《汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)（40頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 目 錄 任務(wù)書(shū) 1 第一部分 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定 2 1.1 變速器的功能與設(shè)計(jì)要求 2 1.2 變速器傳動(dòng)方案的確定 2 1.3 變速器主要零件結(jié)構(gòu)方案分析 4 第二部分 變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要參數(shù)的選擇 5 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 5 2.2 齒輪參數(shù) 8 第三部分 齒輪強(qiáng)度的校核 13 3.1 齒輪材料的選擇原則 13 3.2 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 13 3.3 輪齒的彎曲強(qiáng)度校核 14 3.4 輪齒接觸強(qiáng)度計(jì)算 18 第四部分 軸的設(shè)計(jì)與校核 23 4.1 軸的工藝要求 23 4.2

2、 軸的結(jié)構(gòu) 24 4.3 軸的尺寸設(shè)計(jì) 24 4.4 軸的校核 25 第五部分 軸承的選擇與校核 34 5.1 第二軸上軸承的校核 34 5.2 中間軸上軸承的校核 35 第六部分 結(jié)論 37 第七部分 參考文獻(xiàn) 38 1 任務(wù)書(shū) 一、設(shè)計(jì)參數(shù)： 最高車(chē)速： 120 km/h 整車(chē)總質(zhì)量： 4800 kg 最大功率： 55 kw 最大功率轉(zhuǎn)速： 5500 r/min 最大轉(zhuǎn)矩： 201 N.m 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速： 2250

3、 r/min 輪胎： 178（7 in）/60 R14 主傳動(dòng)傳動(dòng)比： 由學(xué)生依據(jù)設(shè)計(jì)需求自行調(diào)整，范圍在之間 發(fā)動(dòng)機(jī)布置方式： 縱置 車(chē)輛驅(qū)動(dòng)方式： 后驅(qū) 二、檔位： 軸數(shù)： 2或3軸（自定） 檔位數(shù)： （自定） 最低檔與最高檔比值(傳動(dòng)比范圍）： （自定） 相鄰擋比值： <1.8 3、 其余參數(shù)： 其余參數(shù)（如風(fēng)阻、迎風(fēng)面積，道路阻力系數(shù)等）參

4、照公路運(yùn)輸車(chē)輛相關(guān)法律、法規(guī)。 第一部分 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定 1.1 變速器的功能與設(shè)計(jì)要求 現(xiàn)代汽車(chē)上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車(chē)的牽引力和車(chē)速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為了解決這一矛盾，在傳動(dòng)系中設(shè)置了變速器。根據(jù)汽車(chē)在不同的行駛條件，汽車(chē)變速器應(yīng)具有以下功能： 1. 改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車(chē)具有合適的牽引力和速度，并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。 2. 為保證汽車(chē)倒車(chē)及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器應(yīng)具有倒擋和空擋。一般的，變速器設(shè)有倒擋和空擋，以使在不改變發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向

5、的情況下，汽車(chē)能夠倒退行駛和空擋滑行、或停車(chē)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能保持分離。 3. 在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。 汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)要求應(yīng)滿足以下幾點(diǎn)： 1. 應(yīng)該合理的選擇變速器的擋數(shù)和傳動(dòng)比，使汽車(chē)具有良好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性； 2. 工作可靠穩(wěn)定，操縱輕便。汽車(chē)在行駛過(guò)程中，變速器內(nèi)不可以有自動(dòng)跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。 3. 傳動(dòng)效率高。采用直接當(dāng)可以提高傳動(dòng)效率，減少軸承磨損；提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑油也可以提高傳動(dòng)效率。提高變速器的傳動(dòng)效率也是保證汽車(chē)具有較高動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的一個(gè)有效手段。 4. 變速器結(jié)構(gòu)要緊湊，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制

6、造成本底。 5. 噪音小、為了減少齒輪的嚙合損失，應(yīng)設(shè)有直接擋，此外，還有合理的齒輪型式以及結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高其制造和安裝精度。 1.2 變速器傳動(dòng)方案的確定 由于本次設(shè)計(jì)給定了主減速比，所以不適用兩軸式變速器。因此選用三軸式變速器。 1.前進(jìn)擋布置方案 圖1-1示出了幾種中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案。其共同特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將兩軸連接到直接擋。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)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高?？蛇_(dá)90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訐醯睦寐矢哂谄渌麚跷?，因而提高了變速器的?/p>

