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1、 題目：三軸式汽車變速器 第一章 變速器的功用和要求 現代汽車上廣泛采用活塞式燃機作為動力源,其轉矩和轉速變化圍較小,而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圍變化。為了解決這一矛盾,在傳動系中設置了變速器。根據汽車在不同的行駛條件下提出的要求,改變發(fā)動機的扭矩和轉速,使汽車具有合適的牽引力和速度,并同時保持發(fā)動機在最有利的工況圍工作。此外,為保證汽車倒車及使發(fā)動機和傳動系能夠分離,變速器應具有倒檔和空檔。一般的,變速器設有倒檔和空檔,以使在不改變發(fā)動機旋轉方向的情況下,汽車能夠倒退行駛和空檔滑行、或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。在有動力輸出需要時,還應有功率輸出裝置。

2、 為保證變速器具有良好的工作性能,達到使用要求,所以變速器的設計必須要滿足以下的使用條件： 〔一〕應該合理的選擇變速器的檔數和傳動比,使汽車具有良好的動力性和經濟性； 〔二〕工作可靠,操縱輕便。汽車行駛過程中,變速器不應有跳檔、亂檔、換檔等沖擊等現象發(fā)生。此外,為減輕駕駛員勞動強度,提高行駛安全性操縱輕便性的要求日益突出?！赏ㄟ^同步器或氣動換檔,自動、半自動換檔來實現； 〔三〕傳動效力高； 〔四〕結構緊湊,盡量做到質量輕、體積小、制造成本底。 〔五〕噪音小、為了減少齒輪的嚙合損失,應設有直接檔,此外,還有合理的齒輪型式以及結構參數,提高其制造和安裝精度； 它的功用： 〔一〕改

3、變傳動比,擴大驅動輪轉矩和轉速的變化圍,以適應經常變化的行駛條件,如起步、加速、上坡等,同時使發(fā)動機在有利的工況下工作； 〔二〕在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下,使汽車能倒退行駛； 〔三〕利用空擋,中斷動力傳遞,以使發(fā)動機能夠起動、怠速,并便于變速器換檔或進行動力輸出 第二章 變速器的方案論證 第一節(jié) 變速器類型選擇及傳動方案設計 變速器的種類很多,按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的 。 有級變速器根據前進檔數目的不同,可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線〔行星齒輪〕式和綜合式的。其中,固定式變速器應用較廣泛,又可分

4、為兩軸式,三軸式和多軸式變速器。 現代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是兩軸式和三軸式變速器的傳動方案。要采用哪一種方案,除了汽車總布置的要求外,主要考慮以下四個方面： 一、結構工藝性 兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體,當發(fā)動機縱置時,主減速可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪,而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪,因而簡化了制造工藝。 二、變速器的徑向尺寸 兩軸式變速器的前進檔均為一對齒輪副,而三軸式變速器則有兩對齒輪副。因此,對于相同的傳動比要求,三軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。 三、變速器齒輪的壽命 兩軸式變速器的低檔齒輪副大小相差懸殊,小齒輪工作循環(huán)次數比大齒輪要

5、高得多,因此,小齒輪工作壽命比大齒輪要短。三軸式變速器的各前進檔均為常嚙合齒輪傳動,大小齒輪的徑向尺寸相差較小,因此壽命比較接近。在直接檔時,齒輪只是空轉,不影響齒輪壽命。 四、變速器的傳動效率 兩軸式變速器,雖然可以有等于1的傳動比,但是仍要有一對齒輪傳動,因而有功率損失。而三軸式變速器,可以將輸入軸和輸出軸直接相連,得到直接檔,因而傳動效率高,磨損小,噪聲也小。 而這次設計的變速器是輕型客車使用,所以采用三軸式變速器。 第二節(jié) 變速器傳動機構的分析 根據第一節(jié)所述,采用中間軸式變速器,在各檔數相同的條件下,各變速器的差別主要在常嚙合齒輪對數,換檔方案和倒檔傳動方案。 一、換檔結

6、構形式的選擇 目前,汽車上的機械式變速器的換檔結構形式有直齒滑動齒輪,嚙合套和同步器換檔三種。 （一） 滑動齒輪換檔 通常是采用滑動直齒輪換檔,但也有采用滑動斜齒輪換檔的?；瑒又饼X輪換檔的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換檔時齒端面承受很大的沖擊會導致齒輪過早損壞,并且直齒輪工作噪聲大,所以這種換檔方式一般僅用在一檔和倒檔上。 〔二〕嚙合套換檔 用嚙合套換檔,可以將結構為某傳動比的一對齒輪制造成常嚙合斜齒輪。用嚙合套換檔,因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數多,而齒輪又不參與換檔,它們都不會過早損壞,但是不能消除換檔沖擊,所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術。此外,因增設了嚙合套和是

