車輛工程畢業(yè)設(shè)計(jì)18低速載重型汽車變速箱的設(shè)計(jì)與分析

本文格式為Word版，下載可任意編輯——車輛工程畢業(yè)設(shè)計(jì)18低速載重型汽車變速箱的設(shè)計(jì)與分析

目錄

1前言???????????????????????????32低速載重汽車主要參數(shù)的確定????????????????42.1質(zhì)量參數(shù)的確定???????????????????????????42.2發(fā)動(dòng)機(jī)的選型????????????????????????????42.3車速的確定?????????????????????????????53變速箱的設(shè)計(jì)方案?????????????????????63.1設(shè)計(jì)方案的確定???????????????????????????63.1.1兩軸式??????????????????????????????63.1.2三軸式??????????????????????????????63.1.3液力機(jī)械式????????????????????????????63.1.4確定方案?????????????????????????????63.2零部件的結(jié)構(gòu)分析??????????????????????????74基本參數(shù)的確定??????????????????????????84.1變速箱的擋位數(shù)和傳動(dòng)比???????????????????????84.2中心距?????????????????????????????104.3變速箱的軸向尺寸????????????????????????114.4齒輪參數(shù)????????????????????????????114.5各檔齒輪齒數(shù)的分派???????????????????????145齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算?????????????????????????165.1幾何尺寸計(jì)算??????????????????????????165.2齒輪的材料及熱處理???????????????????????175.3齒輪的彎曲強(qiáng)度?????????????????????????175.4齒輪的接觸強(qiáng)度?????????????????????????186軸的設(shè)計(jì)與軸承的選擇??????????????????????216.1軸的設(shè)計(jì)????????????????????????????216.2軸承的選擇???????????????????????????347結(jié)論????????????????????????????????41

表2-2YD480柴油機(jī)技術(shù)參數(shù)型號(hào)氣缸套型式行程（mm）缸心距1小時(shí)功率/轉(zhuǎn)速（kW/r/min）外特性最低燃油消耗率（g/kW·h）最大扭矩（N·m）壓縮比排量（L）噴油壓力（kPa）外形尺寸（長×寬×高）mm×mm×mm凈質(zhì)量（kg）YD480干式直噴式9010029/3000?250.2104181.80922?0.5687?494?6281952.3車速的確定

Pemax?CA3?1?magfVmax?DVmax??(2?3)

?T?360076140?式中Pemax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率，kw；

?T——傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，對(duì)單級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋的4?2式汽車取?T?0.9；

ma——汽車總質(zhì)量，kg；g——重力加速度，m/s2；

f——滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)載貨汽車取0.02，對(duì)礦用自卸汽車取0.03，對(duì)轎車等

高速車輛需考慮車速影響并取f?0.0165?0.0001(Va?50)；Vmax——最高車速，km/h；

CD——空氣阻力系數(shù)，轎車取0.4~0.6，客車取0.6?0.7，貨車取8~1.0.A——汽車正投影面積，m2，在無測量數(shù)據(jù)的狀況下，依照前輪距B1、汽車總

高H、汽車總寬B等尺寸近似計(jì)算：

對(duì)轎車A?0.78BH，對(duì)載貨汽車A?B1H。由公式(2?3)得：

Pemax?CA3?1?magfVmax?DVmax??

?T?360076140?5

29?1?3500?9.8?0.020.9?53?Vmax?Vmax??0.9?360076140?得出Vmax?62.3km/h,由于低速載重型汽車的最高設(shè)計(jì)車速?70km/h，因此該

車滿足設(shè)計(jì)要求。

3變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算

3.1設(shè)計(jì)方案的確定

機(jī)械傳動(dòng)一般應(yīng)用于低速載重型汽車變速箱中，尋常是利用齒輪傳動(dòng)，一般有若干個(gè)固定傳動(dòng)比。依照軸線是否固定，可分為軸線固定式變速箱（普通齒輪變速箱）和軸線旋轉(zhuǎn)式變速箱（行星齒輪變速箱）兩種。采用這種變速箱的低速載重汽車尋常有3～5個(gè)前進(jìn)擋和一個(gè)倒擋。

近幾年機(jī)械式無級(jí)變速箱和液力機(jī)械變速箱在汽車上普遍得到應(yīng)用,依照當(dāng)前被廣泛應(yīng)用的變速箱種類，和適用的范圍，初步確定三種設(shè)計(jì)方案。