7、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（中心距）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（一擋）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，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝載第二軸上。除直接擋以外的其他擋位工作時(shí)，中間軸變速器的傳動(dòng)比效率略有降低，這是它的確點(diǎn)。在擋位相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換擋方式和倒擋傳動(dòng)方案上有差別。

8、發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的轎車(chē)采用中間軸式變速器，為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，可將變速器后端加長(zhǎng)，伸長(zhǎng)后的第二軸有時(shí)裝在三個(gè)支承上，其最后一個(gè)支承位于加長(zhǎng)的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒擋傳動(dòng)齒輪和換擋機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖1-3c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，如用在軸平面上可分開(kāi)的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問(wèn)題。圖1-3c所示方案的高擋從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時(shí)一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距內(nèi)，而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。 2. 倒擋傳動(dòng)方案 圖1-4為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖1-6b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒

9、擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。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(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖1-4c所示方案。圖1-4e所示方案是將中間軸上的倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。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(zhǎng)度，有的貨車(chē)倒擋傳動(dòng)采用圖1-4g所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 考慮到輕型貨車(chē)不需要很大的倒擋動(dòng)力或者倒擋速度，但是提高可操作性能很好地提高

10、輕型貨車(chē)在同類(lèi)型車(chē)中的競(jìng)爭(zhēng)力，所以選用操縱更為輕便的1-4f的倒擋方案。 1.3 變速器主要零件結(jié)構(gòu)方案分析 變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤(rùn)滑和密封等因素。 1.齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。但是，在本設(shè)計(jì)中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動(dòng)方案，即除一擋外，

11、均采用斜齒輪傳動(dòng)。 2.換擋結(jié)構(gòu)型式 換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動(dòng)齒輪換擋的優(yōu)點(diǎn)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，造價(jià)也比較低，經(jīng)濟(jì)性好。但由于換擋不輕便、換擋時(shí)齒端面受到很大沖擊，這會(huì)導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損，長(zhǎng)期使用以后易造成脫擋、噪聲大等原因，所以除了一擋、倒擋外很少采用。 嚙合套換擋型式一般是配合斜齒輪傳動(dòng)使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動(dòng)載荷，提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換擋結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋位上常被使用。

12、 采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換擋時(shí)間，從而提高了汽車(chē)的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。 第二部分 變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要參數(shù)的選擇 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 1. 擋數(shù)和傳動(dòng)比 根據(jù)汽車(chē)各個(gè)參數(shù)及降低油耗的目標(biāo)，本課程設(shè)計(jì)采用5擋設(shè)計(jì)。 選擇最低擋傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。 根

13、據(jù)汽車(chē)行駛方程式 （2-1） 汽車(chē)以一擋在無(wú)風(fēng)、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡(jiǎn)化為 即， （2-2） 式中：G—作用在汽車(chē)上的重力，，—汽車(chē)質(zhì)量，—重力加速度，=4800×9.8=47040N； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=201N.m； —主減速器傳動(dòng)比，=4.5 —傳動(dòng)系效率，=85%； —

14、車(chē)輪半徑，=0.285m； —滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于貨車(chē)取=0.02； —爬坡度，取=16.7° 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著條件 求得的變速器I擋傳動(dòng)比為： （2-2） 式中 G2----汽車(chē)滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷； φ----路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ=0.5~0.6。 由已知條件：

15、滿載質(zhì)量 4800kg; =0.285m； Te max=201Nm； =4.5； η=0.85。 根據(jù)公式（2-2）可得：5.67。 故 取 最高擋一般為直接擋，取 。 中間擋的傳動(dòng)比理論上按公比為： （2-3） 的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出

16、：。 故有： 2. 中心距 中心距對(duì)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(qiáng)度。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： (2-4) 式中----中心距系數(shù)。乘用車(chē)：=8.9~9.3；商用車(chē)： =8.6~9.6；對(duì)多擋主變速器，=9.5~11；為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（）；為變速器一擋傳動(dòng)比；為變速器傳動(dòng)效率，取。

17、取=9.0代入各個(gè)數(shù)據(jù)解得： 3. 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 轎車(chē)四擋變速器殼體的軸向尺寸（3.0~3.4）A。貨車(chē)變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)參考下列數(shù)據(jù)選用： 四擋 (2.2~2.7)A 五擋 (2.7~3.0)A 六擋 (3.2~3.5)A 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A取整。 為方便A取整，得殼體的軸向尺寸是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。 2.2 齒輪參數(shù) 1. 齒輪模數(shù) (2-5)

