東風EQ1090E型貨車變速器總成的設計含8張CAD圖.zip,東風,EQ1090E,貨車,變速器,總成,設計,CAD 目 錄 摘 要 II Abstract III 1 緒 論 1 1.1 變速器的簡介 1 1.2 變速器的種類及優(yōu)缺點 1 2 變速器傳動機構布置方案 3 3 變速器設計方案初步確定 4 3.1 變速器的傳動比 4 3.2 變速器中心距的確定 5 3.3 齒輪參數(shù)的設計 5 3.4 變速器齒輪的設計計算 11 4 變速器各檔齒輪的校核 13 4.1 齒輪彎曲應力的計算 13 4.2 齒輪的接觸強度 14 5 變速器第二軸的校核 17 5.1 軸的直徑的初步確定 17 5.2 變速器軸的校核 17 6 變速器同步器的設計及操縱機構 22 6.1 同步器的設計 22 6.2 同步環(huán)主要參數(shù)和設計方案的確定 23 6.3 變速器的操縱機構 24 7 結(jié) 論 26 參考文獻 27 致 謝 28 I 東風 EQ1090E 型貨車變速器總成的設計 摘 要 變速器是汽車傳動系統(tǒng)的核心零部件之一。變速傳動機構和變速操縱機構共同組成了 一個完整的變速器。所謂換擋就是操縱機構控制傳動機構，從而改變傳動比的這一過程。 大體上變速器可以分為機械式手動變速器和機械式無級變速器兩種。變速器檔位越多，動 力劃分越詳細，在合適的時候掛對應的檔位，大大省油；但是擋位少也有它的優(yōu)點，比如 操縱方便。 這一次設計的是東風 EQ1090E 型汽車變速器，通過對東風 EQ1090E 型汽車主要技術 特性的分析，根據(jù)貨車的動力輸出方式，這次設計中選擇中間軸式變速器。通過汽車爬坡 度計算出傳動比，換擋的方案中選擇鎖銷式同步器。通過傳動比計算出齒輪的齒數(shù)、齒輪 中心距，再設計出齒輪軸的軸長和直徑。通過校核方案中計算出的齒輪、軸等數(shù)據(jù)，使它 滿足東風 EQ1090E 的使用要求?？紤]換擋輕便等問題，直接操縱機構在本次設計中無疑是 最好的選擇。 關鍵詞：變速器；齒輪；軸；同步器 II Design of Transmission Assembly for Dongfeng EQ1090E Freight car Abstract Transmission is one of the core parts of automobile transmission system. The gearshift transmission mechanism and the gearshift control mechanism constitute a complete transmission. The so-called shift is the process of controlling the transmission mechanism and changing the transmission ratio. In general, the transmission can be divided into mechanical manual transmission and mechanical stepless transmission. The more transmission gear, the more detailed power division, when the appropriate time to hang the corresponding gear, greatly save fuel, but less gear also has its advantages, such as convenient operation. This time the design of the Dongfeng EQ1090E type vehicle transmission, through the Dongfeng EQ1090E model of the main technology According to the power output mode of the freight car, the intermediate shaft transmission is selected in this design. The transmission ratio is calculated by the climbing gradient of the vehicle, and the lock pin synchronizer is chosen in the shift scheme. The gear tooth number and gear center distance are calculated by transmission ratio, and the shaft length and diameter of gear shaft are designed. By checking the data of gears and shafts, it can meet the requirements of Dongfeng EQ1090E. Considering shift portability, direct control mechanism is undoubtedly the best choice in this design. Key words: transmission; ratio; gear; synchronizer； III 1 緒 論 1.1 變速器的簡介 雖然在現(xiàn)在的使用中，變速器是汽車不可或缺的一部分，但是變速器并不是和汽車一 起誕生的，直到 20 世紀初，滑動齒輪變速器才被大眾認可，并且大量投入使用，這一現(xiàn) 象標志著汽車傳動系統(tǒng)的一次重大改革，變速器開始被認可并開始被廣泛使用。 變速器不是伴隨發(fā)動機誕生的，它只是為了解決發(fā)動機的一些不足，隨著發(fā)動機的進 步，可能在不久的未來就會退出歷史的舞臺。