7、、常嚙合齒輪,是變速器的軸向尺寸和旋轉部分的總慣性力矩增大。因此,這種換檔方法目前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上使用。這是因為重型貨車檔位間的公比較小,要求換檔手感強,而且在這種車型上又不宜使用同步器〔壽命短,維修不便〕。 〔三〕同步器換檔 現在大多數汽車的變速器都采用同步器換檔。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔,而與操作技術熟練程度無關,從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性。 一般倒檔和一檔采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式,對于常用的高檔位則采用同步器或嚙合套,而該方案采用同步器換檔,僅倒檔使用直齒輪換檔。 二、倒檔的形式及布置方案 倒檔使用率不高,

8、常采用直齒滑動齒輪方案換入倒檔。為實現傳動有些利用在前進檔的傳動路線中,加入一個中間傳動齒輪的方案,也有利用兩個聯體齒輪的方案。 常見的倒檔結構方案有以下幾種： 圖2.1 圖2.1a〕在前進檔的傳動路線中,加入一個傳動,使結構簡單,但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(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2.1b〕所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪,因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合,使換擋困難。 圖2.1c〕所示方案能獲得較大的倒擋傳動比,缺點是換擋程序不合理。 圖2.1d〕所示方案針對前者的缺點做了修改,因而取代

9、了圖1-2c所示方案。 圖2.1e〕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2.1f〕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,有的貨車倒擋傳動采用圖2.1g所示方案。其缺點是一,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構復雜一些。 綜上所述選擇第2.1f種倒擋布置方案。 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力,所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋,都應當布置在在靠近軸的支承處,以減少軸的變形,保證齒輪重合度下降不多,然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪,這樣做既能使軸有足夠大的剛

10、性,又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近,但因為使用倒擋的時間非常短,從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處,然后再布置倒擋。此時在倒擋工作時,齒輪磨損與噪聲在短時間略有增加,與此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。 除此以外,倒擋的中間齒輪位于變速器的左側或右側對倒擋軸的受力狀況有影響 第三節(jié) 變速器操縱機構方案分析 一、變速器操縱機構的功用 變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離,以獲得要求的檔位,而且又不允許同時掛入兩個檔位。 二、設計變速器操縱機構時,應該滿足以下基本要求 〔一〕要有鎖止裝置,包括自鎖、互鎖和

11、倒檔鎖; 〔二〕要使換檔動作輕便、省力,以減輕駕駛員的疲勞強度; 〔三〕應使駕駛員得到必要的手感。 三、換檔位置 設計操縱機構首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應該注意以下三點： 〔一〕按換檔次序來排列 ； 〔二〕將常用檔放在中間位置,其它檔放在兩邊； 〔三〕為了避免誤掛倒檔,往往將倒檔安排在最靠邊的位置,有時于1檔組成一排。根據以上三點,本次設計變速器的換檔位置如下圖所示： 圖2.2 圖2.3 傳動方案的設計 <本次設計傳動方案如圖2.3所示> 傳動路線： Ⅰ檔：一軸→1→2→二軸→15→14→三軸 Ⅱ檔：一軸

12、→3→4→二軸→15→14→三軸 Ⅲ檔：一軸→5→6→二軸→15→14→三軸 Ⅳ檔：一軸→7→8→二軸→15→14→三軸 V檔：一軸→9→10→二軸→15→14→三軸 R檔：一軸→11→13→12→二軸→15→14→三軸 第三章 變速器設計計算 第一節(jié) 變速器主要參數的選擇 設計題目、要求及任務是： 三軸式汽車器設計〔5＋1〕檔 設計參數有： 發(fā)動機: Memax=173 N·m ； 車速：Vmax=110 Km/h ； 額定轉速：n=4000 r/min ； 車輪滾動半徑：R0=0.35 m ； 汽車總質量：2470 Kg ； 爬坡度：32

13、﹪ ； 主減速比：i0=4.2 ； 輸出減速比i’=2； 驅動輪上法向反作用力：FZ=1181 Kg ； 設計要求：采用中間軸式,全同步器換檔,要進行齒輪參數設計計算,對一檔齒輪的接觸強度、彎曲應力進行校核計算。 一、軸的直徑 第一軸花鍵部分直徑d〔mm〕初選 d＝K×1/3 〔3.1〕 K——經驗系數,K＝4.0～4.6,取K＝4.4; Memax——發(fā)動機最大轉矩〔N.m〕 d=19.75mm,取d＝20mm 二. 傳動

14、比的選擇 汽車在最大爬坡路面上行使時,最大驅動力應能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行使時,速度較慢,故可以忽略空氣阻力,這時： 式中：——最大驅動力； ———滾動阻力； —— 最大上坡阻力。 根據最大爬坡度確定一檔傳動比 i1≥m×g×R0/<η> ——〔《汽車現代設計制造》P36〕 式中：——發(fā)動機最大扭矩；為173N.m ——變速器一檔傳動比：？ ——主傳動器傳動比,=4.2； m——汽車總質量＝2500kg； f——道路滾動阻力系數取0.02； η——傳動系機械效率,取0.85； g