3.1.1兩軸式

兩軸式變速箱的結(jié)構(gòu)簡單、形式緊湊，除最高擋外其他各檔的傳動(dòng)效率很高。兩軸式變速箱的輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱向布置時(shí)，主減速器可采用雙面齒輪或螺旋錐齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫向布置時(shí)，可采用圓柱齒輪。除倒擋常用直齒圓柱齒輪外，其它擋位的傳動(dòng)均采用斜齒圓柱齒輪,但兩軸式變速箱沒有布置直接擋，在處于高擋工作時(shí)，齒輪和軸承同時(shí)受載，會(huì)產(chǎn)生很大的噪聲，也會(huì)加劇磨損。由于兩軸式變速箱的輸入軸和輸出軸平行且無中間軸，一般應(yīng)用在發(fā)動(dòng)機(jī)前置、前輪驅(qū)動(dòng)或發(fā)動(dòng)機(jī)后置、后輪驅(qū)動(dòng)的轎車和中、小型貨車上。

3.1.2三軸式

三軸式變速箱的輸入軸斜齒圓柱齒輪與輸出軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且輸入、輸出軸同心。直接檔可以將輸入、輸出軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不受載，而輸入、輸出軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩。所以直接擋具有很高的傳動(dòng)效率，產(chǎn)生的磨損和噪音也最小,由于其它前進(jìn)擋傳遞扭矩時(shí)需依次經(jīng)過兩對(duì)齒輪。所以當(dāng)齒輪中心距較小時(shí)依舊可以得到大的一擋傳動(dòng)比，但相對(duì)于直接擋，其它各檔的傳動(dòng)效率有所降低，所以三軸式變速箱應(yīng)用在發(fā)動(dòng)機(jī)前置、后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。

3.1.3液力機(jī)械式

主要組成有液力變矩器和齒輪式有級(jí)變速器,其優(yōu)點(diǎn)是傳動(dòng)比可在一定范圍內(nèi)作無級(jí)變化，缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)形式繁雜，成本高，傳動(dòng)效率低。

3.1.4確定方案

由于低速載重型汽車的發(fā)動(dòng)機(jī)一般為前置，驅(qū)動(dòng)輪一般為后輪，同時(shí)考慮到生

6

產(chǎn)成本和便于維護(hù)等因素，再聯(lián)系變速箱的特點(diǎn)和所給任務(wù)書的要求，最終選用三軸式變速箱(見圖3?1)。

圖3-1三軸式變速器

相對(duì)于前進(jìn)擋來說，倒擋被使用得很少，換倒擋一般在停車時(shí)，所以采用直齒圓柱齒輪方式倒擋。變速箱的一擋或倒擋因傳動(dòng)比大，使其工作時(shí)對(duì)應(yīng)的齒輪所受的作用力增大，從而導(dǎo)致變速箱軸產(chǎn)生較大的轉(zhuǎn)角和撓度，破壞齒輪的嚙合狀態(tài)，最終加劇齒輪磨損，同時(shí)產(chǎn)生較大的噪聲。因此，為了改善這一狀況，一檔與倒擋

（見圖3-2）均布置在靠近軸的支承處，布置方案如下：。

圖3-2倒擋布置

3.2零部件的結(jié)構(gòu)分析

a.齒輪型式

在三軸式變速箱中，只有一對(duì)常嚙合齒輪副，所以不添加同步器，直接選用直齒圓柱齒輪用來換擋。

b.軸的結(jié)構(gòu)分析[6]

軸在正常工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，會(huì)引起軸的明顯變形，從而導(dǎo)致齒輪無法正

7

常嚙合，有較大的噪聲產(chǎn)生，使用壽命下降。在設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)時(shí)，在保證其強(qiáng)度與剛度外，還需考慮齒輪、軸承等的裝卸、固定、加工等因素。

第一軸尋常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動(dòng)協(xié)同。

其次軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應(yīng)增大，可加強(qiáng)軸的剛度。當(dāng)一擋、倒擋采用滑動(dòng)齒輪掛擋時(shí)，其次軸的相應(yīng)花鍵則采用矩形花鍵及動(dòng)協(xié)同，這時(shí)不僅要求磨削定心的外徑，一般也要磨削鍵齒側(cè)，而矩形花鍵的齒側(cè)磨削要比漸開線花鍵簡單。

