪彎矩強度計算.23 3.3.2 齒輪接觸應力.27 3.4 計算各檔齒輪的受力.32 3.5 本章小結.35 第 4 章 軸及軸上支承件的校 核36 4.1 軸的工藝要求.36 4.2 軸的強度計算.36 4.2.1 初選軸的直徑.36 4.2.2 軸的強度驗算 .37 4.3 軸承及軸承校核.49 4.3.1 一軸軸承校核.49 4.3.2 中間軸及軸承校核.51 4.4 本章小結.53 第 5 章 同步器和操縱機構的設計.54 5.1 同步器的設計選用.54 5.1.1 鎖環(huán)式同步器.54 5.1.2 鎖銷式同步器.55 5.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定.56 5.1.4 同步器主要參數的確定.57 5.2 變速器箱體的設計.59 5.3 本章小結.60 結論.61 參考文獻.62 致謝63 附錄 A 外文文獻.65 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 V 附錄 B 外文文獻的中文翻譯.67 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1變速器的概述 變速器是用于改變轉速和轉矩的機構。 變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置。又稱變速箱。變速器由傳動機構和變速機構組成，可制成單獨變速機構或與傳動機構合裝在同一殼體內。傳動機構大多用普通齒輪傳動，也有的用行星齒輪傳動。普通齒輪傳動變速機構一般用滑移齒輪和離合器等?；讫X輪有多聯滑移齒輪和變位滑移齒輪之分。用三聯滑移齒輪變速，軸向尺寸大；用變位滑移齒輪變速 ，結構緊湊 ，但傳動比變化小。離合器有嚙合式和摩擦式之分。用嚙合式離合器時，變速應在停車或轉速差很小時進行，用摩擦式離合器可在運轉中任意轉速差時進行變速，但承載能力小，且不能保證兩軸嚴格同步。為克服這一缺點，在嚙合式離合器上裝以摩擦片，變速時先靠摩擦片把從動輪帶到同步轉速后再進行接合。行星齒輪傳動變速器可用制動器控制變速。變速器廣泛用于機床、車輛和其他需要變速的機器上 。 機床主軸常裝在變速器內，所以又也叫主軸箱，其結構緊湊，便于集中操作。在機床上用以改變進給量的變速器稱為進給箱。 汽車變速器是通過改變傳動比,改變發(fā)動機衢州的轉矩,適應在起步、加速、行駛以及克服各種道路阻礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。通俗上分為手動變速器(MT),自動變速器(AT),手動/自動變速器,無級式變速器。汽車變速器一般由前箱體和后箱體組成。 　變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。 1.2本課題研究的意義 從上世紀50年代第一輛國產載貨汽車下線以來，我國汽車工業(yè)經過了50 多年的發(fā)展，已經成為我國的支柱產業(yè)。隨著改革開放的深入和社會發(fā)展的廣泛需求，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅速，汽車保有量逐年上升，2006年我國汽車保有量比1997年增加了2.03倍，近十年來年均增長率為13.4 %。保持了較高的增長速度。 汽車是重要的交通運輸工具，其設計和制造水平是各國科學技術發(fā)展水平的重要標志。汽車工業(yè)是資金密集、人才密集、綜合性強、經濟效益高的產業(yè)。世界各個工業(yè)發(fā)達國家就會無一例外地把汽車工業(yè)作為國民經濟的支柱產業(yè)。汽車的研制、生產、銷售、營運，與國民經濟許多部門都息息相關，對社會經濟建設和科學技術發(fā)展起重要的推動作用。汽車也是社會物質生活發(fā)展水平的標志。汽車的保有量隨著國民人均收入水平的提高而增加。在許多發(fā)達國家中，汽車的數量巨大并以普及到千家萬戶，進而促使人們的社會生活方式發(fā)生了顯著地變化。 1886年，世界上誕生的第一輛汽車并未安裝變速器，直到1902年菜由法國人早出了第一部裝有變速器的汽車。目前，巨大多數汽車仍采用機械式變速器、分動器、主減速器，構成整車的傳動系，其機構簡單、操縱方便、造價低廉仍不失為汽車傳東西中常用的主要總成。猶豫汽車上防范采用活塞式內燃機，其轉矩和轉速變化范圍較小，兒復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內變化。為此在傳動系中設置了變速器。機械式手動汽車變速器因結構簡單，傳動效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛的應用。機械式手動變速器在今后相當唱的時間里，依然會在我國輕中型貨車傳動系中占據主導地位。 1.3國內外研究現狀和發(fā)展趨勢 1.3.1國內外研究現狀 我國的汽車及各種車輛的零部件產品在性能和質量上和發(fā)達國家存在著一定的差距，其中一個重要原因就是設計手段落后，發(fā)達國家在機械產品設計上早以進入了分析設計階段，他們利用計算機輔助設計技術，將現代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計、可靠性設計等應用到產品設計中，采用機械CAD系統在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查，實現三維設計，大大地提高產品設計的一次成功率，減少了試驗費用，縮短了產品更新周期。而我們的設計手段仍處于以經驗設計為主的二維設計階段，設計完成后在投產中往往要進行很大的改動，似的產品開發(fā)周期很長，性能質量低等。