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1、汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書 題 目：輕型客車四檔中間軸式變速器設(shè)計(jì) 院 別：xxxxxx 專 業(yè)：xxxxx 班 級(jí)：xxxxxxxx 姓 名： xxxxxxxxxxx 學(xué) 號(hào)： xxxxxxxxxxxxxxxxx 指導(dǎo)教師： xxxxxxxxxxxxxx 二零一五年一月十九日 、變速器的功用與組成 4 - 1 .變速器的組成 4 - 二、變速器的設(shè)計(jì)要求與任務(wù) 4 - 2 .變速器的設(shè)計(jì)要求 4 - 3 .變速器的設(shè)計(jì)任務(wù) 4 - 三、變速器齒輪的設(shè)計(jì) 4 - 1 .確定■擋傳動(dòng)比 4 - 2 .各擋傳動(dòng)比的確定 4 - 3 .確定中心距 6 -

2、 4 .初選齒輪參數(shù) 6 - 5 .各擋齒數(shù)分配 9 - 錯(cuò)誤!未定義書簽 錯(cuò)誤!未定義書簽 四、變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 -14 - 1.輪齒強(qiáng)度的計(jì)算 2中間軸的強(qiáng)度校核 五、結(jié)論 -25 - 參考文獻(xiàn) -26 - 現(xiàn)代汽車除了裝有性能優(yōu)良的發(fā)動(dòng)機(jī)外還應(yīng)該有性能優(yōu)異的傳動(dòng)系與之匹 配才能將汽車的性能淋漓盡致的發(fā)揮出來，因此汽車變速器的設(shè)計(jì)顯得尤為重 要。變速器在發(fā)動(dòng)機(jī)和汽車之間主要起著匹配作用，通過改變變速器的傳動(dòng)比， 可以使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。 本次設(shè)計(jì)的是輕型客車變速器設(shè)計(jì)。 它的布置方案采用四檔中間軸式、同步 器換擋，并對(duì)倒擋齒輪和撥叉進(jìn)行

3、合理布置， 前進(jìn)擋采用圓柱斜齒輪、倒檔采用 圓柱直齒輪。兩軸式布置形式縮短了變速器軸向尺寸，在保證擋數(shù)不變的情況下， 減少齒輪數(shù)目，從而使變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊。 首先利用已知參數(shù)確定變速器各擋傳動(dòng)比、中心矩，然后確定齒輪的模數(shù)、 壓力角、齒寬等參數(shù)。由中心矩確定箱體的長(zhǎng)度、高度和中間軸及二軸的軸徑， 然后對(duì)中間軸和各擋齒輪進(jìn)行校核， 驗(yàn)證各部件選取的可靠性。最后繪制裝配圖 及零件圖。 設(shè)計(jì)結(jié)論表明，變速器齒輪及各軸尺寸確定，各軸強(qiáng)度的校核滿足設(shè)計(jì)要求， 設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理。 關(guān)鍵詞：輕型客車、四檔變速器、中間軸式、同步器 ＞變速器的組成 1.變速器的組成 速器通常設(shè)有倒檔，在不改變發(fā)動(dòng)機(jī)旋

4、轉(zhuǎn)方向的情況下汽車能倒退行駛； 設(shè) 有空檔，在滑行或停車時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能保持分離。變速器還應(yīng)能進(jìn)行動(dòng)力輸 出。手動(dòng)變速器基本上是由齒輪、軸、軸承、同步器等動(dòng)力傳動(dòng)部件組成。 變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠?jī)?nèi)燃機(jī)的最 低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達(dá)到的。變速器的倒檔使汽車可以倒退行駛； 其空檔使汽車在 啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、停車和滑行時(shí)能長(zhǎng)時(shí)間將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離。 變速器由變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。 根據(jù)需要，還可以加裝動(dòng)力輸出 器。 按傳動(dòng)比變化方式，變速器可以分為有級(jí)式、無級(jí)式和綜合式三種。 變速器 二、變速器設(shè)計(jì)要求與任務(wù) 1 .變速器的設(shè)計(jì)要求 ① 正確地