15、 ——重力加速度取9.8； ——驅動輪滾動半徑,取0.4m； αmax——汽車最大爬坡度為32％,即αmax＝17.740 i1≥5.136,取i1=6。 由 ,i1/i5=4.2 —〔《汽車理論》第 3版P5-9〕 由中等比性質；得：=i1/ m——檔位數,取m=2,3,4,5 n——檔數,n=5 ； i2=4.19；i3=2.93；i4=2.05；i5=1.43； i1/i2=1.43；i2/i3=1.43；i3/i4=1.43：i4/i5=1.43； 符合q的要求。 ∴i1=6.00； i2=4.19；i3=2.93；

16、i4=2.05 ；i5=1.43； i=i1’*i’,i’=2. i1’=i1/i’=3；i2’=i2/i’=2.19；i3’=i3/i’=1.46；i4’=i4/i’=1.02；i5’=i5/i’=0.72；； 三、中心矩A 對于中間軸式變速器,是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A 初選中心矩A時,可根據經驗公式計算 A=Ka×1/3 〔3.2〕 --〔《汽車設計》第4版P90〕 Ka—— 中心矩系數：Ka=12.6~13.6,取12.0； —— 變速器一檔傳動

17、比； —— 變速器傳動效率：取ηg＝97％； Temax —— 發(fā)動機的最大輸出轉矩,單位為〔Nm〕； ∴A＝12.0*〔173*6.0*0.97〕1/3＝120.27mm 初選A=120mm 四、齒輪參數選擇 〔一〕模數的選擇 影響齒輪模數的選取因素很多,如齒輪強度、質量、噪聲、工藝要求等。選取齒輪模數時一般遵循的原則是：為了減少噪聲應合理減少模數,同時增加齒寬；為使質量小些,應增加模數,同時減小齒寬；從工藝方面考慮,各檔齒輪應選用同一種模數,而從強度方面考慮,各檔齒輪應該有不同的模數,對客車,減小噪聲比減少質量更重要,故齒輪應選用小些的模數。該設計選用同一模數進行,對于排

18、量1.6

19、 --〔《汽車設計》第 4版P91〕 〔三〕螺旋角β 選取斜齒輪的螺旋角,應注意到它對齒輪工作噪聲,輪齒的強度和軸向力有影響。在齒輪選取大的螺旋角時,齒合重合度增加,工作平穩(wěn),噪聲低。隨著β增大,齒的強度也相應提高,不過,當螺旋角大于30°時,抗彎強度急劇下降。乘用車中間軸式變速器斜齒螺旋角的選擇：15° 。 〔四〕齒寬b 齒寬的選擇,應注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒 強度和齒輪工作時受力的均勻程度。 通常根據模數m〔mn〕來選擇齒寬： 直齒：b=Kcm, Kc為齒寬系數,取4.5～8 斜齒：b=

20、Kcmn,Kc取為6.0～8.5； --〔《變速器》第1版P15〕 *直齒 b=<4.5～8>×4=18～32 b=30 . *斜齒 b=<6.0～8.5>×4=24～34 b=30 . 〔五〕齒輪參數 齒數確定原則：各檔齒輪齒數比應盡可能不是整數。 名稱 代號 一軸齒輪 二軸齒輪 模數 m m=4 m=4 分度圓直徑 d d=mz d=mz 齒數 z z z 壓力角 α α=20° α=20 齒頂高 ha ha1=ha*m ha2=ha*m 齒跟高 hf hf1=

21、m hf2=m 齒全高 h h1=<2ha*+c*>m h2=<2ha*+c*>m 齒頂圓直徑 da da1=m da2=m 齒根圓直徑 df df1=m df2=m 基圓直徑 db db1=d1cosα db2=d1cosα 齒距 p p=πm p=πm 基圓齒距 pb pb=pcosα pb=pcosα 齒厚 s s=πm/2 s=πm/2 齒槽寬 e e=πm/2 e=πm/2 頂隙 c c=c’m

22、=1 c=c’m=1 標準中心距 a a =m=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d d’=d 傳動比 i i=z2/z1 i=z2/z1 表中,ha*為齒頂高系數〔=1〕；c*為頂隙系數〔=0.25〕。 * 一檔齒輪參數 i1’=z2/z1= 3；A=d1+d2=120；d=mz ;m=4; r1=30;r2=90、 名稱 代號 一軸齒輪 二軸齒輪 模數 m m=4 m=4 分度圓直徑 d 30*2=60 90