18、 2. 壓力角、螺旋角和齒寬 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。 表2-1 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項(xiàng)目 車(chē)型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車(chē) 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45° 一般貨車(chē) GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20° 18°~26° 重型車(chē) 同上 低擋、倒擋齒輪22.5°，25° 小螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車(chē)，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪承載力，取

19、大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取25°。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 齒輪的，根據(jù)斜齒輪的 取則 3. 各擋傳動(dòng)比及

20、其齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后， 可根據(jù)預(yù)先確定的變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu) 方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。 下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各擋齒數(shù)的方法。 （1）、確定一擋齒輪的齒數(shù) 圖2-1五擋變速器示意圖 (2-6) 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh （2-7）

21、 代入數(shù)據(jù)解得 中間軸上一擋的齒輪的齒數(shù)可在12~17之間選用，現(xiàn)選用，則。 上面根據(jù)初選的A及計(jì)算出的不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)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)。反推得。 （2）、確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （2-8） 代入數(shù)據(jù)得 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即： （2-9） 聯(lián)立（2-8）和（2-9）解得 圓整后得: （3）、確定其他擋位齒輪的齒數(shù) 二擋傳動(dòng)比由

22、于各擋齒輪選用同樣的模數(shù)，故有： （2-10） （2-11） 由方程（2-10）和（2-11）解得： 圓整后得： 同理可以求得： 三擋： 四擋： （24.99） （29.9 為了防止兩齒輪有公約數(shù)可以稍后調(diào)整） 根據(jù)算出的各個(gè)齒輪的齒數(shù)可以反算出各斜齒的螺旋角： 由 （為動(dòng)齒輪齒數(shù)，為被動(dòng)齒輪齒數(shù)）得： （4）、確定倒擋齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒擋傳動(dòng)比與一擋傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒擋傳動(dòng)比取3.7

23、。中間軸上倒擋傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一擋主動(dòng)齒輪10略小，取。而通常情況下，倒擋軸齒輪取21~23，此處取。 由 （2-12） 可以計(jì)算出 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距： 而倒擋軸與第二軸中心距： （5）、齒輪的變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類(lèi)：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的

24、缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。 有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各擋傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高擋齒輪，其主要損壞

25、形勢(shì)是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開(kāi)線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對(duì)齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。其中，一擋主動(dòng)齒輪10的齒數(shù)Z10〈17，因此一擋齒輪需

26、要變位。 根據(jù)變位系數(shù)公式 （2-13） （式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)）一擋的變位系數(shù)為 0.118 第三部分 齒輪強(qiáng)度的校核 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(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為

27、使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)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(yīng)采用不同鋼號(hào)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(shí)滲碳層深度0.8～1.2 時(shí)滲碳層深度0.9～1.3 時(shí)滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。 對(duì)于大模數(shù)的重型汽車(chē)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(xì)化材料晶面

28、粒[13]。 3.2 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為201N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率98%，軸承傳動(dòng)效率96%。 Ι軸 ==201×98%×96%=189.1N.m 中間軸 ==189.1×96%×99%×31/12=340.52N.m Ⅱ軸 一擋 二擋 三擋 四擋 倒擋 3.3 輪齒的彎曲強(qiáng)度校核 1. 直齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （3-1） 式中：——彎曲應(yīng)力（MPa）；

29、—— 圓周力(N)，； ——計(jì)算載荷； —— 節(jié)圓直徑(㎜), ——應(yīng)力集中系數(shù)，可取近似值1.65； ——摩擦力影響系數(shù)，主從動(dòng)輪嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力影響也不同， 圖3-1 主動(dòng)輪為1.1，從動(dòng)輪為0.9； —— 齒寬(㎜)； —— 端面齒距(㎜)，； ——齒型系數(shù)；見(jiàn)圖 3-1 整理得： （3-2） 其中——齒寬系數(shù)； 當(dāng)計(jì)算載荷為作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)即時(shí)，第一軸和倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400-850MPa。

30、 （1）、一檔： 對(duì)于一擋主動(dòng)齒輪（齒輪10）： ，取1.65，取1.1，由圖得0.20，取7.0 代入數(shù)據(jù)： 滿足彎曲強(qiáng)度要求 對(duì)于一擋被動(dòng)齒輪（齒輪9）： ，取1.65，取0.9，由圖得0.15，取7.0 則： 滿足彎曲強(qiáng)度要求 （2）、倒檔： 對(duì)于倒檔齒輪11： 取1.65，取0.9，由圖得0.15，取7.0 則： 滿足彎曲強(qiáng)度要求 對(duì)于倒檔齒輪12： 取1.65，取1.1，由圖得0.2，取7.0 則： 滿足彎曲強(qiáng)度要求 對(duì)于倒檔齒輪13： 取1.65，取0.9，由圖得0.15，取7.0 則： 滿足彎曲強(qiáng)度要求 2.斜齒輪彎曲