它僅僅是發(fā)動機在完善過程中的替代品。在 過去到現(xiàn)在的一百年間，發(fā)動機是怎么驅(qū)動的呢，毫無疑問，它是由燃料的燃燒驅(qū)動的。 不管它們使用的是汽油還是柴油，不管它們的運動形式是什么，它們都有一個統(tǒng)一的名字 ——內(nèi)燃機，燃料在它們內(nèi)部被點燃，之后在氣缸內(nèi)膨脹，推動活塞輸入動力。但是不管 是燃燒還是膨脹，都不是一瞬間能完成的，所以內(nèi)燃機一直不能達到理想中完美的狀態(tài)。 在汽車起步的時候，靜摩擦力最大，所以需要很大的扭矩才能推動汽車運動起來，但是轉(zhuǎn) 速只要很小的一點；但是在高速公路上行駛的時候，由于汽車速度很快，主要依靠慣性， 一點點扭矩就能保持運動；但是，如果你想超車，僅依靠一點點的扭矩只夠保持運動，而 汽車運動很快，這時候就要一個非常大的扭矩來加速才行。發(fā)動機的功率說白了就是扭矩 和轉(zhuǎn)速兩部分加起來，這樣子，我們不難想到，發(fā)動機的輸出功率隨著汽車運動速度的增 大而增大，由于發(fā)動機的轉(zhuǎn)速有極限，所以輸出功率也有上限；同樣的發(fā)動機的輸出功率 也有底線，那就是不能低于汽車怠速時的功率。 1.2 變速器的種類及優(yōu)缺點 1．手動變速器--MT 它的年齡最大，出現(xiàn)的最為普遍，手動變速箱優(yōu)點和缺點一目了然，它的傳動效率非 常的高，不單構造簡單，而且不容易損壞，維修起來也非常方便。但是操作難度大，很難 上手，而且非常耗體力。但是最簡單的也是最可靠的，只要發(fā)動機的根本問題沒有解決， 變速器不被淘汰，手動變速箱也不會被淘汰，因為帶給駕駛員的操作感是不可替代的，那 種機械美學對于每個人來說都是永不過時的。 ①優(yōu)點：結(jié)構不復雜、性能穩(wěn)定、制造成本低、維護方便、傳動效率高、換擋流暢駕 駛感無可比擬； ②缺點：操作有難度，上手難度較高，而且在擋位切換不順暢，駕駛員在城市擁堵路 段很有可能因為緊張而操作熄火引發(fā)交通事故。 2．自動變速器--AT 自動變速器的動力傳播是通過液力變矩器以及行星齒輪傳遞給發(fā)動機，傳動過程中能 量浪費嚴重，成本很高不經(jīng)濟，于此同時行星齒輪不簡單，損壞之后維修困難。但是自動 變速的優(yōu)點是手動變速器不能比的，它讓汽車操縱更方便，不需要操作也能駕馭汽車，降 1 低人們學車的難度。 ①特點：自動變速器，通過行星齒輪機構進行變速，他可以通過感知油門的踩踏情況 了解車速的變化，自動換擋，不再需要手動踩離合。駕駛員只需要擦油門就夠了，真正解 放你的腳。 ②優(yōu)點：操作簡單，入手容易。你可以更流暢地切換檔位而不需要考慮什么時候踩離 合的問題，使駕駛更加簡單，，它能根據(jù)路面狀況自動變速換擋，駕駛員只需要觀察路面 車況就行，大大降低了事故發(fā)生的概率； ③缺點：傳動效率低造成大量能源的浪費，經(jīng)濟性不好；同時結(jié)構繁瑣不利于維修。 3．無級變速器--CVT 通常我們稱它為無級變速箱，它比傳統(tǒng)的自動變速箱擁有更簡潔的機構布置。它通過 錐輪組和金屬鏈代替齒輪傳遞動力，真正意義上的實現(xiàn)了持續(xù)的動力輸出，讓發(fā)動機一直 保持在理想工作狀態(tài)。但是由于錐輪組和金屬鏈不像齒輪那樣剛性連接，金屬鏈打滑就成 了它的先天不足，一部分傳動量被消耗在打滑上。 ①優(yōu)點：操控簡單，動力輸出流暢，開起來更加舒服，由于自動換擋，使汽車大部分 時間都處于理想工作狀態(tài)，油耗大大降低； ②缺點：由于不是剛性連接，比一般的手動變速器能承受的扭矩小，只能應用在中小 型車型上。 4．電子無級變速器--E-CVT 可以說是目前最先進的技術之一，它通過電機調(diào)整轉(zhuǎn)速，讓發(fā)動機一直處于理想工作 狀態(tài)； ①優(yōu)點：變速器傳動效能高，燃油經(jīng)濟性好。由于發(fā)動機不與車輪軸直接傳動轉(zhuǎn)矩， 所以震動很低，駕駛員操作起來很平順； ②缺點：從原理和結(jié)構上來說，電機作為核心一旦出故障，整個系統(tǒng)就癱瘓的，電機 不可替代，在極端工作條件下不耐用。 5．手自一體變速器--AMT 同時擁有自動變速器和手動變速器的優(yōu)點。它比自動擋的傳動效率高，燃油經(jīng)濟性好， 唯一的缺點就是駕駛中可能會顛簸，不太舒適，所以國內(nèi)暫時只在一些低端車型上安裝。 ①優(yōu)點：成本不高經(jīng)濟性好、結(jié)構簡單易于維修、傳動時能量利用率高； ②缺點：換擋卡頓。 6．雙離合變速器--DCT 手動變速箱的升級版，不僅傳動效率高，而且換擋更快，兩套動力傳動路線使得他在 傳動過程中選擇性更強。 ①優(yōu)點：傳動能量利用率高、在理想工作狀態(tài)下?lián)Q擋速度極快； ②缺點：經(jīng)濟性差，入手難度大，需要一定的操作，如果選擇干式的離合，那么在傳 動過程中會產(chǎn)生大量熱量；而選擇濕式的離合，摩擦力又會不夠。 6 2 變速器傳動機構布置方案 變速器方案確定時要考慮很多因素，只有充分考慮齒輪的形式帶來的影響，軸的布置 造成的傳動問題，才能設計出最佳方案。 （1）固定軸式變速器主要分為兩種：兩軸式變速器和三軸式變速器。第一擋第二擋 直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩的擋位就是直接擋，這時候主、被動齒輪的齒數(shù)比是 1：1。三軸式 變速器的優(yōu)點就是直接擋在傳遞過程中的損耗很小，由于是直接連接，所以齒輪的磨損也 很小，同時噪聲也小。除了直接擋，其他前進擋都需要通過兩對齒輪的傳遞才能輸出轉(zhuǎn)矩。 所以，如果選擇三軸式變速器，那么就算中心距小一點依舊不影響我們獲得一擋的傳動比。 沒有完美的東西，他也存在許多問題，雖然直接擋的傳動效率很高，但是這也造成了其他 檔位的效率會損失一部分。 （2）擋位：汽車的擋數(shù)直接影響到汽車的動力性、經(jīng)濟性、排放性等[1]。由于本次設 計為中型貨車，擋數(shù)選擇為五個前進擋加一個倒擋。 （3）齒輪形式：變速器的齒輪通常分為兩種：斜齒輪和直齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒 輪的缺點就是制造復雜，由于齒輪螺旋角不為 0，工作時會產(chǎn)生一個軸向力。但它的一個 優(yōu)點帶來的好處可以讓我們無視那些缺點，那就是使用壽命長，噪聲小，所以仍然被廣泛 應用。一擋和倒擋通常使用直齒圓柱齒輪。 （4）換擋形式：軸向滑動直齒齒輪換擋時磨損嚴重，大大降低了齒輪使用壽命，而 且噪聲不斷。所以，除一擋、倒擋外很少使用滑動齒輪換擋。嚙合套換擋時，承受沖擊載 荷的嚙合齒數(shù)多，接觸面積大，所以單個齒輪受到的扭矩小，使用壽命大大提高。但是由 于不能消除換擋時的沖擊，所以嚙合套依舊不完美。同步器一般分為常壓式同步器、慣性 式同步器和自行增力式同步器?？紤]到慣性式變速器在各個方面的綜合性能比較好，所以 一般采用慣性式，它同時還是鎖環(huán)式同步器，使換擋流暢迅速、同時解決換擋時的沖擊問 題、環(huán)保性好，所以被應用在各個領域。但它并不是沒有缺點，結(jié)構繁瑣不利于維修、制 做精度要求嚴格，經(jīng)濟性差。軸向尺寸太大，所以小型汽車基本不能安裝只能在轎車和輕 型貨車上使用。 （5）圓錐滾子軸承在各個應用中表現(xiàn)優(yōu)異，特別是使用壽命長，所以應用最廣。它 通過提高接觸面積，提高了齒輪嚙合時的強度，提高軸和齒輪的使用壽命，完美解決了變 速器發(fā)生脫擋的問題。所以幾乎沒有缺點的圓錐滾子軸承理所當然的被選擇在各個領域 （6）變速器的控制機構由可變叉軸、自鎖鋼球、聯(lián)鎖鋼球和聯(lián)鎖圓柱銷、變速叉、 反向塊、自鎖彈簧在變速箱內(nèi)按照一定的布置組成。汽車在運動過程中切換倒檔的問題也 通過安裝帶彈簧的安全止桿的方法解決了。 根據(jù)以上分析，最終我們的方案確定為：中間軸變速器，檔位根據(jù)汽車爬坡度計算， 同步器選擇鎖銷式同步器。 3 變速器設計方案初步確定 3.1 變速器的傳動比 3.1.1 根據(jù)汽車最大爬坡度確定 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾 動阻力及爬坡阻力。故有[1]： TemaxigⅠi0ht rr 3 mg( f cosa  max + sin a  max ) = mgY  max  （3.1） 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為： i 3 mgrrΨmax  （3.2） gⅠ T i h emax 0 t 式中： m —汽車總質(zhì)量（kg）； g —重力加速度（m/s2）； f —阻力系數(shù)； Ψmax—道路最大阻力系數(shù)； a max —最大爬坡要求； rr —驅(qū)動車輪的滾動半徑（m）； Temax —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）； i0 —主減速比； ht —汽車傳動系的傳動效率。 主減速比 i0 的確定： i0 = (0.377～ 0.472)  rr np vamaxigh  （3.3） 式中：rr—車輪的滾動半徑（m）； 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）。 根據(jù)東風 EQ1090E 貨車特性參數(shù)可知，本課題變速器 igh=1，最大爬坡度約為 28%， 即a max =15.6°，f=0.02。 由公式（3.3）得：取系數(shù)為 0.472，則： rr =  90i0 3000 ′ 0.472 由公式（3.2）得：  Ψmax=0.02cos15.6°+sin15.6°=0.288 igⅠ3 mgrrΨmax Temaxi0ht = 9290 ′ 9.8′ 0.288′ 90 × i0 353′ 0.472 ′ 3000 ′ 0.9 × i0  ? 4.91 3.1.2 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： i ￡  G2rrj  （3.4） gⅠ T i h emax 0 t 式中： G2 —汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷； j —道路的附著系數(shù)，計算時取j =0.5～0.6。 由公式（3.3）和公式（3.4）得： igⅠ￡ G2rrj Temaxi0ht = 9290 ′ 9.8′ 0.6 ′ 90 × i0 353′ 0.9 ′ 3000 ′ 0.472 × i0  ? 10.93 綜合 1 和 2 條件得：4.91≤igⅠ≤10.93，取 igⅠ=（4.91+10.93）/2≈7.92 變速器的Ⅰ檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超 i i 速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為 q = n-1 g1 gn （其中 n 為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列。 因為 q = n-1 ig1 = 4 ign 7.92 ? 1.68 ， 1 所以 igⅠ=7.79；igⅡ=4.74；igⅢ= 2.82；igⅣ=1.68；igⅤ=1 計算出的傳動比與給出的傳動比相差不大，這里選擇給出的傳動比。 3.2 變速器中心距的確定 由于計算出的傳動比和給出的傳動比差距不大，這里選擇給出的傳動比 i1=7.31， i2=4.31，i3=2.45，i4=1.54，i5=1，iR=7.66。 