5、選擇變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比，并使之與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及主減速 比作優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性。 ② 設(shè)置空擋，以保證汽車在必要時(shí)能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長(zhǎng)時(shí)間分離；使 汽車可以倒退行駛。 ③ 體積小、質(zhì)量小、承載能力強(qiáng)、使用壽命長(zhǎng)、工作可靠。 ④ 操縱簡(jiǎn)單、準(zhǔn)確、輕便、迅速。 ⑤ 傳動(dòng)效率高、工作平穩(wěn)、無噪聲或低噪聲。 ⑥ 制造工藝性好、造價(jià)低廉、維修方便。 ⑦ 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計(jì)要求，遵守 有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)。 ⑧ 需要時(shí)應(yīng)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。 2 .變速器的設(shè)計(jì)任務(wù) 1）同步器換擋，進(jìn)行所有齒輪參數(shù)的設(shè)計(jì)和計(jì)算 2）對(duì)一擋齒輪的

6、接觸強(qiáng)度和彎曲應(yīng)力進(jìn)行校核，以及中間軸的強(qiáng)度校核； 3）繪制常嚙合齒輪和中間軸的 CAD圖。 發(fā)動(dòng)機(jī)取大轉(zhuǎn)矩（Nm） 160 最高車速（Km/h） 100 汽車思質(zhì)量（Kg） 2270 額定轉(zhuǎn)速（r/min） 3800 爬坡度（%） 30 車輪滾動(dòng)半徑（m） 0.33 主減速比 5.1 驅(qū)動(dòng)輪上法向作用力（N） 10810 道路最大阻力系數(shù) 0.278 汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率 0.9 三、變速器齒輪的設(shè)計(jì) 1.確定一擋傳動(dòng)比 本設(shè)計(jì)最高檔位是四檔，傳動(dòng)比為1.0?？紤]到汽車在平坦硬路面上行駛時(shí) 的燃油經(jīng)濟(jì)性，變速器的最高檔位多為直接檔（傳動(dòng)比為

7、 1）或超速檔（傳動(dòng)比 小于1）。這時(shí)汽車的動(dòng)力性及燃油經(jīng)濟(jì)性由發(fā)動(dòng)機(jī)及驅(qū)動(dòng)橋減速比決定。變速 器低檔（一檔，有時(shí)還有爬坡檔）的傳動(dòng)比則決定了汽車的最大爬坡度。選擇最 低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著力、汽車的最低 穩(wěn)定車速，以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮。 汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路 面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力，查文獻(xiàn)［1, 4-1］可知： Temaxig1 i0 T mg fcosmax sin max mg max （3.1） rr 式中：m 一汽車總質(zhì)量； g 一重力加速度； max一道路

8、最大阻力系數(shù)； r r —驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑； Temax 一發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； i0 一主減速比； T 一汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率； max 一最大爬坡度； f 一滾動(dòng)阻力系數(shù)； ig1—變速器一檔傳動(dòng)比。 g 則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動(dòng)比查文獻(xiàn) ［1, 4-4］可知： ig1 mg maxrr （3.2） Temaxi0 T 2270 9.8 0.278 0.33 160 5.1 0.9 =2.7789 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件有: Temaxi g1 i0 T 式中：G2一汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷， 計(jì)算時(shí)取70%mg; 一道路

9、的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 0.5 ~ 0.6。 求得的變速器一檔傳動(dòng)比查文獻(xiàn)［1, 4-4］可知： G2 rr Te max i 0 70% 2270 9.8 0.6 0.33 160 5.1 0.9 =4.1984 變速器一檔傳動(dòng)比的范圍為: 2.7789 ia1 4.1984 g I 根據(jù)本設(shè)計(jì)要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動(dòng)比 i g1 3.825。 g 2 .各擋傳動(dòng)比的確定 變速器最高檔的傳動(dòng)比ign與最低檔的傳動(dòng)比ig1確定以后，中間各檔的傳動(dòng)比 理論上是按公比查文獻(xiàn)［1, 4-4］可知： g1 q n 1 q ign 的幾何級(jí)數(shù)排列