23、*2=180 齒數 z 60/4=15 180/4=45 壓力角 α α=20° α=20 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf <1+0.25>*4=5 <1+0.25>*4=5 齒全高 h <2*1+0.25>*4=9 <2*1+0.25>*4=9 齒頂圓直徑 da <15+2*1>*4=68 <45+2*1>*4=188 齒根圓直徑 df <15-2*1-2*0.25>*4=50 <45-2*1-2*0.25>*4=170 基圓直徑 db 60*0.94=56.4 180*0.94=169.2 齒距 p

24、3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標準中心距 a a =m=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=60 d’=d=180 傳動比 i1’ 45/15=3 45/15=3 確定Ⅱ檔齒輪參數〔取β＝15°〕 i2’ =

25、z4/z3=2.19；A=d3+d4=120；d=mz ;m=4; r3=37.62;r4=82.38、 名稱 代號 一軸齒輪 二軸齒輪 模數 m m=4 m=4 分度圓直徑 d 37.62*2=75.24 82.38*2=164.76 齒數 z 75.24/4=18.81=19 164.76/4=41.19=41 壓力角 α α=20° α=20° 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf <1+0.25>*4=5 <1+0.25>*4=5 齒全高 h <2*1+0.25>*

26、4=9 <2*1+0.25>*4=9 齒頂圓直徑 da <19+2*1>*4=84 <41+2*1>*4=172 齒根圓直徑 df <19-2*1-2*0.25>*4=66 <41-2*1-2*0.25>*4=154 基圓直徑 db 75.24*0.94=70.73 164.76*0.94=154.87 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/

27、2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標準中心距 a a =m=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=75.24 d’=d=164.76 傳動比 i1’ 41/19=2.16 41/19=2.16 確定Ⅲ檔齒輪參數〔β＝15 °〕 i3’ =z6/z5=1.46；A=d5+d6=120；d=mz ;m=4; r5=48.78;r6=71.22 . 名稱 代號 一軸齒輪 二軸齒輪 模數 m m=4 m=4 分度圓直徑 d 48.78*2=9

28、7.56 71.22*2=142.44 齒數 z 97.56/4=24.39=24 142.44/4=35.61=36 壓力角 α α=20° α=20° 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf <1+0.25>*4=5 <1+0.25>*4=5 齒全高 h <2*1+0.25>*4=9 <2*1+0.25>*4=9 齒頂圓直徑 da <24+2*1>*4=104 <36+2*1>*4=152 齒根圓直徑 df <24-2*1-2*0.25>*4=86 <36-2*1-2*0.25>*4=134 基圓直徑 db 97.

29、56*0.94=91.71 142.44*0.94=133.89 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標準中心距 a a =m=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=97.56 d’=d=142.44 傳動比

30、i1’ 36/24=1.5 36/24=1.5 確定IV檔齒輪參數〔β＝15 °〕 i4’=z8/z7=1.02；A=d7+d8=120；d=mz ;m=4; r7=59.41;r8=60.59 . 名稱 代號 一軸齒輪 二軸齒輪 模數 m m=4 m=4 分度圓直徑 d 59.41*2=118.82 60.59*2=121.18 齒數 z 118.82/4=29.70=30 121.18/4=30.30=30 壓力角 α α=20° α=20° 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4

31、 齒跟高 hf <1+0.25>*4=5 <1+0.25>*4=5 齒全高 h <2*1+0.25>*4=9 <2*1+0.25>*4=9 齒頂圓直徑 da <30+2*1>*4=128 <30+2*1>*4=128 齒根圓直徑 df <30-2*1-2*0.25>*4= 110 <30-2*1-2*0.25>*4=110 基圓直徑 db 118.82*0.94=111.69 121.18*0.94=113.91 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0

32、.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標準中心距 a a =m=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=118.82 d’=d=121.18 傳動比 i1’ 30/30=1 30/30=1 確定V檔齒輪參數〔β＝15 °〕 i5’ =z10/z9=0.72；A=d9+d10=120；d=mz ;m=4;

33、 r9=69.77;r10=50.23. 名稱 代號 一軸齒輪 二軸齒輪 模數 m m=4 m=4 分度圓直徑 d 69.77*2=139.54 50.23*2=100.46 齒數 z 139.54/4=34.89=35 100.46/4=25.1=25 壓力角 α α=20° α=20° 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf <1+0.25>*4=5 <1+0.25>*4=5 齒全高 h <2*1+0.25>*4=9 <2*1+0.25>*4=9 齒頂圓直徑 da <35+2*1>*4=148 <

34、25+2*1>*4=108 齒根圓直徑 df <35-2*1-2*0.25>*4=130 <25-2*1-2*0.25>*4=90 基圓直徑 db 139.54*0.94=131.17 100.46*0.94=94.43 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1