變速器中間軸分為旋轉(zhuǎn)式及固定式兩種。旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個(gè)滾動(dòng)軸承上。其上的一擋齒輪常與軸做成一體，而高擋齒輪則用鍵或過盈協(xié)同與軸連接以便于更換。

固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓協(xié)同并用鎖片等作軸向定位。剛度主要由支承于其上的連體齒輪（寶塔齒輪）的結(jié)構(gòu)保證。僅用于當(dāng)殼體上無足夠位置設(shè)置滾動(dòng)軸承和軸承蓋時(shí)。

c.軸承型式[6]

變速器多采用滾動(dòng)軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。尋常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗(yàn)算其壽命。

第一軸前軸承（安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔中）采用向心球軸承：后軸承為外圈帶止動(dòng)槽的向心球軸承，由于它不僅受徑向負(fù)荷而且承受向外的軸向負(fù)荷。為便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。

其次軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動(dòng)槽的單列向心球軸承，由于它也要承受向外的軸向力。某些轎車往往在加長的其次軸后端設(shè)置輔助支承，并選擇向心球軸承。

旋轉(zhuǎn)式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承不承受軸向力，由于在該處布置軸承蓋困難；后軸承為帶止動(dòng)槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應(yīng)力求相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。中間軸軸承的徑向尺寸常受中心距尺寸限制，故有時(shí)采用無內(nèi)圈的短圓柱滾子軸承。

固定式中間軸采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪（塔輪，寶塔齒輪）。

4基本參數(shù)的確定

4.1變速器的擋位數(shù)和傳動(dòng)比

不同類型汽車的變速器，其擋位數(shù)也不盡一致。轎車變速器傳動(dòng)比變化范圍較?。s為3～4），過去常用3個(gè)或4個(gè)前進(jìn)擋，但近年來為了提高其動(dòng)力性特別是燃料經(jīng)濟(jì)性，多已采用5個(gè)前進(jìn)擋。輕型貨車變速器的傳動(dòng)比變化范圍約為5～6，其他貨車為7以上，其中總質(zhì)量在3.5t以下者多用四擋變速器，為了降低油耗亦趨向于增加1個(gè)超速擋；總質(zhì)量為3.5～l0t多用五擋變速器；大于l0t的多用6個(gè)前進(jìn)擋或更多的擋位。

8

選擇最低擋傳動(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、確定。

a.根據(jù)汽車最大爬坡度確定

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)力用于戰(zhàn)勝輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有：

TemaxigⅠi0?t?mg(fcos?max?sin?max)?mg?max(4?1)

rr則由最大爬坡度要求的變速箱Ⅰ擋傳動(dòng)比為：

imgrrΨmaxgⅠ?Tiemax0?t式中m——汽車總質(zhì)量；

g——重力加速度；f——道路阻力系數(shù)；

Ψmax——道路最大阻力系數(shù)；

?max——最大爬坡要求；rr——驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑；

Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；i0——主減速比；

?t——汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。主減速比i0的確定：

i0?(0.377～0.472)rrnpviamaxgh式中rr——車輪的滾動(dòng)半徑，m；np——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；igh——變速箱最高擋傳動(dòng)比；vmax——最高車速，km/h。

本課題變速箱igh?1，一般貨車的最大爬坡度約為30%，即?max?16.7?，由公式(4?3)得：

irrnp0?(0.377～0.472)?0.425rrnpv

amaxigh62.3由公式(4?2)得：

??max?0.02cos16.7?sin16.7??0.306

imgrrΨmax3500?9.8?0.306?62.3gⅠ?T?0.425?3000?0.9?5.48

emaxi0?t104?b.根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件確定變速箱Ⅰ擋傳動(dòng)比為：

9

(4?2)

(4?3)

f?0.02

igⅠ?G2rr?(4?4)

Temaxi0?t式中G2——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷；?——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取??0.5~0.6。

由于貨車4?2后輪單胎滿載時(shí)后軸的軸荷分派范圍為60%?68%，所以

G2?3500?9.8?68%?23324N

由公式(4?3)和公式(4?4)得：

igⅠ?G2rr?23324?0.6?62.3??7.31

Temaxi0?t119340綜合a和b條件得：5.48?ig?7.31，取igI?(5.48?7.31)/2?6.40

變速器的Ⅰ擋傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高擋一般為直接擋，有時(shí)用超速擋。中間擋的傳動(dòng)比理論上按公比為q?n?1ig1何級(jí)數(shù)排列。