10、，式中n為檔位數(shù)( n 4),四檔傳動(dòng)比ign 1.00 g1 gn 13.825 1 1.00 =1.5639 ig2 ig1 ig3 ig 4 q igi -2 q 1.00 3.825 2.4458 1.5639 3.825 2 1.5639 1.5639 實(shí)際上各檔傳動(dòng)比之間的排列與幾何級(jí)數(shù)排列略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常 用檔位間的公比應(yīng)小些，以便于換檔。另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理配合。 因此初選各檔傳動(dòng)比: 一檔傳動(dòng)比ig1 3.825 二檔傳動(dòng)比ig2 2.732 三檔傳動(dòng)比ig3 1.397 四檔傳動(dòng)比ig4 1.0

11、0 3 .確定中心距 對(duì)中間軸式四檔變速器而言，其中心距系指第一、第二中心線與中間軸中心線 之間的距離。變速器的中心距對(duì)其尺寸及質(zhì)量的大小有直接影響， 它也代表著變 (3.6) 速器的承載能力。三軸式變速器的中心距A,可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)而 得出經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選，查文獻(xiàn)［1, 4-4］可知： A K3Temaxig1 g 式中：K—中心距系數(shù)，轎車取 K=8.9~9.3,貨車取K=8.6~9.6,多檔變速器取 K=9.5~11; Temax一發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N - m； ig1—變速器一檔傳動(dòng)比; g—變速器的傳動(dòng)效率，取 g a 0.96。 g 本設(shè)計(jì)

12、變速器的中心距為: K i Temax i g1 g 9.13 160 3.825 0.96 =76mm 符合乘用車變速器的中心距變化范圍 65~80mm。 初選：A=76mm 變速器的橫向外型尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間(過度)齒輪和換檔 機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。 乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為(3.0~3.4)A。 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用： 四檔——(2.2 ~ 2.7)A 五檔——(2.7 ~3.0)A 六檔——(3.2 ~ 3.5) A 當(dāng)變速器選用的檔數(shù)和同步器時(shí)，

13、上述中心距應(yīng)取給出范圍的上限。 為了檢 測(cè)方便，中心距A最好為正數(shù)。 軸向尺寸處取 2.6A 2.6 76 198 mm 4 .初選齒輪參數(shù) (1)模數(shù)： 對(duì)輕型客車，對(duì)舒適性和操縱穩(wěn)定性要求較高， 故齒輪模數(shù)大小要適合；從 工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。 選取齒輪模數(shù)時(shí)一般遵守的原則是在變速器中心距相同的條件下， 選取較小 的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加， 并 減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(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)減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模 數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒

14、輪應(yīng)有不同的模數(shù)；變速器低檔齒輪應(yīng)選用大些 的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)。 變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表： 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) mn 車型 輕型客車發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量mg/t 1.0< V<1.6 1.614.0 g 模數(shù)mn /mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.0 所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) GB/T1357-1987的規(guī)定， 一檔齒輪初選m=2.75mm；其它檔位初選mn 2.5 mm (2)壓力角 理論上對(duì)于輕型客車，為加大重合

15、度降低噪聲應(yīng)取用 14.5、15、16、 16.5。等小些的壓力角；對(duì)商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5或25。等 大些的壓力角。 國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20。，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20。。 (3)螺旋角 隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪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。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生 軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)力求使中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生的 軸向力平衡，以減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的 螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡(jiǎn)便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè) 計(jì)成一樣的，