35、 標準中心距 a a =m=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=139.54 d’=d=100.46 傳動比 i1’ 25/35=0.71 25/35=0.71 確定倒檔傳動比 倒檔齒輪的模數往往與一檔相同,為保證中間軸倒檔齒輪不發(fā)生根切,初選Z11＝ 15,與一檔齒輪Z1 相等。 ——〔《汽車設計》第4版P96〕 由于倒檔傳動需要3個齒輪,Z11與Z12 有一定間隙,Z12 略小于Z2 取35,則 ir’=2.33 ；iR=4.67 ;z13為中間齒輪不影響傳動比,齒數取25. 確定R檔齒輪參數<直齒輪>

36、 ir’=2.33；z11=15;z12=35;z13=25 . 名稱 代號 一軸齒輪 二軸齒輪 模數 m m=4 m=4 分度圓直徑 d 15*4=60 35*4=140 齒數 z 15 35 壓力角 α α=20° α=20° 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf <1+0.25>*4=5 <1+0.25>*4=5 齒全高 h <2*1+0.25>*4=9 <2*1+0.25>*4=9 齒頂圓直徑 da <15+2*1>*4=68 <35+2*1>*4=148 齒根圓直徑 df <15-2*1-2*

37、0.25>*4=50 <35-2*1-2*0.25>*4=130 基圓直徑 db 60*0.94=56.4 140*0.94=131.6 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標準中心距 a a =m=120 a =m=120

38、節(jié)圓直徑 d’ d’=d=60 d’=d=140 傳動比 i1’ 35/15=0.71 35/15=0.71 1 名稱 代號 三軸齒輪 模數 m m=4 分度圓直徑 d 25*4=100 齒數 z 25 壓力角 α α=20° 齒頂高 ha 1*4=4 齒跟高 hf <1+0.25>*4=5 齒全高 h <2*1+0.25>*4=9 齒頂圓直徑 da <25+2*1>*4=108 齒根圓直徑 df <25-2*1-2*0.25>*4=90 基圓直徑 db 100*0.94=94 齒距 p 3.14*4=

39、12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 標準中心距 a a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=100 傳動比 i1’ 35/15=0.71 確定輸出檔齒輪參數〔直齒輪〕 i’ =z14/z15=2；A=d14+d15=120；d=mz ;m=4; r14=80;r15=40. 名稱 代號 二軸齒輪 三軸齒輪 模數 m

40、 m=4 m=4 分度圓直徑 d 40*2=80 80*2=160 齒數 z 80/4=20 160/4=40 壓力角 α α=20° α=20° 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf <1+0.25>*4=5 <1+0.25>*4=5 齒全高 h <2*1+0.25>*4=9 <2*1+0.25>*4=9 齒頂圓直徑 da <20+2*1>*4=88 <40+2*1>*4=168 齒根圓直徑 df <20-2*1-2*0.25>*4=70 <40-2*1-2*0.25>*4=150 基圓直徑 db 80*0

41、.94=75.2 160*0.94=150.4 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標準中心距 a a =m=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=80 d’=d=160 傳動比 i1’ 40/20=2 4

42、0/20=2 〔六〕齒輪精度的選擇 根據推薦,提高高檔位齒輪的性能,取Z1～Z4為6級,Z5～Z11為7級。 〔七〕螺旋方向 由于斜齒輪傳遞扭矩時要產生軸向力,故設計時應要求中間軸上的軸向力平衡。故中間軸上全部齒輪螺旋方向一律做齒輪取左旋,其軸向力經軸承蓋由殼體承受。 第二節(jié) 齒輪的強度校核 一、齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞有以下幾種形式： 〔1〕齒輪折斷 齒輪在嚙合過程中,齒輪表面承受有集中載荷的作用。可以把齒輪看作是懸臂梁,輪齒根部彎曲應力很大,過渡圓角處又有應力集中,故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。輪齒折斷有兩種情況,一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用,導致輪齒

43、斷裂。另一種是受到多次重復載荷的作用,齒根受拉面的最大應力區(qū)出現疲勞裂縫,裂縫逐漸擴展到一定深度以后,齒輪突然折斷。 為避免齒輪輪齒折斷,需降低輪齒的彎曲應力,提高齒輪的彎曲強度。采用下列措施,可提高輪齒的彎曲強度：增大輪齒根部厚度；加大輪齒根部過渡圓角半徑；采用長齒齒輪傳動；提高重合度；使同時嚙合的輪齒對數增多；使齒面及齒根部過渡圓角處盡量光滑；提高材料的許用應力,如采用優(yōu)質鋼材等。 〔2〕齒面點蝕 齒面點蝕是閉式齒輪傳動經常出現的一種損壞形式。因閉式齒輪在潤滑油中工作,齒面長期受到脈動的接觸應力作用,會逐漸產生大量與齒面成尖角的小裂縫。而裂縫中油壓增高,使裂縫繼續(xù)擴展,最后導致齒面表