由于q?n?1ign（其中n為擋位數(shù)）的幾

ig1ign?36.40?1.875，所以igIII?q?1.875，igII?igIII?q?3.5161實(shí)際上與理論值略有出入，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。

在變速器結(jié)構(gòu)方案、擋位數(shù)和傳動(dòng)比確定后，即可進(jìn)行其他基本參數(shù)的選擇與計(jì)算。

4.2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距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)公式初選：

A?KA3TⅠmax(4?5)

式中KA——中心距系數(shù)。對(duì)轎車取8.9～9.3；對(duì)貨車取8.6～9.6；對(duì)多擋主變速

器，取9.5～11；

TⅠmax——變速器處于Ⅰ擋時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，TⅠmax?TemaxigⅠ?g；

(4?6)

Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N?m；igⅠ——變速器的Ⅰ擋傳動(dòng)比；

?g——變速器的傳動(dòng)效率，取0.96。由公式(4?6)得：

TⅠmax?TemaxigⅠ?g?104?6.4?0.96?638.976N?m

10

由公式(4?5)得:

A?KA3T～9.6)3638.976?74.07～82.686mmⅠmax?(8.6初選中心距也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出：

A?KAe3Temax(4?7)

式中KAe——按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時(shí)的中心距系數(shù)，對(duì)轎車取14.5～16.0，對(duì)貨車取17.0～19.5。

由公式(4?7)得:

A?KAe3Temax?(17.0～19.5)3104?79.95～91.7mm

商用車變速器的中心距約在80~170mm范圍內(nèi)變化,初選A?100mm

4.3變速器的軸向尺寸

變速器的軸向尺寸與擋位數(shù)、齒輪型式、換擋機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，

設(shè)計(jì)初可根據(jù)中心距A的尺寸參用以下關(guān)系初選。

貨車變速器殼體的軸向尺寸：四擋(2.4~2.8)A五擋(2.7~3.0)A六擋(3.2~3.5)A

初選軸向尺寸:(2.4~2.8)A?(2.4~2.8)A?100?240~280mm變速器殼體的軸向尺寸最終應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。

4.4齒輪參數(shù)

a.齒輪模數(shù)

齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲乏強(qiáng)度或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定。選擇模數(shù)時(shí)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對(duì)轎車很重要，而對(duì)載貨汽車則應(yīng)重視減小質(zhì)量。

根據(jù)圓柱齒輪強(qiáng)度的簡化計(jì)算方法，可列出齒輪模數(shù)m與彎曲應(yīng)力?w之間有如下關(guān)系：

直齒輪模數(shù)

m?32TjK?Kf?zKcy?w(4?8)

式中Tj——計(jì)算載荷，N?mm；

K?——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65；

Kf——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，被動(dòng)齒輪取0.9；z——齒輪齒數(shù)；

Kc——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.7~7.0；

y——齒形系數(shù)，見圖3-3。齒高系數(shù)f一致、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)：

11

y14.5?0.79y20，y17.5?0.89y20，y22.5?1.1y20，y25?1.23y20；壓力角相

?w同、齒高系數(shù)為0.8時(shí)，yf?0.8?1.14yf?1；

——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)Tj?Temax時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力

[?w]?400~850MPa。

?圖4-3齒形系數(shù)y（當(dāng)載荷作用在齒頂,??20,f0?1.0）

根據(jù)參考同類車型，初選第一軸的軸齒輪的齒數(shù)z?17，查圖4-3得y?0.12。由公式(4?8)得：

m?32TjK?Kf?zKcy?w2?104?103?1.65?1.1?3

3.14?17?4.4?0.12?(400～850)?2.5~3.22

從輪齒應(yīng)力的合理性及強(qiáng)度考慮,每對(duì)齒輪應(yīng)有各自的模數(shù),但出于工藝考慮，

模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案。表3-1給出了汽車變速器齒輪模數(shù)范圍。

表4-1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車型微型、輕型轎車2.25～2.75中級(jí)轎車2.75～3中型貨車3.50～4.5重型汽車4.50～6mn設(shè)計(jì)時(shí)所選模數(shù)應(yīng)符合國標(biāo)GB1357-78規(guī)定(表4-2）并滿足強(qiáng)度要求。

表4-2汽車變速器常用齒輪模數(shù)（mm）ⅠⅡⅠⅡ1--1.251.5-----1.754-2--4.5-2.255-2.5--5.5-2.756-3--3.253.253.53.7512