16、或者僅取為兩種螺旋角。 從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以 15 ~25 ,宜取 25o (4)齒頂高系數(shù)：在齒輪加工精度提高以后，在我國(guó)齒頂高系數(shù)為 1.00。 (5)根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬： 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(mn)的大小來選定齒寬： 直齒b k’m,(為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0,《=6.0 b 6.5 2.75 18mm 斜齒 b hmn, kc取為 6.0~8.5, kc=8.0 b 8.0 2.5 20mm 5.各擋齒數(shù)分配 圖3.7 四檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖 一檔傳動(dòng)比: ii Z2Z7 Z1Z8 (3.8) 先求其齒數(shù)合Zh,再求Z7和Z

17、8的齒數(shù)，就可以確定一檔傳動(dòng)比。 2A 直齒 斜齒 Zh m 2Acos Zh mn 計(jì)算后取Zh為整數(shù)，然后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小 Z7 三 齒輪的齒數(shù)盡可能取少些，以便使 Z8的傳動(dòng)比大些，在ii一定的條件下，Zi的 傳動(dòng)比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸 的前軸承保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸承孔的限制和裝配的 可能性，該齒輪齒數(shù)又不易取多。乘用車中間軸式變速器一檔傳動(dòng)比 ii=3.5~3.8 時(shí)，中間軸上一檔齒數(shù)可在Z8=15?17之間選取，貨車可在12?17之間選用 檔大齒輪齒數(shù)用Z7 Zh

18、Z8計(jì)算求得 由公式（3.9）得： 2A Zh m 2 76 2.75 初選 Z8=17,則 Z7 Zh 對(duì)中心距進(jìn)行修正： 56 Z8 =56 - 17 = 39 A曳m 2 56 2.75 2 =77 mm 常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 由公式（3.9）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 紅 1 電 （3.10） 4 Z7 而常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等， 查文獻(xiàn)［2, 3-3］可知: (3.11) A mn(Z〔 Z2) A 2 cos 解方程式（3.10）和式（3.11）求Zi與Z2,乙、Z2都應(yīng)取整數(shù)；然后核算一檔傳 動(dòng)比，最后根據(jù)

19、所確定的齒數(shù)，按式（ 3.11）算出精確的螺旋角。 Z2 Z1 聯(lián)立公式（3.10）和公式（3.11）得: .Z8 11 — Z7 mn(Z1 Z2) 2 cos Z2 解方程組4 77 3.825 17 39 2.5(4 Z2) 2cos25 至 1.6673 Zi Zi Z2 55.8286 解得: 乙 21 z2 35 由公式（3.11）算出精確的螺旋角: mn(Z1 Z2) 2 cos arccos mn (乙 Z2) 2A 2.5 56 =arccos 2 77 = 24.62 =24 37

20、12 確定其它各檔的齒數(shù) 二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角 6與常嚙合齒輪的2不同時(shí)，查文獻(xiàn)［2, 知: Z5 .4 —i2 - Z6 Z2 e mn(z5 z6) 而 A n_L_5——叱 初選6 20 ,由公式（3.12）和公式（3.13）得: 3-3］可 (3.(12) (3.(13) 2cos 6 Z5 . Zi 一 i2 一 Z6 Z2 mn(Z5 Z6) A 2 cos 6 至 2.73221 解方程組〃 35 77 2.5憶 4) 2cos20 馬 1.6392 Z6 Z5 Z 58 解得：Z5 36 Z6 22 三檔齒輪是

21、斜齒輪， 螺旋角 4與常嚙合齒輪的2個(gè)同時(shí)， 亙 ig3 亙 （3.15） Z4 Z2 而 A mn(Z5 Z6) (3.16) 2cos 6 查義獻(xiàn)［2, 3-3］可知： 4 26 ,由公式(3.15)和式(3.16)得： 三i二 ig3 Z4 Z2 mn(Z3 Z4) A 2 cos 4 至 1.39721 解方程組z4 35 77 2.5(Z3 Z4) 2cos26 亙 0.8382 Z4 Z3 Z4 56 解得：z3 25 Z4 31 確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近。 倒檔齒輪Z10的齒數(shù)，一般在21~28之 問，初選Zio