發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 Temax = 353N × m 。 通過已知數(shù)據(jù)可初步計算中心距，可用下面的公式計算初選中心矩 A = KA × 3 Temax × i1 ×hg  （3.5） 式中： KA —中心距系數(shù)，貨車 KA 的取值范圍為 8.6 - 9.6 Temax —發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩， Temax = 353N × m i1 —變速器在一擋時的傳動比， i1 = 7.31 hg —變速器的傳動效率，hg = 0.96 把已知數(shù)據(jù)帶進式（3.1）可以計算出 A=122mm。 3.3 齒輪參數(shù)的設計 3.3.1 齒輪模數(shù) 本次設計選擇 KA = 9 齒輪模數(shù)的大小取決于輪齒的彎曲疲勞強度或者最大載荷作用下的靜強度。在選擇模 數(shù)時，選擇較大的齒寬會導致模數(shù)減小，這樣會減小變速器工作時產(chǎn)生的噪聲，通過增大 模數(shù)可以有效減小齒輪齒寬從而降低中心距，這樣大大降低了變速器的質(zhì)量。高檔轎車的 衡量標準之一就是低噪聲，但是對載貨汽車而言，相對于車身質(zhì)量，噪聲的大小反而不是 很重要。對于載貨汽車，需要選擇比較大的模數(shù)，以提高齒輪的承載能力[2]。 根據(jù)圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出以下關系式[3]： 2Tj Kσ K m = 3 f pzKc ys w （3.6） 式中：m—齒輪模數(shù)； s w —彎曲應力； Tj —計算載荷（N?mm）； Kσ —應力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65； K f —摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 1.1，被動齒輪取 0.9； z —齒輪齒數(shù)； Kc —齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4～7.0； 14.5 20 y —齒形系數(shù)，見圖 3.1。齒高系數(shù) f 相同[4]、節(jié)點處壓力角不同， y ? 0.79 y ， y17.5 ? 0.89 y20 ，y22.5 ? 1.1y20 ，y25 ? 1.23y20 ；壓力角相同、齒高系數(shù)為 0.8 時 y f =0.8 ? 1.14 y f =1 ； 圖 3.1 齒形系數(shù) y（當載荷作用在齒頂,α=20°,f0=1.0） = 3 2Tj K σ K f pzKc ys w = 3 2 ′ 430 ′10 3 ′1.65 ′1.1 3.14 ′19 ′ 4.5′ 0.12 ′ (400～850) 根據(jù)其他相近車型的選擇，第一軸的軸齒輪齒數(shù)暫定為 z=15，查圖 3.1 得 y=0.125。 由公式（3.2）得： m 取 m=4 ≈3.85～4.94 23 斜齒輪法面模數(shù)公式[6]： m = 2Tj Kσcosb n 3 pzKc Ke ys w 式中： Kσ —應力集中系數(shù)，斜齒輪取 Kσ = 1.5 ； β—斜齒輪的螺旋角； Kc —齒寬系數(shù)，斜齒輪取 Kc = 7.0 - 8.6 ，這里我們?nèi)?Kc=7；  （3.7） y —齒形系數(shù)，按當量齒數(shù) Zn = z/cos3b 由圖 3.1 查得 y = 0.11 ； σw —彎曲應力（單位 MPa），貨車斜齒輪的彎曲應力取100 ~ 250 MPa； 由公式（3.7）[5]得： 3 j σ mn =  2T K cosb  2 ′ 430 ′10 3 ′1.5 ′ 0.93 = 3  = 3.07 ~ 5.07 pzKc Ke ys w 3.14 ′19 ′ 7 ′ 2 ′ 0.11′（100 ~ 250） 如果需要齒輪選擇的更合理，強度更滿足要求，應該對每個齒輪都選擇一個合適的模 數(shù)。但這樣無疑會加到制造成本和制造難度，所以各個齒輪的模式應該盡量統(tǒng)一。所以這 里按照表 3.1 表 3.2 對直齒輪和斜齒輪各取一個模數(shù)。 表 3.1 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 設計時所選模數(shù)應符合國標 GB1357-78 規(guī)定（表 3.2）并滿足強度要求[4]。 表 3.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù) Ⅰ 1 1.25 1.5 - 2 - 2.5 - 3 Ⅱ - - - 1.75 - 2.25 - 2.75 - Ⅰ - - - 4 - 5 - 6 - Ⅱ 3.25 3.5 3.75 - 4.5 - 5.5 - 3.25 最終選擇直齒輪模數(shù) m = 4 ，斜齒輪模數(shù) m = 3.5 3.3.2 齒輪壓力角 α 的選擇 壓力角直接影響貨車的承載能力，為了提高貨車的承載能力，壓力角應該選擇 22.5°或 25°，但是按照國家標準壓力角為 20°，所以本次方案中齒輪壓力角選擇 20°。 3.3.3 螺旋角 β 的確定 斜齒輪相較于直齒輪具有更多的優(yōu)點，所以一般除了在倒擋和一擋時，其他地方大多 選擇斜齒輪傳動。 但是斜齒輪也有不少缺點，在選擇斜齒輪時螺旋角應該注意以下問題[6]： 當螺旋角較大時，齒輪嚙合的重合度增加，帶來的好處就是齒輪工作平穩(wěn)，噪聲減小。 而且齒輪強度會隨著螺旋角的增大不斷提高，但是物極必反。當螺旋角高于 30° 時，他抗 彎強度會像拋物線一樣驟然下降[7]，奇怪的是接觸強度缺不受影響繼續(xù)上升。所以為了保 住一定的彎曲強度與接觸強度，螺旋角不能太大也不能太小。