44、層一塊塊剝落,齒面出現大量的扇形小麻點,這就是齒面點蝕現象。 提高接觸強度的措施：一方面是合理選擇齒輪參數,使接觸應力降低；另一方面是提高齒面硬度,如采用許用應力大的鋼材等。 〔3〕齒面膠合 高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動,由于齒面相對滑動速度大,接觸應力大,使齒面間潤滑油膜破壞,兩齒面之間金屬材料直接接觸,局部溫度過高,互相熔焊粘連,齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡,這種損壞形式叫膠合。 防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤滑油,提高油膜強度,使油膜不破壞,就可以不產生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度,或嚙合齒輪采用不同材料等。 二、齒

45、輪強度校核 〔1〕接觸強度計算 用下列公式計算接觸應力 〔N/mm2〕 <3.11> 式中：——法面基圓周切向力,=； ——端面分度圓切向力,=； ——計算轉矩,N*mm； ——節(jié)圓直徑； ——節(jié)圓壓力角； ——螺旋角； ——輪齒材料的彈性模量； ——齒輪接觸的實際寬度； 、——主、被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑； =,=； 對于標準齒輪,r1＝d1/ 2,r2＝d2/2,r1、r2——主、被動齒輪節(jié)圓半徑 計算轉矩=時的許用應力為： 常嚙合齒輪：1300~1400 N/mm2 一檔及倒檔齒輪：1900~2

46、000 N/mm2 這里是發(fā)動機最大轉矩。 最后結果: 一檔齒輪的接觸強度分別是〔按傳動順序〕： 971.25N/mm2 686.78N/mm2 735.88N/mm2 921.64N/m m2 〔滿足要求〕 〔2〕彎曲強度計算 直齒輪用下式計算彎曲應力： = 〔N/mm2〕 <3.12> 斜齒輪用下列公式計算： = 〔N/mm2〕 <3.13> 式中：——圓周力,=,N； ——應力集中系數,主動齒輪取1.65,被動齒輪取1.5； ——摩擦力影響系數,主動齒輪取1.1,被動齒輪取0.9；

47、 ——端面周節(jié),=； ——法面周節(jié),=； ——齒形系數4； ——重合度影響系數,=2。 許用應力為400~850 N/mm2〔直齒輪〕；180~350 N/mm2〔轎車斜齒輪〕；100~250 N/mm2〔貨車斜齒輪〕。 最后結果: 一檔齒輪的彎曲強度分別是〔按傳動順序〕： 55.84N/mm2 55.77N/mm2 55.64N/mm2 56.16N/mm2〔滿足要求〕 第二節(jié) 變速器軸的設計計算 一、軸的功用及設計要求 變速器軸在工作時承受轉矩,彎矩,因此應具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足,在負荷作用下,軸會產生過大的變形,影響齒輪的正常嚙合,產生過大的噪聲

48、,并會降低齒輪的使用壽命。 設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結構形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。 軸的結構主要依據變速器結構布置的要求,并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。 二、軸尺寸初選 在變速器結構方案確定以后,變數器軸的長度可以初步確定。軸的長度對軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求,軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調關系。軸直徑與軸傳遞轉矩有關,因而與變速器中心距有一定關系,可按以下公式初選軸直徑： 三軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑： =〔0.45~0.6〕〔mm〕 式中：——變速器中心距,mm； 軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯系,

49、要根據具體情況,按其標準進行修正。 以下是軸的計算尺寸： Dmax =〔0.45~0.6〕*120〔mm〕 =54~72〔mm〕 則軸徑最大值取60mm 。 分度圓最大值為2號齒輪,其值為180mm ,可得比例因子k=1/3 。 由k計算各齒輪處軸徑d=kD 式中：D——齒輪分度圓直徑； d——軸在對應齒輪處直徑； d1=60/3=20； d2=180/3=60； d3=75.24/3=25.08=25； d4=164.76/3=54.92=55； d5=97.56/3=32.52=33； d6=142.44/3=47.48=47；

50、d7=118.82/3=39.61=40； d8=121.18/3=40.40=40； d9=139.54/3=46.51=47； d10=100.46/3=33.49=33； d11=60/3=20； d13=100/3=33.33=33； d14=160/3=53.33=53；d15=80/3=26.67=27； 考慮到裝配d12 值應介于d10和d15之間 取30mm,由于是低俗倒檔,12號齒輪對應的軸負荷相對較小,軸的強度不需要較高。 軸端取15mm。 三、軸的結構形狀 軸的結構形狀應保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。并與工藝要

51、求有密切關系。 本次設計輕型貨車變速器,由于輕型汽車變速器中心距較小,殼體上無足夠位置設置滾動軸承和軸承蓋,因而采用固定式中間軸。 軸的每段長度為齒輪30mm*2 墊片2mm*2 同步器36mm 共100mm 四、軸的受力分析 計算軸的強度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。 求支承反力,先從第二軸開始,然后計算第一軸。中間軸是根光軸,僅起支承作用,其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結構保證,無需進行強度分析。軸的受力分析,根據軸的受力情況,可畫出軸的彎矩圖和轉矩圖,再確定軸的危險截面,從而可對軸進行強度和剛度校核。 〔一