22、=26,計(jì)算出中間軸與倒檔軸的中心距 A,查文獻(xiàn)［2, 3-3］可知： 1 —— A —m(z8 Zio) (3.18) 2 由公式(3.18)得： -1 ， A - m(Z8 Z10) 1 -2.75 (17 26) =59.125 mm 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉， 齒輪8和9的齒頂圓之間保持有 De8 2 De9 0.5mm以上的間隙，查文獻(xiàn)［2, 3-3］可知，齒輪9的齒頂圓直徑De9應(yīng)為： De9 0.5 e9 A (3.19) 2 2A De8 1 齒輪8的齒頂圓直徑De8 d8 z8m =17X2.75 =46.75mm ha

23、 (f0 )m (1.0 0)2.75 2.75 mm De8 d8 2ha 46.75 2 2.75 52.25 mm 由公式(3.19)得 De9 2A De8 1 =2X59.125-52.25-1 =65mm 由De9 d9 2ha可得： d9 De9 2ha 65 2 2.75 59.5 mm 59.5 2.75 22.6 Z9 齒輪圓整至z9 23 變速器倒檔傳動(dòng)比： . Z2 Z10 Z7 iR Zl Z8 Z9 35 26 39 4.322 21 17 23 3-3］可知：， 計(jì)算倒檔軸與第二軸的中心距 A查文獻(xiàn)［2, A *7

24、2 1 Z9) -2.75 (39 23) =85 mm 確定各檔齒數(shù)后重新計(jì)算各檔傳動(dòng)比 一檔 ii 衛(wèi) z7 35-^9 3.824 Zi Z8 21 17 二檔 i2 馬馬 35W 2.727 Zi Z6 21 22 三檔 i3 衛(wèi)芻 35 25 1.344 Zi Z4 21 31 四檔i4 1.00 倒檔 iR衛(wèi)包亙 3526個(gè)4.322 Z1 Z8 Z9 21 17 23 四、齒輪校核 1.輪齒強(qiáng)度的計(jì)算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落(點(diǎn)蝕) 、移動(dòng)換 檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時(shí)，齒輪受到較大的沖擊載荷作用； 一

25、對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊 載荷。 所以需要對(duì)齒輪進(jìn)行計(jì)算和校荷。 4.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （1） 一檔直齒輪彎曲應(yīng)力 w,查文獻(xiàn)［2, 3-4］可知: (4.1) FiK Kf bty 式中: w一彎曲應(yīng)力（MPa）; 2T Ft—圓周力（N）, Fi — ;Tg為計(jì)算載荷（N-mm）; d為節(jié)圓

26、直徑（mm）; d K —應(yīng)力集中系數(shù)， K =1.65; Kf—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪 Kf =1.1,從動(dòng)齒輪Kf=0.9; b一齒寬（mm）; t一端面齒距，t m； 一齒形系數(shù)，=0.46 因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑d mz,式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式（4.1） 后得 2TgK Kf w g 3 - （4.2） m zKc c 當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 Temax時(shí)，一、倒檔直齒 輪許用彎曲應(yīng)力在400~800MPa,查文獻(xiàn)［2, 3-4］可知，［w］=600 MPa。 由公式（4.2）得： 2TgK Kf w 一 3 - m

27、zKc 2 160 103 1.65 0.9 = 3 2.75 43 2 0.46 =183.85MPa＜［ w］ 滿足設(shè)計(jì)要求。 （2）二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力 w,查文獻(xiàn)［2, 3-4］可知： F1K w bt K w一彎曲應(yīng)力（MPa）; 一 2T Ft—圓周力（N）, Fi — ;Tg為計(jì)算載荷（N-mm）; d為節(jié)圓直徑（mm）; d d mn z/cos ; 一斜齒輪螺旋角（ ）, 二20。； K —應(yīng)力集中系數(shù)，K =1.50; b一齒寬（mm）; t一法向齒距，t mn ; 一齒形系數(shù)，=0.47 K 一重合度影響系數(shù)，K =2.0。