與此同時，為把斜齒輪傳動 的軸向力造成的影響降到最低，齒輪在中間軸上應該選擇右旋，在第一軸和第二軸上應選 擇左旋，軸向力由軸承承受[8]。 考慮到計算問題，這里我們選用標準齒輪，壓力角a = 20 °，螺旋角 b = 25 ° 3.3.4 齒寬 在選擇齒寬時，為了保證滿足齒輪的強度需求，保證變速器正常工作，通常根據(jù)以下 公式確定齒寬 b ： b = Kc mn （3.8） 式中： Kc —齒寬系數(shù)，直齒齒輪的齒寬系數(shù)取值范圍為 4.4Ⅰ 7.0 ，斜齒輪的齒寬取值范圍 為 7.0Ⅰ 8.6 ； mn —法面模數(shù)。 由公式（3.8）得： 直齒輪：取 Kc = 7 ，則 b = 7 × 4 = 28 mm； 斜齒輪：取 Kc = 8 ，則 b = 8× 3.5 = 28 mm。 3.3.5 齒頂高系數(shù) 在一般汽車的變速器中，變速器齒輪的齒頂高系數(shù)為 f0 = 1.0 。現(xiàn)代汽車變速器采用“高 檔次齒輪”(或長齒齒輪)，它的最大系數(shù)大于 1(相對于短齒輪來說)，因為它不僅可使齒輪 重合度增大，而且相對于正常齒高的齒輪[4]，高檔次齒輪有助于解決在強度、噪聲、動載 荷和振動等方面的問題，提高齒輪性能。但是缺點也很明顯，就是相對滑動速度大，很可 能發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚度小于 0.3m）等問題。在這次設計中，選用一般的齒 頂高系數(shù) f0 = 1.0 。 3.3.6 各擋齒輪齒數(shù)的分配方案確定 在確定了中心距和齒輪螺旋角度以后[9]，根據(jù)已知的東風 EQ1090E 型汽車的變速器擋 數(shù)，給出的傳動比和確定的傳動方案來，接下來就是齒輪齒數(shù)的分配，各檔位分配如圖 3.2 所示。 一擋的傳動比確定： 圖 3.2 變速器的傳動方案圖 1 i = Z 1 × Z 10 Z2 Z9 因為一擋選擇了直齒齒輪，則 Z S = 2 A =61。 m 中間軸一擋的齒輪數(shù)受中間軸的剛度限制，所以不能隨意取，而貨車的齒數(shù)取值范圍 是12 — 17 ，這里我們暫定 Z10 為 14 個齒，則 Z9 =61-14=47。 確定了 Z10，Z 9 ，接下來我們根據(jù)下面的公式對中心距進行修正： A=m×ZΣ/2=122 按照以下公式確定常嚙合齒輪 Z1Z 2 的齒數(shù)： 1 Z2 = Z10 × i =7.31× 14 =2.18 （3.9） Z1 Z9 47 A = mn (Z1 + Z2 ) 2 cos b 因為這次方案中所有齒輪都選擇標準齒輪，所以 b 取 25°。 由（3.9）式(3.10)兩個公式聯(lián)立求得 Z1 = 17.40 ，取整后 Z1 = 18 ； Z2 = 37.88 ，取整后 Z 2 = 38 。 Z 2 ′ Z 9 = 38 ′ 47 =  （3.10） 求得傳動比 i= Z1 Z10 18 14 7.09 傳動比誤差：δ=∣（7.09-7.31）/7.31∣=3%<5%，滿足要求。 二擋的齒輪齒數(shù) Z 7 Z 8 的確定： Z 2 Z7 = Z1 × i Z8 2 =4.31× 18 =2.04 38 A = mn (Z7 + Z8 ) 2 cos b 聯(lián)立求得： Z8 = 20.77 ，取整后 Z 8 = 21 Z 7 = 42.41，取整后 Z 7 = 43 i = Z2 . Z7 =43×38/（21×18）=4.32 Z1 Z8 傳動比誤差：δ=∣（4.32-4.31）/4.31∣=0.23%<5%，滿足要求，取值符合。 三擋齒輪齒數(shù) Z5Z6 的確定： 3 Z5 = Z1 × i =2.45× 18 =1.16 Z6 Z2 38 A = mn (Z5 + Z6 ) 2 cos b 兩式聯(lián)立求得： Z6 = 29.24 ，取整為 Z6=30 Z5 = 33.94 ，取整為 Z 5 = 34 i = Z2 . Z5 = 38× 34/Ⅰ18× 30Ⅰ= 2.39 Z1 Z6 傳動比誤差： δ =Ⅰ 2.39 - 2.45Ⅰ /2.45Ⅰ= 2.4% < 5% ，滿足要求。 四擋齒輪齒數(shù) Z 3Z 4 的確定： Z2 Z11 = Z1 Z12 × i4 =1.54× 18 = 0.73 38 A = mn (Z3 + Z4 ) 2 cos b 兩式聯(lián)立求得： Z4 = 36.53 ，取整后 Z4 = 37 Z3 = 26.65 ，取整后 Z3 = 27 i = Z2 . Z3 = 38× 27/Ⅰ18× 37Ⅰ= 1.541 Z1 Z4 傳動比誤差：δ=∣（1.541-1.54 ）/1.54 ∣ = 0.06% < 5% ，滿足使用要求。 倒擋齒輪齒數(shù) Z11Z12Z13 的確定： 根據(jù)已經(jīng)確定的數(shù)據(jù)，倒擋齒輪模數(shù)為 4，倒擋齒輪的齒數(shù)的取值范圍為 21- 23 ，因 為只是范圍，先取 Z13 =22，那么中間軸與倒擋軸的中心距可以根據(jù)以下公式計算： A = 1 m(Z 1 2 13 + Z12  ) mm 取 Z13 = 22 ， Z12 = 15 帶入公式中： iR = Z2 × Z1 Z11 Z13 × Z13 Z12 Z11 = 54.43 ，取整后 Z11 = 55 在已知了 Z11Z12Z13 ，可以根據(jù)公式計算出倒擋軸到中間軸的中心距： A = 1 m(Z 1 2 13 + Z12 ) = 74 mm 3.4 變速器齒輪的設計計算 3.4.1 幾何尺寸計算  表 3.3 漸開線圓柱齒輪的幾何尺寸計算用表(mm) 計 算 項 目 直 齒 斜 齒 變位系數(shù) ζ1=ζ2=ζ=0 ζ1=ζ2=ζ=0 端面模數(shù) _ mt = mn / cos b 端面壓力角 _ tanat = tanan / cos b 分度圓直徑 d=mz d=zmt 齒頂高 ha=（fo+ζ）m ha=（fo+ζ）mn 齒根高 hf=（fo+c-ζ）m hf=（fo+c-ζ）mn 齒全高 h=（2fo+c）m h=（2fo+c）mn 齒頂圓直徑 da=d+2ha da=d+2ha 齒根圓直徑 df=d-2hf df=d-2hf 中心距 A=Ao=（z1+z2）m/2 A=Ao=（z1+z2）mt/2 周節(jié) p=πm 基節(jié)/法向基節(jié) Pb=πmcosα Pbn=πmncosαn 基圓直徑 db=dcosα db=dcosαt 當量齒數(shù) _ zn=z/cos3β 分度圓弧齒厚 s = 1 pm + 2xm tan a 2 _ 法面分度圓弧齒厚 _ s = 1 pmn + 2xmn tanan 2 根據(jù)表 3.3 計算各齒輪尺寸得到下表 3.4。 