為改變我國的車輛零部件的生產和設計手段的落后狀況，縮短新產品的開發(fā)周期，提高市場競爭力，有必要開發(fā)一些適合中國國情的汽車及零部件的CAD系統，對已開發(fā)的CAD系統需進一步提高和改善。 隨著CAD技術的發(fā)展和應用，許多國家和部門都對其進行了大量的研究和試驗，隨之開發(fā)并形成一些成套硬件和軟件系統。在美國、日本及歐洲發(fā)達國家中，利用CAD技術解決眾多繁瑣的設計和分析計算。形成了以圖形系統為基礎、以數據庫為核心、以工具系統為支撐和以分析計算機為應用應用的集成化系統。 美國的CAD技術一直處于領先地位，其主要目標就是建立完善的CAD/CAM集成系統。美國汽車工業(yè)最早最早應用了CAD系統。美國通用汽車公司、福特汽車公司等都已廣泛應用CAD技術。他們將結構、剛度、剛度等計算、三維實體造型應用于汽車設計。市場響應速度提高，從而大大地提高了他們競爭力，為他們帶來了巨大的經濟效益。他們應用的CAD軟件主要有PRO/E、UG、CATIA、IGES等。 國外的這些汽車公司已有CAD程序，但涉及各公司的標準和技術規(guī)范及試驗都很保密。與國外相比，我過的汽車工業(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)已開始進行CAD的研究，在產品的改進設計、設計后的計算機繪圖及有限元分析等方面已陸續(xù)區(qū)的一些效果。但總的來講國內工廠多數是以來傳統的設計方法—經驗類比法，對引進產品主要是測繪仿制，難以滿足現代汽車工業(yè)的客觀要求。采用現代設計方法，是提高自行設計、消化吸收和國產化的極其重要手段。 1.3.2變速器的發(fā)展趨勢 近年來，隨著車輛技術的進步和道路上車輛密度的加大，對變速器的性能要求也越來越高。眾多的汽車工程師在改進汽車變速器性能的研究中傾注了大量的心血，使變速器技術得到了飛速的發(fā)展。機械師變速器是目前使用最為廣泛的汽車變速器。雖然它有諸多缺點，如換擋沖擊大，體積大，操縱麻煩等；但是，它也有很多優(yōu)點，如傳動效率高，工作可靠，壽命長，制造工藝成熟和成本低等。所以，如果能改善機械師變速器上述的缺點，他還是有很大的發(fā)展空間的。如果在減小機械師變速器的體積和提高傳動平穩(wěn)性兩方面做一些研究，就可以解決這些問題。 變速器用來改變發(fā)動機傳動到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種工況下，是汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工礦范圍內工作。變速器設有空檔，可在啟動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，機械式變速器還有動力輸出功能。 1.4 手動變速器的特點和設計要求及內容 1.4.1 手動變速器的特點 手動變速器的擋數通常在6擋以下，當擋數超過6擋時，可以在6擋以下的主變速器的基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數有增加的趨勢。目前，乘用車一般采用4-5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車多用5個擋。商用車變速器采用4-5個擋或多擋。載質量在2.0-3.5t的貨車采用五擋變速器，載質量在4.0-8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質量大些的貨車和越野車上 某些汽車的變速器，設置有用在良好的路面上輕載或空車駕駛的場合的超速擋，超速擋的傳動比小于1。采用超速擋，可以提高汽車的燃油經濟性。但是如果發(fā)動機功率不高，則超速擋使用頻率很低，節(jié)油效果不顯著，甚至影響汽車的動力性。 從傳動機構布置上來說，目前，兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。三軸式變速器的第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也僅傳遞轉矩。因此，直接擋的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，因為直接擋的利用率要高于其它擋位，因此提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸和第二軸之間的距離（中心距）不大的情況下，一擋仍有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用長嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用長嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數結構的一擋也用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。 手動變速器的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數目，從而可采用斜齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪比直齒圓柱齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍微復雜且在工作時有軸向力。因此，在變速器中，除低擋及倒擋齒輪外，直齒圓柱齒輪已被斜齒圓柱齒輪所取代。當然，常嚙合齒輪副的增多將導致旋轉部分總慣性力矩的增大。 1.4.2 手動變速器的設計要求 對機械式變速器提出如下基本要求： （1）保證汽車有必要的動力性和經濟性 （2）設置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 （3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛。 （4）設置動力學輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 （5）換擋迅速、省力、方便。 （6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現象發(fā)生。 （7）變速器應當有高的工作效率。 （8）變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數、傳動比范圍和各檔傳動比有關。汽車工作的條件越復雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大。 1.4.3設計的主要內容 本次設計主要是依據長城皮卡的有關參數，通過變速器各部分參數的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的手動變速器。 本文主要完成下面一些主要工作： 1、參數計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數計算、各擋齒輪齒數的分配； 2、變速器齒輪設計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉速；齒輪強度計算及檢驗； 3、變速器軸設計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析； 4、變速器軸承的選擇及校核； 5、同步器的設計選用和參數選擇； 6、變速器箱體的設計 第2章 基本數據選擇和齒輪的計算 2.1設計初始數據： 最高車速：=140Km/h； 發(fā)動機功率：=100KW； 轉矩：=200Nm； 總質量：ma=1740Kg； 轉矩轉速：nT=2500r/min； 車輪：R16（選235/70R16） ； r≈R=16×2.54×10/2+0.7×235=367.7mm。 2.1.1變速器各擋傳動比的確定 初選傳動比： 設五擋為直接擋，則=1 = 0.377 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉速 —車輪半徑 —變速器最小傳動比 —主減速器傳動比 / =1.4～2.0 即=（1.4～2.0）×2500=3500~5000r/min 取=4000r/min =9549× （式中=1.1～1.3，取=1.2） 所以，=9549×=5251.95~6206.85r/min =0.377×=0.377×=3.961 雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%，?6時，=85%。 轎車在3.0~4.5范圍， =96%， =×=90%×96%=86.4% 最大傳動比的選擇： ①滿足最大爬坡度。 根據汽車行駛方程式 （2.1） 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 （2.2） 即， 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質量，—重力加速度，=1740×9.8=17052N； —發(fā)動機最大轉矩，=200N.m； —主減速器傳動比，=3.961； —傳動系效率，=86.4%； —車輪半徑，=0.368m； —滾動阻力系數，對于貨車取=0.02； —爬坡度，取=16.7° =2.81 ②滿足附著條件。 ·φ 在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即≤=4.13 由①②得2.81≤≤4.13； 又因為輕型商用車=3.0~4.5； 所以，取=4.0 。 其他各擋傳動比的確定： 按等比級數原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： 式中：—常數，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，，， ==1.41 所以其他各擋傳動比為： ==2.828，==2.0，==1.414 2.1.2中心距A 初選中心距時，可根據下述經驗公式 （2.3） 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數，乘用車：=8.9～9.3，商用車：=8.6～9.6，取9.0 ； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）； —變速器一擋傳動比，=4.0 ； —變速器傳動效率，取96% ； —發(fā)動機最大轉矩，=200N.m 。 則， = =78.756~87.936（mm） 初選中心距=80mm。 2.2齒輪參數 2.2.1模數 對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數。 嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換擋。 表2.1　汽車變速器齒輪法向模數 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 表2.2　汽車變速器常用齒輪模數 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 — 根據表2.1及2.2，齒輪的模數定為3.0mm。 2.2.2、壓力角 理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。 