28、 將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式（4.3）,整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為: 2Tq cos K g w 3 z mn K 當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 Temax時(shí)，斜齒輪許用彎 g 曲應(yīng)力在 180~350MPa,查文獻(xiàn)[2, 3-4]可知，[w]=320 MPa。 由公式（4.4）得： 2Tg cos K w 3 z mn K 一 一一 一 3 一 一 2 160 103 cos20 1.50 = 3 40 2.5 0.47 2.0 =244.38MPa<[ w] 滿足設(shè)計(jì)要求。 4.2輪齒接觸應(yīng)力 j 0.418JFE — — （4.5）

29、 ,b z b 式中： j一輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）; 表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 j(MPa) 齒 輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒 一檔和倒檔齒輪 1900?2000 輪 950~1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300?1400 650~700 F一齒面上的法向力(N), F Fjcos cos ;Fi為圓周力; 斜齒輪螺旋角( ); E 一齒輪材料的彈性模量(MPa) , E 2.1 105MPa b 一齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm); z一主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 (mm),直齒輪 rz sin , 斜齒輪 rz sin / cos

30、2 ; b 一從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 (mm),直齒輪 rb sin , 將作用在變速器第一軸上的載荷 用接觸應(yīng)力 斜齒輪 rb sin c cos2 ； Temax/2作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許 j查文獻(xiàn)［2, 3-4］可知,見表4.1 計(jì)算二軸一檔直齒輪接觸應(yīng)力 j Fi 2Tg d - 3 2 0.5 160 10 1353.1N 118.25 F1 cos 1353.1 cos20 1439.94 N rz sin 24.75 sin 20 8.465 mm % sin 59.125 sin 20 20.223 mm

31、 由公式(4.5)得: j 0.418 FE 1 1 b z b 5 1763.87 2.1 105 1 18 8.465 20.223 0.418 =145.73 MPa<[ j] 滿足設(shè)計(jì)要求。 本設(shè)計(jì)變速器齒輪材料采用 20CrMnTi ,并進(jìn)行滲碳處理，大大提高齒輪的 耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 2.中間軸的強(qiáng)度校核 變速器在工作時(shí)，由于齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸 要受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。 因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生 彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均 有不利

32、影響。因此，在設(shè)計(jì)變速器時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合 為前提條件。 (1)初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器的中心距 A時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑d 0.45A, 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑 d可根據(jù)中心距A按下式初選。 d (0.45 ~ 0.60)A (mm) 初選二軸中部直徑d 0.45 81.125 36.506mm,圓整至d 39mm。 (2)按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算 計(jì)算二軸一檔齒輪嚙合的圓周力 Ft、徑向力Fr和軸向力Fa。查文獻(xiàn)[2, 3-4] 可知： Ft 2Temax i (4.6) Fr 2Temax i tan d cos (

33、4.(7) (4.(8) d 2Temax ‘ tan d 式中：i —至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比; d一計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； 一節(jié)點(diǎn)處壓力角； 一螺旋角 圖4.1二軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 因?yàn)槎S一檔齒輪是直齒輪，所以 0,軸向力Fa 0 圖4.1為變速器二軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 Fnv FNH1 Fnv 1 i 2 FNH2 產(chǎn) a) b) 1] Li Ft Fr L2 L3 Fnhi FNH2 Ft MH | | 11 L T MH e） 如圖4.2所示， 由公式（4.6）

34、 由公式（4.7） 垂直力計(jì)算: FNV1 FNV2 Fr MV WUI1UIIIIII］皿皿1 M ,"■-Hllllll y T T c) d) 圖4,2軸的載荷分析圖 I截面為危險(xiǎn)截面 「算二軸一檔齒輪所受圓周力 Ft為： d mz 2.75 39 107.25 mm 2Temax i t d 3 2 160 10 3.824 115.5 =10594.63N 「算二軸一檔齒輪所受徑向力 Fr為： Fr 2T e max i tan d cos _ 3 _ =2 160 10 tan 20 115