表 3.4 各齒輪尺寸 參數(shù) 常嚙合傳動 齒輪副 Ⅰ檔 Ⅱ檔 Ⅲ檔 Ⅳ檔 倒檔 齒形 斜齒 直齒 斜齒 斜齒 斜齒 直齒 模數(shù)（m） 3.5 4 3.5 3.5 3.5 4 壓力角（α） 20° 20° 20° 20° 20° 20° 齒數(shù)（z） Z1=18 Z2=38 Z9=47 Z10=14 Z7=43 Z8=21 Z5=34 Z6=30 Z3=27 Z4=37 Z11=55 Z12=15 Z13=22 傳動比（ig） igⅤ=1 ig=7.31 ig=4.31 ig=2.45 ig=1.54 ig=7.66 分度圓直徑(d) d1=69.513 d2=146.749 d9=188 d10=56 d7=166.058 d8=81.098 d5=131.302 d6=115.855 d3=104.269 d4=142.887 d11=220 d12=60 d13=88 齒頂圓直徑(da) da1=76.513 da2=153.749 da9=196 da10=64 da7=173.058 da8=88.098 da5=138.302 da6=122.855 da3=111.269 da4=149.887 da11=228 da12=68 da13=96 齒根圓直徑(df) df1=62.513 df2=139.749 df9=180 df10=48 df7=158.058 df8=74.098 df5=124.302 df6=108.855 df3=97.269 df4=135.887 df11=212 df12=52 df13=80 中心距(A) 122 122 122 122 122 74 齒寬(B) B1=28 B2=28 B9=28 B10=28 B7=28 B8=28 B5=28 B6=28 B3=28 B4=28 B11=28 B12=28 B13=28 3.4.2 齒輪的材料及熱處理 在制造汽車變速器齒輪時大多采用滲碳合金鋼,這種材料的優(yōu)點是齒輪表面硬度高，內(nèi) 部韌性好。在對滲碳鋼材料進行熱處理時，不能只滿足變速器的強度剛度，還有考慮齒輪 結(jié)構是否繁瑣，加工難度怎么樣，制造成本如何。 國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是 20CrMnTi ，20Mn2TiB,20MnVB 。這些低碳合金鋼 是不能直接使用的。它們需要進行一些熱處理，比如滲碳、淬火。而通過回火可以強化齒 輪的表面硬度，消除材料內(nèi)部的應力[10]。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下： mn ≤ 3.5 3.5Ⅰ mnⅠ 5 mn ≥ 5 滲碳層深度取值范圍 0.8Ⅰ1.2 mm 滲碳層深度取值范圍 0.9Ⅰ1.3 mm 滲碳層深度取值范圍1.0Ⅰ1.6 mm 滲碳齒輪在進行淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為 58～63HRC，芯部硬度為 33～ 48HRC。 這次設計中，變速器齒輪選用 20CrMnTi 滲碳鋼。 4 變速器各檔齒輪的校核 4.1 齒輪彎曲應力的計算 直齒： n c e s = 2Tg Ks K f 斜齒： w pm3 zK yK 2T cos bK s = g s n c e w pm3 zK yK (4.1) (4.2) 2 式中：s w —彎曲應力（ N / mm ）； T g —計算載荷（N·mm）； K c —齒寬系數(shù)； K s —應力集中系數(shù)，直齒輪 K s =1.65 ，斜齒輪 K s =1.5 ； K f —重合度影響系數(shù)，主動齒輪的重合度影響系數(shù) K f =1.1 從動齒輪的重合度影 響系數(shù) K f =0.9； K e —重合度影響系數(shù)，K e =2； y—齒形系數(shù)。 因為本次東風 EQ1090E 貨車變速器設計中所有的齒輪都選取一樣的材料，所以只需要 校核受力最大，最可能發(fā)生事故的檔位所使用的齒輪就行了。而在變速器中Ⅰ檔受力最大， 所以只需要計算Ⅰ檔齒輪的彎曲疲勞強度就夠了。 Ⅰ檔齒輪副：主動齒輪 z10=14，從動齒輪 z9=47； T g= Tmax = 353N × m ； m = 4 ； Z 9 = 47 ； Kc = 5 ； y = 0.19 ； Ks = 1.65 ； K f = 1.1； g s f 2T K K 2 ′ 353 ′1.65 ′1.1 s = = 1000 2 2 n c w pm3 zK y 3.14 ′ 4 ′ 3 ′ 47 ′ 5′ 0.19 =142.8N/mm ￡ [s ]= 100 - 250 N/mm 所以 Z 9 的彎曲疲勞強度滿足使用要求。 Ⅰ檔齒輪副滿足彎曲強度的要求，其他各檔均能滿足要求。 