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°。2.2.3、螺旋角 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。 貨車變速器螺旋角：18°～26° 初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24°，其余擋斜齒輪螺旋角24°。 2.2.4、齒寬 直齒，為齒寬系數，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒，取為6.0～8.5，取7.0。 采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取4mm。 2.2.5、齒頂高系數 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為1.00。 2.3各擋齒輪齒數的分配 圖2.3變速器傳動示意圖 如圖2.3所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。應該注意的是，各擋齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。 2.3.1確定一擋齒輪的齒數 中間軸一擋齒輪齒數，貨車可在12~17之間選用，最小為12~14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。 一擋傳動比為 （2.4） 為了求，的齒數，先求其齒數和， 斜齒 （2.5） ==49.44取整為50 即=-=50-13=37 2.3.2、對中心距進行修正 因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。 ==80.91mm取整為A=82mm。 對一擋齒輪進行角度變位： 端面嚙合角 ： tan=tan/cos =21.45° 嚙合角 ： cos==0.919 =23.27° 變位系數之和 =0.364 計算精確值：A= 一擋齒輪參數： 分度圓直徑 =3×37/cos23.85°=121.31mm =3×13/cos23.85°=42.63mm 齒頂高 =2.712mm =4.32mm 式中：=（82-80.91）/3=0.363 =0.364-0.363=0.01 齒根高 =4.008mm =2.4mm 齒全高 =6.72mm 齒頂圓直徑 =126.734mm =51.27mm 齒根圓直徑 =113.294mm =37.83mm 當量齒數 =48.30 =16.97 2.3.3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 由式（2.3）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （2.6） ==1.405 常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （2.7） = =49.94 由式（2.6）、（2.7）得=20.72，=29.22取整為=21，=29，則： ==3.93≈=4.0 對常嚙合齒輪進行角度變位： 理論中心距 ==82.06mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.7° 端面嚙合角 = 變位系數之和 = =0.137 查變位系數線圖得： 計算精確值：A= 常嚙合齒輪數： 分度圓直徑 =68.85mm =95.08mm 齒頂高 =（1+0.31-）×3=3.465mm =（1-0.173-）×3=2.016mm 式中：=（82-82.06）/3=-0.018 =0.137+0.018= 0.155 齒根高 =（1+0.25-0.31）×3=2.82mm =（1+0.25+0.161）×3=4.269mm 齒全高 =6.285mm 齒頂圓直徑 =75.79mm =99.112mm 齒根圓直徑 =63.21mm =103.618mm 當量齒數 =27.42 =37.86 2.3.4、確定其他各擋的齒數 （1）二擋齒輪為斜齒輪，模數與一擋齒輪相同，初選=24° （2.8） ==2.05 （2.9） ==49.97 由式（2.8）、（2.9）得=33.31，=16.66取整為=33，=17 則，==2.681≈=2.828 對二擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 =82.06mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.7° 端面嚙合角 = 變位系數之和 =0 =0.38 =－0.38 求的精確值： =23.85° 二擋齒輪參數： 分度圓直徑 =108.20mm =55.74mm 齒頂高 =1.8mm =4.08mm 式中：=-0.02 =0.02 齒根高 =4.89mm =2.61mm 齒全高 =6.69mm 齒頂圓直徑 =111.8mm =63.9mm 齒根圓直徑 =98.42mm =50.52mm 當量齒數 =43.08 =22.19 （2）三擋齒輪為斜齒輪，初選=20° （2.10） = =1.448 （2.11） 由式（2.10）、（2.11）得=29.976，=20.70 取整=30，=21 = =1.97≈=2.414 對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋? 