35、.5 1 =1008.40 N Fr L2 Fnv1 (L1 L2) 0 1008.40 28 FNV1 (168 28) 0 1008.40 28 F NV1 Z 168 28 =144.06N 864.34N FNV2 Fr FNV1 1008.40 144.06 水平力計(jì)算: Fa L2 F NH1 ( L1 L2) 10594.63 28

36、 Fnhi (168 28) 0 F NH 1 10594.63 168 28 28 彎矩計(jì)算: =1513.52N Fa F 10594.63 1513.52 9081.11 N a nh 1 Mv Mh FNV1 L1 144.06 168 24202.08 N ? mm FNH1 L1 1513.52 168 254271.36 N ? mm 計(jì)算轉(zhuǎn)矩：Tj Temax i1 160 e max 1 103 3.824 611840 N - mm 作用在齒輪上的Fr和F

37、a使軸在鉛垂面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度 fc；而Ft 使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度 fs。在求得各支點(diǎn)的鉛垂反力和水平 反力后，計(jì)算相應(yīng)的垂向彎矩 Mc和水平彎矩Ms。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下 的軸向應(yīng)力查文獻(xiàn)［2, 3-4］可知: (MPa) (4.8) M 32 M Ww d3 式中：M Ms2 M2 Tj2 Tj—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N - mm; d一軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑， mm； Ww—彎曲截面系數(shù)，mm3; M s—在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，N - mm； Mc—在計(jì)算斷面出軸的垂向彎矩，N ? mm； 一許用應(yīng)力，在低檔工作時(shí)查文獻(xiàn)［2,

38、 3-4］可知 400 MPa. M Jm： M2 Tj2 V24202.082—254271.362 6118402 663014.2 N - mm 由公式（4.8）得： M 32M 3- Ww d 32 663014.2 393 =113.85MPa. 對(duì)齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度 fc和軸斷面在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。 前者改變了齒輪中心距并破壞了其正確嚙合； 后者使大、小齒輪相互歪斜，如圖 （4⑶ 所示，易導(dǎo)致沿齒長(zhǎng)方向壓力分布不均勻。 一“f41y 1s ? 、 3,4s a） b） a）軸在垂直面內(nèi)的變形 b）軸在水平面內(nèi)的變形 圖4.3變速器軸的變形

39、簡(jiǎn)圖 變速器齒輪在軸上的位置如圖（4.4）所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為 fc, 在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為 ，查文獻(xiàn)［2, 3-4］可知： 式中: fc fs 2.2 F〔a b 3EIL 2. 2 F2a b 3EIL (4.(10) F1ab(b a) 3EIL (4.(11) F1一齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）; F2一齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N;） E一彈性模量(MPa) ,E 2,1 105 MPa; I 一慣性矩（mm4）,對(duì)于實(shí)心軸，I d4 / 64 ; d一軸的直徑，花鍵處按平均直徑計(jì)算; a、b一為齒輪上的作用力距支座

40、A、B的距離（mm）; L一支座間的距離（mm）。 圖4.4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 查文獻(xiàn)［2, 3-4］可知，軸的合成撓度為: fs2 f 0.20 mm (4.⑵ 計(jì)算慣性矩I : d4 64 39 3- 113503.2 mm4 64 計(jì)算垂直面內(nèi)撓度fc c 由公式（4.9）得: F1a2b2 fc — 3EIL _ _ _ 2 2 二 1008.40 202 26 3 2.1 105 113503.2 228 =0.00171mm 計(jì)算水平面內(nèi)撓度fs 由公式（4.10）得： 一 2 2 F2a b f s 3EIL 10594.63 20