31、強(qiáng)度計(jì)算 （3-3） 式中：—— 圓周力(N)，； ——計(jì)算載荷； —— 節(jié)圓直徑(㎜), —— 應(yīng)力集中系數(shù)，可取近似值1.50； —— 齒寬(㎜)； —— 端面齒距(㎜)，； —— 齒型系數(shù)； Z —— 齒數(shù)； —— 螺旋角； —— 重合度影響系數(shù)，取2.0； 代入整理得： （3-4） 當(dāng)，常嚙合齒輪許用彎曲應(yīng)力在180-350MPa。 （1）、對(duì)于二擋主、被動(dòng)齒輪8、7： ，，取1.50，，y由圖可知取

32、為 ，取7.0，，則: 均滿足彎曲強(qiáng)度要求 （2）、對(duì)于三擋主、被動(dòng)齒輪6、5： ，，取1.50，，y由圖可知取為 ，取7.0，，則: 同理：四檔： 均滿足彎曲強(qiáng)度要求 3.4 輪齒接觸強(qiáng)度計(jì)算 （3-5） 式中： ——齒面法向力，； ——圓周力(N)，——計(jì)算載荷； ——節(jié)圓直徑(㎜)； ——螺旋角(0)； ——節(jié)點(diǎn)處的壓力角(0)； E ——齒輪彈性模量，為 ——齒輪接觸的實(shí)際寬度(㎜)，斜齒輪用代替； ——主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪接點(diǎn)處的曲率半徑(㎜)， 直齒輪：； 斜齒輪： ——主動(dòng)齒輪的節(jié)

33、圓半徑； ——從動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑；(㎜) 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪許用接觸應(yīng)力見(jiàn)下表： 表3-1 齒輪許用應(yīng)力 齒 輪 滲 碳 齒 輪 液體碳氮共滲化齒輪 一擋和倒擋 1900——2000 950——1000 常嚙合和高擋 1300——1400 650——700 （1）計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 =45，=16，，=910.21N.m，=340.52N.m，=0°，=7.0 ，

34、 滿足設(shè)計(jì)要求 （2）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力 =36，=19，，=613.19N.m，=340.52N.m，=24.96°，=7.0 ， 滿足設(shè)計(jì)要求 （3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力 =31，，=418.02N.

35、m，=340.52N.m，=24.96°，=7.0 ， 滿足設(shè)計(jì)要求 （4）計(jì)算三擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力 =25，，=256.67N.m，=340.52N.m，=24.96°，=7.0 ，

36、 滿足設(shè)計(jì)要求。 （5）計(jì)算常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力 =19，，=189.10N.m，=340.52N.m，=24.96°，=7.0 ， 滿足設(shè)計(jì)要求。 （6）計(jì)算倒擋合齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力 =27，，，=189.10N.m，=340.52N.m，=7.0，，，

37、 均滿足接觸強(qiáng)度要求。 各擋齒輪的接觸應(yīng)力都在許用接觸應(yīng)力范圍內(nèi)，所以該變速器各擋齒輪的接觸應(yīng)力是滿足要求的。 第四部分 軸的設(shè)計(jì)與校核 4.1 軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)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(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光

38、潔度不低于▽8。 4.2 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。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。第一軸如下圖所示： 圖4-1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。其結(jié)構(gòu)如下圖所示：

39、 一擋齒輪 倒擋齒輪 圖4-2 變速器中間軸 4.3 軸的尺寸設(shè)計(jì) 已知中間軸式變速器中心距，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(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（mm）可按下式初選 （4-1） 式中：—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。

40、第一軸花鍵部分直徑，取25mm；第二軸直徑?。恢虚g軸直徑取=50mm。 對(duì)于第一軸和中間軸 對(duì)于第二軸： 故 第一軸支撐之間的長(zhǎng)度： 取為 中間軸支撐之間的長(zhǎng)度： 取為 第二軸支撐之間的長(zhǎng)度： 取為 則變速器軸向外形尺寸取為300mm。 4.4 軸的校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來(lái)說(shuō)強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō)，在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可；因?yàn)檐?chē)輛在行進(jìn)的過(guò)程中，一檔所傳動(dòng)的扭矩最大，即