理論中心距 =82.52mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.393 =21.45° 端面嚙合角 ==0.937 變位系數之和 =-0.21 =0.3 =-0.21-0.3=-0.51 求的精確值： =21.11° 三擋齒輪參數： 分度圓直徑 =96.463mm =67.524mm 齒頂高 =4.02mm =1.59mm 式中：=-0.17 =-0.04 齒根高 =2.85mm =5.28mm 齒全高 =6.87mm 齒頂圓直徑 =104.503mm =70.704mm 齒根圓直徑 =90.763mm =56.964mm 當量齒數 =36.946 =25.862 （3）四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=22° （2.12） = =1.024 （2.13） 由（2.12）、（2.13）得=25.64，=25.04， 取整=26，=25 則： = =1.436≈=1.414 對四擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 =82.52mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.393 =21.45° 端面嚙合角 ==0.937 變位系數之和 =-0.56 =0.12 =-0.56-0.12=-0.68 求螺旋角的精確值： =21.11° 四擋齒輪參數： 分度圓直徑 =84.142mm =80.906mm 齒頂高 =4.53mm =2.13mm 式中：=-0.17 =-0.39 齒根高 =3.39mm =5.79mm 齒全高 =7.92mm 齒頂圓直徑 =93.202mm =85.166mm 齒根圓直徑 =77.362mm =69.326mm 當量齒數 =32.02 =30.79 2.3.5、確定倒擋齒輪齒數 倒擋齒輪選用的模數與一擋相同，倒擋齒輪的齒數一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=13，則： = =51mm取52mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為 =2×82－3×(13+2)－1 =118mm =－2 =37.33mm取38mm 為了保證齒輪10和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取=31 計算倒擋軸和第二軸的中心距 = =88.5mm取89mm 計算倒擋傳動比 = =4.04 倒擋齒輪參數： 分度圓直徑 =38×3=114 mm 13×3=39 mm 21×3=63 mm 齒頂高 3.66 mm = 3.66 mm =2.34 mm 齒根高 =3.09 mm =3.09 mm =4.41mm 齒全高 =6.75 mm 齒頂圓直徑 =121.32mm =46.32mm =67.68mm 齒根圓直徑 =107.82 mm =32.82mm =54.18 mm 2.4本章小結 本章首先根據所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數，如齒輪的模數、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數；介紹了齒輪變位系數的選擇原則，并根據各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數，根據齒數重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。 第3章 齒輪校核 3.1 齒輪材料的選擇原則 1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對 如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： 時滲碳層深度0.8～1.2 時滲碳層深度0.9～1.3 時滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。 對于大模數的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，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，細化材料晶面粒[13]。 3.2 計算各軸的轉矩 發(fā)動機最大扭矩為171N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。 Ι軸 ==200×98%×96%=188.16N.m 中間軸 ==188.16×96%×99%×29/21=246.95N.m Ⅱ軸 一擋=246.95×0.96×0.99×37/13=667.996N.m 二擋=246.95×0.96×0.99×33/17=455.597N.m 三擋=246.95×0.96×0.99×30/21=335.288N.m 四擋=246.95×0.96×0.99×26/25=244.481N.m 五擋=246.95×0.96×0.99=234.701N.m 倒擋=246.95××38/13=651.83N.m 3.3 輪齒強度計算 3.3.1 輪齒彎曲強度計算 1）、倒檔直齒輪彎曲應力 圖2.1 齒形系數圖 （3.1） 式中：—彎曲應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應力集中系數，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數； —齒形系數，如圖2.1。