52、〕齒輪的受力分析： 圓周力：Ft＝2×M/d <3.25> 徑向力：Fr=Ft×tanαn/cosβ <3.26> 軸向力：Fa=Ft×tanβ <3.27> 其中： M——計算轉矩 αn——法向壓力角 β——分度圓壓力角 〔二〕方向 Ft：主動輪與旋轉方向相反,從動輪與旋轉方向相同。 Fr：分別指向各齒輪中心 Fa：受力方向通常用"主動輪左、右

53、手法則"來判定,左旋齒輪用左手,右旋齒輪用右手,拇指指向軸向力Fa的方向,從動輪Fa與主動輪Fa方向相反。 不同檔位時,軸所承受力及支承反力是不同的,須分別計算。 二軸 圖 3.1 一軸 齒輪上的作用力認為作用有效齒面寬中心。軸承支承反力作用點,對于向心軸承取寬度方向中點：對于向心推力軸承取滾動體負荷響亮與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子軸承取滾動體寬中心點滾動中心線的匯交點,其尺寸可查有關軸承的標準手冊。 〔三〕各力的作用點 齒輪上的作用力,均為作用在有效齒寬中心,軸承上支承反力作用點取軸承寬度

54、方向中點。 五、軸的強度計算及校核 由變速器結構布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸,一般來說強度是足夠的,僅對其危險斷面進行驗算。求出不同檔位時的各支承反力,可計算軸的各截面的彎曲力矩： 表 3.3 軸 軸 支點 水平面支承反力 垂直面支承反力 二 軸 C C1=Px*mx/l C2=/l D D1=Px*nx/l D2=/l 一 軸 B B1=[C1* –Pc* ]/g

55、 B2=[Rc*-C2*-Qc*rc]/g A A1=< C1*k-PC*h>/g A2=< Rc*h -C2*k -Qc*rc>/g 畫出軸的彎矩圖,確定危險斷面,取危險處合成彎矩和轉矩最大值,計算彎曲應力和扭曲應力以及合成應力。 求出不同檔位時的各支承反力,可以計算軸的各截面的彎曲力矩 ＝ <3.28> 式中：——支承中心至計算斷面距離。 畫出軸的彎矩圖,確定危險斷面,取危險斷面處合成彎矩和轉矩最大值,計算彎曲應力和扭轉應力以及合成應力。 彎曲應力：＝

56、 <3.29> 扭轉應力：＝ <3.30> 合成應力：＝ <3.31> 式中：——軸截面抗彎截面系數； ——軸截面抗扭截面系數。 對圓截面： ＝ <3.32> ＝ <3.33> 對外徑為D,徑為的空心軸： = =

57、 花鍵按小徑計算。 當以發(fā)動機最大轉矩計算軸的強度時,其安全系數<按金屬材料的屈服極限計算>在5~10圍選取。第一軸取上限,中間軸和第二軸取下限。 安全系數：s=σs/σ 取s=5 中間軸：20CrMnTi σs=850Mpa 第二軸：20CrMnTi σs=850Mpa 所以中間軸和第二軸 [σ]=170 Mpa 二軸應力的計算 設＝,＝ 得： 水平彎矩：＝ <3.34> 垂直彎矩：＝

58、 <3.35> 合成彎矩：＝ <3.36> 扭矩：＝ <3.37> 彎曲應力：＝ <3.38> 扭轉應力：＝ <3.39> 合成應力：＝ <3.40> 注：＝ ＝ ＝ 其彎矩和扭矩圖如

59、下： 如圖3.2 中間軸的應力計算： 由受力分析圖,設〔a=a2,cx=a1,ex=l-cx,b=l-a2〕得： 水平彎矩：Ms=[×ex]/l 〔3.41〕 垂直彎矩：Mc=[×ex]/l 〔3.42〕 合成彎矩：Mh=1/2 〔3.43〕 彎矩應力：σw=Mh/Ww

60、 〔3.44〕 扭矩：Mn= Temax×ic 〔3.45〕 扭轉應力：τn=Mn/Wn 〔3.46〕 合成應力：σ=<σw2+4×τn2>1/2 〔3.47〕 其彎矩和扭矩圖如下： 如圖3.3 六、軸的剛度計算和校核 變速器軸的剛度用軸的撓度和轉角來評價,軸的剛度比其強度更重要。對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面產生