41、軸所承受的扭矩也最大。下面對(duì)第一軸和第二軸和中間軸分別進(jìn)行校核。 1. 第一軸的強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算 因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 （4-2） 式中：----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T----軸所受的扭矩，N·mm； ----軸的抗扭截面系數(shù)，； P----軸傳遞的

42、功率，kw； d----計(jì)算截面處軸的直徑，mm； []----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。 其中P =55kw，n =5500r/min,d =25mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強(qiáng)度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)表示。其計(jì)算公式為： （4-3） 式中，T ----軸所受的扭矩，N·mm；

43、 G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對(duì)于鋼材，G =8.1MPa； ----軸截面的極慣性矩，，； 將已知數(shù)據(jù)代入式（4-3）可得： 對(duì)于一般傳動(dòng)軸可??；故也符合剛度要求。 2. 第二軸的強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算 (1)、二軸的剛度驗(yàn)算 若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別代入式（4-4）、（4-5）、（4-6）計(jì)算 （4-4） （4-5） （4

44、-6） 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），=2.1×105MPa； —慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)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(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。 作二軸的受力分析圖如下圖： 圖4-4 二軸受力分析圖 由于一擋時(shí)軸的受力變形最大，故在此取一擋進(jìn)行校核。

45、 將、分別代入式（4-4）、（4-5）、（4-6）得： 則： 以上均滿足設(shè)計(jì)要求。 (2)、二軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 因?yàn)橐粨醯膿隙茸畲?，故本設(shè)計(jì)校核一擋時(shí)的強(qiáng)度。 由，， 且已知： 1）、垂直面內(nèi)支反力及彎矩： 對(duì)B點(diǎn)取矩，由力矩平衡可以得到A點(diǎn)的支反力，即： （4-7） 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（4-7）得： 垂直面內(nèi)所受彎矩： 2）、水平面內(nèi)支反力及彎矩： 水平面內(nèi)所受彎矩： 3）、

46、二軸所受的扭矩： 故危險(xiǎn)截面所受的合彎矩為： 第二軸的強(qiáng)度分析圖如圖4-4 圖4-4 第二軸強(qiáng)度分析圖 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下軸所受應(yīng)力為： 而在抵擋工作時(shí)的用應(yīng)力為 故 滿足強(qiáng)度要求 3. 中間軸的強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算 （1） 、中間軸的剛度驗(yàn)算 作中間軸軸的受力分析圖如下圖： 圖4-3 中間軸軸受力分析圖 由于中間軸在一檔時(shí)受力變形最大，故在此也取一檔進(jìn)行校核。 齒輪10上的受力計(jì)算： 齒輪2上的受力計(jì)算： 將、、、分別代入式（4-4）、（4-5）、（4-6）得： 同理： 則：

47、 以上均滿足設(shè)計(jì)要求。 (2) 、中間軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 在此仍校核一擋時(shí)中間軸的強(qiáng)度。 由，，，，，。 且已知： 1）、垂直面內(nèi)支反力及彎矩： 對(duì)B點(diǎn)取矩，由力矩平衡可以得到A點(diǎn)的支反力，即： （4-8） （4-9） 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入式（4-8）、（4-9）解得： 可求得垂直面內(nèi)所受彎矩： 2）、水平面內(nèi)支反力及彎矩：

48、 （4-10） （4-11） 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入式（4-10）、（4-11）解得： 可求得水平面內(nèi)所受彎矩： 3）、二軸所受的扭矩： 故危險(xiǎn)截面所受的合彎矩為： 第二軸的強(qiáng)度分析圖如圖4-5 圖4-5 中間軸強(qiáng)度分析圖 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下軸所受應(yīng)力為： 而在抵擋工作時(shí)的用應(yīng)力為 故、 均滿足強(qiáng)度要求 第五部分

49、 軸承的選擇與校核 由于中間軸上的軸承承受的載荷比較大，第二軸上的軸承受力比較復(fù)雜，故在此只需校核第二軸與中間軸上的軸承，且均采用一檔情況下進(jìn)行校核。 軸承的使用壽命可按汽車(chē)以平均速度行駛至大修前總行駛里程s來(lái)計(jì)算，對(duì)于轎車(chē)的軸承壽命要求是30萬(wàn)公里，貨車(chē)和大客車(chē)25萬(wàn)公里。 計(jì)算公式是： 其中 則： 5.1 第二軸上軸承的校核 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號(hào)為3026的圓錐滾子軸承，由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得代號(hào)為30206的圓錐滾子軸承 ，，e=0.37,Y=1.6。 1. 求水平面