4.2 齒輪的接觸強度 齒輪的接觸應力按下式計算： sj = 0.418 FE ( 1 + 1 ) （4.3） b r1 r2 式中： F —法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力（N）； E —齒輪材料的彈性模量，取 2.1×10 5 Mpa； b —齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為 b/cos b 代替（mm）； r1 , r2 —主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑（mm）；直齒齒輪： r1 = r1 sina ， r2 = r2 sin a ；斜齒齒輪： r1 = r sina / cos2 b ， r = r2 sina / cos2 b ； 1 2 r1，r2—分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。 F = Ft cosa cos b （4.4） 式中：Ft—端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力（N）； a —節(jié)點處壓力角； b —螺旋角。 Ft = 2Tj d （4.5） 式中 Tj—計算載荷（N·mm）； d—節(jié)圓直徑（mm）。 當計算載荷為 Tj = 0.5Te max 許用接觸應力見表 4.1。 表 4.1 變速器齒輪的許用接觸應力 sj /MPa 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：當計算載荷為 Tj 由公式（4.4）和（4.5）得： = 0.5Te max = 0.5× 353 = 176.5N.m 2T 2 ′176.5 ′1000 F = j =  2654N t d F = Ft 38′ 3.5 = ? 2654  ? 3116N cosa cos b cos 20 ′ cos25 r1 = r1 sin a = (14 ′ 3.5′sin 20) / 2 ? 8.38 mm 由公式（4.3）得: r2 = r2 sin a = (38′ 3.5′sin 20) / 2 ? 22.74 mm sj = 0.418 FE ( 1 + 1 ) = 0.418 3116 ′ 2.1′105 1 ( + 1 ) ? 816.60MPa b r1 r2 28 8.38 22.74 Ⅰ檔：計算載荷為 Tj = 0.5Temax i1 = 0.5× 353× 7.31 = 1290.22N 由公式（4.4）和（4.5）得： 2T 2 ′1290.22 ′1000 F = j =  13726N t d 47 ′ 4 ? F = Ft cosa cos b = 13726 ? 14607N cos 20 r1 = r1 sin a = (14 ′ 4 ′ sin 20) / 2 ? 9.6 mm 由公式（4.3）得: r2 = r2 sin a = (47 ′ 4 ′sin 20) / 2 ? 32.1 mm sj = 0.418 FE ( 1 + 1 ) = 0.418 14607 ′ 2.1′105 1 ( + 1 ) ? 1609.4MPa b r1 r2 28 9.6 32.1 Ⅱ檔：計算載荷為 Tj = 0.5Te max IⅡ=0.5×353×4.31=760.7N·m 由公式（4.4）和（4.5）得: 2T 2 ′ 760.7 ′1000 F = j =  10109N t d 43′ 3.5 ? F = Ft cosa cos b = 10109 cos 20cos25 ? 12307N 由公式（4.3）得: r1 = r1 sin a = (21′ 3.5 ′ sin 20) / 2 ? 12.56 mm r2 = r2 sin a = (43′ 3.5′sin 20) / 2 ? 25.74 mm sj = 0.418 FE ( 1 + 1 ) = 0.418 12307 ′ 2.1′105 1 ( + 1 ) ? 1382.24MPa b r1 r2 28 12.56 25.74 Ⅲ檔：計算載荷為 Tj = 0.5Te max iⅢ=0.5×353×2.54≈448.31N·m 由公式（3.22）和（3.21）得: 2T 2 ′ 448.31′1000 F = j =  7535N t d 34 ′ 3.5 ? 由公式（3.20）得： r1 = r1 sin a = (34 ′ 3.5′sin 20) / 2 ? 20.35 mm r2 = r2 sin a = (30 ′ 3.5 ′ sin 20) / 2 ? 17.96 mm s j = 0.418 FE ( 1 + 1 ) = 0.418 8847 ′ 2.1′105 1 ( + 1 ) ? 1102MPa b r1 r2 28 20.35 17.96 F = Ft cosa cos b = 7535 cos 20cos25 ? 8847N 倒檔：計算載荷為 Tj = 0.5Te max i12=0.5×353×47/14=592.5N·m 由公式（4.4）和（4.5）得： 2T 2 ′ 592.5 ′1000 F = j =  19750N t d 15′ 4 ? F = Ft cosa cos b = 19750 ? 21018N cos 20 r1 = r1 sin a = (15′ 4 ′sin 20) / 2 ? 10.26 mm r2 = r2 sin a = (22 ′ 4 ′sin 20) / 2 ? 15.05 mm 由公式（4.3）得： s j = 0.418 FE ( 1 + 1 ) = 0.418 21018′ 2.1′105 1 ( + 1 ) ? 1895.6MPa b r1 r2 28 10.26 15.05 以上檔位的齒輪副都滿足接觸強度的要求。 5 變速器第二軸的校核 5.1 軸的直徑的初步確定 變速器的軸一定要同時滿足剛度和強度的要求。由于軸在工作時既要傳遞轉(zhuǎn)矩，又要 承受來自齒輪的徑向力，由于斜齒輪具有一定的螺旋角，所以這個徑向力就給了斜齒輪一 個力，當這些力超過軸的許用應力時，軸就會出現(xiàn)形變，阻止齒輪的正確嚙合，造成齒輪 的強度下降和耐磨性變差，還會發(fā)出更大的噪聲。