41、22 262 = 5 3 2.1 10 113503.2 228 =0.0179mm 計(jì)算軸的轉(zhuǎn)角，由式（4.11）得： F1ab（b a） 3EIL 1008.40 203 26 （203 26） = -5 _ _ _ 3 2.1 105 113503.2 228 =0.000058rad 計(jì)算軸的合成撓度 由公式（4.12）得： f f—fs2 =.0.001712 0.01792 =0.01798mm〈 f 軸的垂向撓度的容許值 fc =0.05~0.10mm；軸的水平撓度 fs =0.10~0.15mm; 軸斷面的角不應(yīng)大于0.002rad。經(jīng)過驗(yàn)

42、算，變速器二軸滿足設(shè)計(jì)要求。 五、結(jié)論 本次課程設(shè) 計(jì)是四檔中間軸式變速器，變速器作為是車輛不可或缺 的一部分，是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物，其中機(jī)械式變速箱設(shè)計(jì) 發(fā)展到今天，具技術(shù)已經(jīng)成熟，在完成了最基本的傳動(dòng)功能之外，我們 對(duì)變速器的要求也是越來越高，這是變速箱演變過程的首要催產(chǎn)素。對(duì) 于我們即將踏出校門的學(xué)生來說，其中的設(shè)計(jì)理念還是 很值得我們?nèi)ヌ? 討和學(xué)習(xí)的。 對(duì)于本次設(shè)計(jì)的變速 器來說，采用較大的傳動(dòng)比變化范圍，在保證 汽車必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì) 性的基礎(chǔ)上，其扭矩變化范圍大可以滿足不同 的工況要求。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價(jià)格低廉，而且采用 同步器掛擋，可以使變速器

43、掛擋平穩(wěn)，操縱舒適度增加，噪聲降低，輪 齒不易損壞。本著實(shí)用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計(jì)要求上都進(jìn) 行了詳細(xì)計(jì)算的校荷，因此具有一定的實(shí)用性。 通過本次的課程設(shè)計(jì)，我對(duì)中間軸式四檔變速器有了更深刻的認(rèn) 識(shí)，在機(jī)械技術(shù)發(fā)達(dá)的今天，人們對(duì)變速器的要求一定會(huì)越來越高，通 過對(duì)變速器各 方面的考慮，我想在今后對(duì)變速器設(shè)計(jì)的時(shí)候能在各方面 做到優(yōu)化。在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會(huì)繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)， 以求設(shè)計(jì)更加優(yōu)越和經(jīng)濟(jì)。 畢業(yè)之即，這次的設(shè)計(jì)是對(duì)我大學(xué)學(xué)習(xí)的一次綜合性檢驗(yàn)，更是一 次綜合的學(xué)習(xí)過程。課程 設(shè)計(jì)不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識(shí)而且了 解了不少相關(guān)專業(yè)的知識(shí)，個(gè)人能力得到很大提

44、高。同時(shí)也鍛煉了與人 協(xié)作的精神，為以后我踏入社會(huì)工作打下了良好的基礎(chǔ)。 在完成課程設(shè)計(jì)的過程中，我要感謝給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W(xué)們 參考文獻(xiàn) ［1］羅永革.汽車設(shè)計(jì)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2011 ［2］王望予.汽車設(shè)計(jì)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 ［3］李風(fēng)平.機(jī)械圖學(xué)［M］.沈陽(yáng)：東北大學(xué)出版社 2003 ［4］甘永立.幾何量工差與檢測(cè)［M］.上海：上海科學(xué)技術(shù)出版社 2003 ［5］高延齡.汽車運(yùn)用工程［M］.第二版.北京:人民交通出版社，2001 ［6］鐘建國(guó) 廖耘 劉宏.汽車構(gòu)造與駕駛［M］.長(zhǎng)沙:中南大學(xué)出版社，2002 ［7］肖盛云 徐中明.汽車運(yùn)用工程基礎(chǔ)［M］.重慶:重慶大學(xué)出版社，1997 ［8］鄧亞東等主編［M］汽車設(shè)計(jì) 遼寧：人民交通出版社出版，2003