50、內(nèi)的支反力 由前面計(jì)算知 ，，， 結(jié)合圖4-4以下方程： （5-1） 代入已知數(shù)據(jù)到（5-1）解得： 2. 求內(nèi)部附加力、 由于指向左方，故左側(cè)軸承標(biāo)記為1，右側(cè)軸承標(biāo)記為2。 則： 3. 求軸向力， 由于 故軸承1被壓緊，2被放松 則 4. 求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)知 由于 ，所以 X=0.4 Y=1.09 由

51、 （5-2） 其中 代入已知數(shù)據(jù)得： 5. 校核軸承壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。 滿足要求。 5.2 中間軸上軸承的校核 根據(jù)工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號(hào)為3026的圓錐滾子軸承，由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得代號(hào)為30206的圓錐滾子軸承 ，，e=0.37,Y=1.6。 作中間軸受力圖如圖4-6 圖4-6 中間軸一檔時(shí)受力分析圖 1. 求水平面內(nèi)的支反力 由前面計(jì)算知 ，，， ，，。 由力平衡之： 對(duì)B點(diǎn)取矩有： 代入

52、已知數(shù)據(jù)得： 2. 求內(nèi)部附加力、 由于方向相反 故 方向指向左方 由于指向左方，故左側(cè)軸承標(biāo)記為1，右側(cè)軸承標(biāo)記為2。 則： 3. 求軸向力， 由于 故軸承1被壓緊，2被放松 則 4. 求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)知 由于 ，所以 X=0.4 Y=1.09 ，所以 X=0.5 Y=1.6 由式（5-2）知 5. 校核軸承壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。

53、 滿足設(shè)計(jì)要求。 第六部分 結(jié)論 變速器是車(chē)輛不可或缺的一部分，其中機(jī)械式變速箱設(shè)計(jì)發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對(duì)于我們還沒(méi)有踏出校門(mén)的學(xué)生來(lái)說(shuō)，其中的設(shè)計(jì)理念還是很值得我們?nèi)ヌ接?、學(xué)習(xí)的。 經(jīng)過(guò)整個(gè)學(xué)期的學(xué)習(xí)，緊張忙碌的課程設(shè)計(jì)已經(jīng)結(jié)束，雖然做課程設(shè)計(jì)的過(guò)程很艱辛，但我從中獲益良多。它讓我懂得了要想把整個(gè)課程設(shè)計(jì)做好，光靠自己的書(shū)本知識(shí)遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠，還要學(xué)會(huì)去參考不同的資料，學(xué)會(huì)去互聯(lián)網(wǎng)上去搜集資料，最重要的是在課設(shè)的過(guò)程中與同學(xué)之間的團(tuán)結(jié)互助與交流。這種團(tuán)結(jié)協(xié)作的力量是巨大的，讓我們克服了課設(shè)過(guò)程中一個(gè)又一個(gè)的困難，讓我們體會(huì)到了團(tuán)結(jié)協(xié)作的重要性，同時(shí)我們也掌握了汽車(chē)變速箱

54、設(shè)計(jì)中的一些技術(shù)要求及問(wèn)題，這次課程設(shè)計(jì)不僅局限語(yǔ)于書(shū)本知識(shí)而更加注重于考查我們的空間想象能力，同事有助于開(kāi)發(fā)我們的自主創(chuàng)新能力，為我們下學(xué)期的畢業(yè)設(shè)計(jì)打下堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 最后感謝孔老師的指導(dǎo)，我們圓滿完成了本次課程設(shè)計(jì)的任務(wù)。 第七部分 參考文獻(xiàn) [1] 王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì).第四版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000：78～100 [2] 濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).第七版.北京：高等教育出版社，2005：184～223 [3] 余志聲.汽車(chē)?yán)碚?北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005：3～50 [4] 陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造.第四版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005：40～61 [5] 王豐元，馬明星.汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū).中國(guó)電力出版社2009:95～105 [6] 董寶承.汽車(chē)底盤(pán).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004：32～81 [7] 周一明，毛恩榮.車(chē)輛人機(jī)工程學(xué).北京：北京理工大學(xué)出版社，1999：154～174 第 39 頁(yè)