在中心距已知的情況下，中間軸式變速 器的第二軸和中間軸中部的直徑可以近似取 d ? 0.45A 。其中 d 為軸的直徑，A 為中心距。 對中間軸而言，軸的最大直徑 d 和支承間距離 L 的比值為 d ? 0.16 - 0.18 ,對第二軸 d L 與 L 的關系式為 d ? 0.18 - 0.21 [11]。 L 第一軸花鍵部分直徑可按下式初選： D = K 3 Temax (5.1) 式中： K —經(jīng)驗系數(shù)， K = 4.0 - 4.6 ，取 K = 4.3 Temax —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， Temax = 353N × m ， D1 = K 3 Te max  =31mm 式中： K —經(jīng)驗系數(shù)， K = 4.0 - 4.6 ，取 K = 4.4 ； Te max = 353 N?m 第一軸： d =0.17， L = 183mm L D2 = D中 = 0.45′122 = 55mm 中間軸： d =0.17， L = 324mm L 二軸： d =0.18， L L = 306mm 5.2 變速器軸的校核 軸的校核是檢驗軸有沒有滿足變速器的強度、剛度要求的過程，它是設計過程中不可 替代的一部分，它的主要目的是對設計的數(shù)據(jù)進行校核，判斷設計數(shù)據(jù)是否滿足使用要求。 因為變速器第二軸支撐點的比較長，受到的彎曲應力最大，最有可能出現(xiàn)損傷或者斷 裂，所以中間軸校核結(jié)果滿足要求，那么其他軸也滿足要求可不用再校核。 軸的剛度和強度并不是一次就恰好滿足要求，在校核修正的過程中，第一軸的支點反 力是一個重要參數(shù)，它可以通過與第二軸的支承反力的關系式求出。所以在校核軸時可以 把軸看作鉸接支承的梁，作用在第一軸上的計算轉(zhuǎn)矩就是發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 。 計算用的齒輪嚙合的圓周力 Ft、徑向力 Fr、及軸向力 Fa 可按公式（5.2）式求出[12]： Ft = 2Temaxi / d ü ? Fr = 2Temaxi tana /(d cos b )y ? （5.2） Fa = 2Temaxi tan b / d t 式中 i—至計算齒輪的傳動比； d—計算齒輪的節(jié)圓直徑（mm）； a —節(jié)點處壓力角； b —斜齒輪螺旋角； Temax —發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩（N·mm）。 軸需要同時滿足彎矩的要求和轉(zhuǎn)矩的強度要求。軸在垂直平面受到齒輪的軸向力 和徑向力的共同作用，發(fā)生形變從而產(chǎn)生了垂向撓度 f c；而圓周力 F t 使軸在水平面內(nèi)受 到圓周力作用發(fā)生曲折產(chǎn)生水平撓度 f s。根據(jù)以下公式可求出軸在彎矩和轉(zhuǎn)矩共同作用下 受到的軸應力s （MPa）的大小[13]： s = M W = 32M pd 3 ￡ [s ] （5.3） 2 2 2 M = M c + M s + Tj （5.4） 式中： T j—計算轉(zhuǎn)矩（N·mm）； W w—彎曲截面系數(shù)（mm3）； d—軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑（mm）； M c—在計算斷面處軸的垂向彎矩（N·mm）； M s—在計算斷面處軸的水平彎矩（N·mm）； [s ]—許用應力，在低檔工作時[s ] = 400 MPa。 根據(jù)本次設計方案，變速器的齒輪和軸都選擇 20CrMnTi 滲碳鋼制作，最影響齒輪在 運轉(zhuǎn)的因素是軸的垂直撓度 f c 和水平面內(nèi)軸斷面的轉(zhuǎn)角[14]?？紤]第一軸距離支承點距離 近、受到的運動載荷不大，通常可以忽略不計。變速器齒輪在軸上的位置如圖 5.1 所示時： 圖 5.1 變速器軸的撓度與轉(zhuǎn)角 根據(jù)式（5.5）可求出變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角： fc = fS = F a2b2 ü r ? 3EIL ? t F a2b2 ? ? 3EIL y  （5.5） ? d = Fr ab(b - a) ? 3EIL t 式中： E —彈性模量（MPa）， E = 2.1 ×105MPa； I—慣性矩，對實心軸 I=πd4/64（mm4)； d—軸的直徑(mm)，花鍵處按平均直徑來計算； a,b—齒輪上的作用力矩支座 A、B 的距離(mm)； L—支座間的距離(mm)； fc —軸在垂直面內(nèi)撓度，fs—軸在水平面內(nèi)撓度，δ 軸的轉(zhuǎn)角。 在上面的計算過程中，花鍵軸的計算直徑可取為其花鍵內(nèi)徑的 1.1 倍。軸斷面的轉(zhuǎn)角 不應大于 0.002 rad（弧度）。軸的垂向撓度的容許值[ f c]＝ 0.05 ～ 0.10 mm；軸的水平撓度 的容許值[ f s]＝ 0.10 ～ 0.15 mm[15]。 因為變速器結(jié)構布置時是根據(jù)加工和裝配時的難易程度來決定的軸的尺寸的，所以只 要強度是滿足的，只需要對它的危險斷面完成校核就好了。因為在低檔出的傳動扭矩比較 大，所以只要低檔處校核通過，其它擋也滿足要求?？紤]到第二軸在變速器軸中最為復雜， 所以這里只需要對第二軸進行校核，如果第二軸的強度剛度滿足要求，那么其它軸也滿足。 1、校核變速器第二軸在各個檔位下的強度與剛度是否滿足要求： 在Ⅰ檔處，受到齒輪 Z9 的作用力 由公式（5.2）得： ?ìF(xiàn)tⅠ = 2Temax i / d = 2 ′ 353′103 ′ 7.31（/ 4 ′ 47）? 27451N í ??FrⅠ =