61、的撓度和軸在水平面的轉角,前者使齒輪中心距發(fā)生變化,并破壞了齒輪的正確嚙合。軸有轉角使大、小齒輪相互歪斜,結果沿齒長方向的壓力分布不正確。軸的撓度和轉角可按材料力學有關公式計算。 應分別計算軸在水平面和垂直面的撓度,然后用下列公式計算總撓度。 ＝<3.41> 變速器第二軸的剛度最小。按發(fā)動機最大轉矩計算時,第二軸齒輪處軸截面的總撓度不得大于0.13～0.15mm。對于低檔齒輪處軸截面的總撓度,由于低檔工作時間較短,又接近軸的支承點,因此允許不得大于0.15～0.25mm。齒輪所在的平面的轉角不應超過0.0002弧度；兩軸的分離不得超過0.2mm。 斜齒輪對軸和支承的變

62、形較直齒輪敏感。變速器剛度試驗表明,中心距的變化及齒輪的傾斜,不僅取決于軸的變形,而且取決于支承和殼體的變形。 計算中間軸時,通常只計算與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。常嚙合齒輪副處軸的撓度不必計算,因為距離之承點較近,負荷較小,撓度值不大。 計算軸的撓度 根據材料力學的公式得： 二軸和一軸的剛度： 水平轉角：δ=Px×a×b×/<3×E×I×l> <3.43> 水平撓度：fs=Px×a2×b2/<3×E×I×l> <3.44> 垂直撓度：fc=Rx×a2×b

63、2/<3×E×I×l>+Qx×rx×a×<-3×a+2×a2/l+l>/<3×E×I> <3.45> 總撓度：fz=1/2 <3.46> 軸的剛度許用值 [fc]=0.05～0.10mm [fs]=0.010～0.15mm [fz]=0.002 [б]= 0.002rad 七、軸上花鍵的設計計算 變速器軸與齒輪及其他傳遞轉矩的部件一般通過鍵和花鍵聯接。普遍采用的是矩形花鍵和漸開線花鍵。漸開線花鍵應用日趨廣泛。這是由于漸開線花鍵較矩形花鍵有許

64、多優(yōu)點,如齒數多、齒端,齒根部厚,承載能力強,易自動定心,安裝精度高。相同外形尺寸下花鍵小徑大,有利于增加軸的剛度。漸開線花鍵便于采用冷搓、冷打、冷擠等無切屑加工工藝方法,生產效率高,精度高,并且節(jié)約材料。 變速器的花鍵尺寸可以根據初選的軸頸按花鍵的工作條件及花鍵標準選取。 一般漸開線花鍵,隨無切屑加工工藝的采用而選用小模數和大壓力角〔30°甚至45°〕?；瑒育X輪處花鍵長度L不應低于工作直徑的1.2倍,否則,滑動件工作不穩(wěn)定。 花鍵傳遞轉矩時,齒側面受擠壓作用,齒根部受剪切及彎曲作用。當采用標準的花鍵時,花鍵的強度計算主要驗算擠壓應力。 ＝〔MPa〕

65、 <3.47> 式中：——齒側面所受的擠壓應力,MPa； ——傳遞轉矩〔按發(fā)動機最大轉矩計算〕,N?mm； ——鍵的工作長度,mm； ——鍵的平均工作直徑〔工作齒高中部處直徑〕,mm； ——轉矩在花鍵上分配不均勻系數,一般取>0.75； ——花鍵齒數。 許用擠壓應力按機械設計手冊推薦,當<[]時,認為擠壓強度符合要求。 花鍵配合選擇 第一軸上與離合器從動盤轂相配之花鍵,采用矩形花鍵者,外徑定心,外徑表面磨削。采用漸開線花鍵者,齒側面定心,滑動配合。 第二軸上裝同步器齒轂的花鍵,配合較緊,裝配時常用木榔頭輕壓,為保證裝配精度,多采

66、用大外徑定心,軸上花鍵大徑磨削,齒轂一般采用中碳鋼或中碳合金鋼,孔不必熱處理,因而花鍵大徑精度能夠保證。第二軸輸出軸花鍵用矩形花鍵者外徑配合,用漸開線花鍵者齒側面定心。當采用滑動齒輪掛檔時,花鍵配合應保證滑動自如。 中間軸上齒輪非整體式時,齒輪與軸連接方式可用單鍵〔矩形或半圓鍵〕或雙鍵〔對分雙鍵〕與齒輪和軸緊配合聯接,也可采用過盈配合連接。由于本次設計中間軸齒輪采用寶塔齒輪,中間軸是光軸,故不設花鍵。 第三節(jié) 變速器軸承的選擇 綜合考慮以上因素,本次設計第一軸后軸承為外座圈上帶有止動槽的角接觸球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷,為便于第一軸的拆裝,通常后軸承的外圈直徑選擇得比第一軸齒輪的齒頂圓的直徑大。由于本次設計中間軸采用固定式中間軸,所以在第二軸前端和固定式中間軸寶塔齒輪孔采用滾針軸承,第二軸后端采用帶止動槽的角接觸球軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承。 角接觸球軸承初選代號為7206AC GB/T292-1994<第一軸前端軸承>,7207AC GB/T292-1994〔第二軸后端軸承〕。 參考文獻 [1