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力 ，， =38，=13，=21，=0.161，=0.148，=0.148，=651.83N.m，=246.95N.m =533.20MPa<400～850MPa = =806.90MPa<400～850MPa = =642.35MPa<400～850MPa 2）、斜齒輪彎曲應力 （3.2） 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數（mm）； —齒數； —斜齒輪螺旋角（°）； —應力集中系數，=1.50； —齒形系數，可按當量齒數在圖中查得； —齒寬系數=7.0 —重合度影響系數，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 （1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ， =37，=13，=0.175，=0.114，=667.996N.m，=246.95N.m，=23.85°，，，=7.0 = =238.58MPa<180～350MPa = =345.37MPa<180～350MPa （2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應力 =33，=17，=0.171，=0.108，=455.597N.m，=246.95N.m，=23.85°，，=7.0 = =186.72MPa<180～350MPa = =245.22MPa<180～350MPa （3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力 =30，=21，=0.166，=0.098，=335.288N.m，=246.95N.m，=21.11°，=7.0 = =158.77MPa<180～350MPa = =282.97MPa<180～350MPa （4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應力 =26，=25，=0.151，=0.103，=244.481N.m，=246.95N.m，=21.11°，=7.0 = =146.85MPa<180～350MPa = =226.16MPa<180～350MPa （5）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應力 =21，=29，=0.161，=0.137，=188.168N.m，=246.95N.m，=23.85°，=6.0 = =128.71MPa<180～350MPa = =143.75MPa<180～350MPa 3.3.2 輪齒接觸應力σj （3.3） 式中：—輪齒的接觸應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）； —齒輪材料的彈性模量（MPa）； —齒輪接觸的實際寬度(mm)； 、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、； 、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.1。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×3=21mm 表3.1　變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 （1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力 =667.996N.m，=246.95N.m =2×82/（2.85+1）=42.60mm， =2.85×42.60=121.41mm =8.70mm =24.80mm = =1303.62MPa<1900～2000MPa = =1338.11MPa<1900～2000MPa （2）計算二擋齒輪7，8的接觸應力 =455.597N.m，=246.95N.m =2×82/（1.94+1）=55.78mm， =1.53×55.78=108.22mm =11.39mm =22.10mm = =1056.30MPa<1900～2000MPa = =1083.22MPa<1300～1400MPa （3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力 =335.288N.m，=246.95N.m =2×82/（1.43+1）=67.49mm， =96.51mm =13.26mm =18.97mm = =933.59MPa<1300～1400MPa = =956.72MPa<1300～1400MPa （4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力 =244.481N.m，=246.95N.m =2×82/（1.04+1）=80.39mm， =1.04×80.39=83.61mm =16.41mm =15.78mm = =858.48MPa<1300～1400MPa = =846.02MPa<1300～1400MPa （5）常嚙合齒輪1，2的接觸應力 =188.16N.m，=246.95N.m =2×82/（1.38+1）=68.91mm， =95.10mm =14.07mm =19.42mm = =818.09MPa<1300～1400MPa = =797.80MPa<1300～1400MPa （6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力 =651.83N.m，=246.95N.m ， =10.36mm =17.34mm =31.39mm = =763.37MPa<1900～2000MPa = =1294.59MPa<1900～2000MPa = =803.44MPa<1900～2000MPa 3.4 計算各擋齒輪的受力 （1）一擋齒輪9，10的受力 =121.31mm，=42.63mm =667.996N·m, =394.99246.95N·m N （2）二擋齒輪7，8的圓周力、 mm，mm =455.597N·m, =246.95N·m （3）三擋齒輪5，6的圓周力、 mm，mm =335.288N.m, =246.95N.m =21.10° （4）四擋齒輪3，4的圓周力、 mm，mm =244.481N.m,=246.95N.m （5）五擋齒輪1，2的圓周力、 mm，mm ==188.16N.m,=246.95N.m =23.85° （6）倒擋齒輪11，12的受力 mm，mm =651.83N.m,=246.95N.m 3.5 本章小結 本章首先簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉矩。根據齒形系數圖查出各齒輪的齒形系數，計算輪齒的彎曲應力和接觸應力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進行校核做準備。 第4章 軸及軸上支承件的校核 4.1 軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。 4.2 軸的強度計算 4.2.1 初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器中心距時，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值： 對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）： （4.1） 式中：—經驗系數，=4.0～4.6； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑=23.39～26.91mm取27mm；第二軸最大直徑=36.9~49.2mm取50mm；中間軸最大直徑=36.9～49.2mm取40mm 第二軸支撐間長度：；中間軸支撐間長度：；第一軸支撐間長度： 4.2.2 軸的強度驗算 1)、軸的剛度驗算 軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式（4.2）、（4.3）、（4.4）計算 （4.2） （4.3） （4.4） 式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； —彈性模量（MPa），=2.06×105MPa； —慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大， 可以不必計算 （2）二軸的剛度(如圖4.1) a b L δ Fr 圖4.1受力分析圖 一檔時 N，N mm，，mm mm =0.023mm =0.059 =-0.000002rad0.002rad 二檔時 N，N mm，，mm mm =0.030mm =0.075 =-0.000079rad0.002rad 三檔時 N，N mm，，mm mm =0.054mm =0.138 =0.00028rad0.002rad 四檔時 N，N mm，，mm L=291.87mm =0.051mm =0.131 =0.0005rad0.002rad 倒檔時 N，N mm，，mm mm =0.0068mm =0.019 =-0.00026rad0.002rad （3）中間軸剛度(如圖4.2) a b L δ Fr 圖4.2受力分析圖 一檔時 N，N mm，，mm mm =0.0305mm =0.077 =-0.0018rad0.002rad 四檔時 N，N mm，，mm mm =0.039mm =0.10 =0.00022rad0.002rad 五檔時:N，N mm，，mm mm =0.0075mm =0.019 =0.00025rad0.002rad 倒檔時:N，N mm，，mm mm =0.049mm =0.136 =-0.0019rad0.002rad 2)、軸的強度計算 （1）二軸的強度校核 一檔時撓度最大，最危險，因此校核。如圖4.3 ；；； ；；；； 1)求水平面內支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=3671.01N，=7342.03N，=668123.82N.mm 2)求垂直面內支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=1022.24N，=3358.90N，=186047.68N.mm，=307759.21N.mm 按第三強度理論得： N.mm RVA RHB RHA RVB Fa9 Fr9 Ft9 RHA Ft9 RHB L2 L1=182 L RVA RVB Fr9 M MHc=668123.82Nmm Mvc左=186047.68Nmm Mvc右=307759.21Nmm T31=667996Nmm M=3030128.03Nmm 如圖4.3 彎矩圖 （2）中間軸強度校核.如圖4.4 ；；； ；；； ； ；； ；；； 1)求水平面內支反力、和彎矩、 ++= + 由以上兩式可得=-4091.01N，=11560.54N，=-110968.65N.mm，=174853.17N.mm 2)求垂直面內支反力、和彎矩、 +=+ 由以上兩式可得=1742.2N，=4934N，=47257.18N.mm，=451229.8N.mm，=74626.75N.mm 按第三強度理論得： N.mm N.mm 4.3軸承及軸承校核 4.3.1一軸軸承校核.如圖4.5 ；；； ；；；。 Fr2 Fr12 RHA