由表4-1和表4-2并且參照同類車型選取m?3.5。b.齒形、壓力角和螺旋角

汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按下表取值。

表3-3汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角項(xiàng)目車型轎車一般貨車重型車齒形高齒并修形標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-78標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-78壓力角（度）14.5°、15°、16°、16.5°20°低檔、倒檔22.5°、25°螺旋角（度）25°～45°20°～30°小螺旋角齒形壓力角較小時(shí)，重合度較大，并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和

退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。試驗(yàn)證明對(duì)于直齒輪壓力角為28°時(shí)強(qiáng)度最高，超過28°強(qiáng)度增加不多；實(shí)際上，因國家規(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°。本課題的所有齒輪選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪。

c.齒寬

齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強(qiáng)度和工作平穩(wěn)性。尋常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b：

（4-9）b?Kcmn

式中Kc——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4~7.0，斜齒輪取7.0~8.6；

mn——法面模數(shù)。

第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。

（4-9）由公式得：

b?(4.4~7.0)?3.5?15.4~24.5mm,可以確定各擋的齒輪的齒寬。常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪b?16mm,第一軸軸齒輪b?18mm；Ⅰ擋：中間軸上齒輪b?21mm,對(duì)應(yīng)的一擋齒輪b?21mm；Ⅱ擋：中間軸上齒輪b?19mm,對(duì)應(yīng)的二擋齒輪b?19mm；Ⅲ擋：中間軸上齒輪b?21mm,對(duì)應(yīng)的三擋齒輪b?21mm；倒擋：b?21mm,b?19mm。d.齒頂高系數(shù)

在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被使用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒輪的齒頂高系數(shù)f0?1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用。現(xiàn)代轎車變速器多采用齒頂高系數(shù)大于1的“高齒齒輪〞（或相對(duì)于短齒齒輪而言而稱為長齒齒輪），由于它不僅可使重合度增大，而且在強(qiáng)度、噪聲、動(dòng)載荷和振動(dòng)等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相對(duì)滑動(dòng)速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于

13

0.3m）等問題。本課題的齒頂高系數(shù)f0?1.0。

4.5各檔齒輪齒數(shù)的分派

在初選變速器的擋位數(shù)、傳動(dòng)比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)方案簡圖后，即可對(duì)各檔齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分派。

53178642910圖4-4本課題變速器結(jié)構(gòu)簡圖

a.確定Ⅰ擋齒輪的齒數(shù)已知Ⅰ擋傳動(dòng)比igⅠ，且

igⅠ?z2?z7（4-10）

z1?z8為了確定z7、z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和z?：直齒齒輪：

2A（4-11）z??

m先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分派給z7、z8。為了使z7/z8盡量大一些，應(yīng)將z8取得盡量小一些，這樣，在igI已定的條件下z2/z1的傳動(dòng)比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分派到較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置其次軸的前軸承。z8的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此z8的選定應(yīng)與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的Ⅰ擋直齒輪的最小齒數(shù)為12~14，選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減小大、小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)的機(jī)遇，否則會(huì)引起齒面的不均勻磨損。

由公式(4?11)得：

2A2?100z????57.14

m3.5取z??60，考慮到上述條件以及選用了標(biāo)準(zhǔn)齒輪（齒數(shù)不要小于17），故z8?17，得出z7?60?17?43。

b.修正中心距A

14

若計(jì)算所得的z7、z8不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距A，修正后的中心距則是各擋齒輪齒數(shù)分派的依據(jù)。

由公式(4?11)得：

A?(3.5?60)/2?105mm

c.確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)

zz2?igⅠ8(4?12)z1z7確定了z7、z8后由公式(4?11)和(4?12)聯(lián)立方程求解z1、z2

z86.4?17?z2?i??2.53gⅠ?zz43?17,故z1?17；z2?43?2A2?105?(z1?z2)???60?m3.5?d.確定其他擋位的齒輪齒數(shù)

Ⅱ擋齒輪副：

igⅡ?z2?z5(4?13)z1?z6由公式(4?11)和(4?13)聯(lián)立方程求解z5、z6。由于igII?igIII?q?3.516，所以先試湊z5、z6。試湊出z5?33、z6?27，此時(shí)igII?3.09。Ⅲ擋齒輪副：

igⅢ?z2?z3(4?14)z1?z4由公式(4?11)和(4?14)聯(lián)立方程求解z5、z6。由于igIII?q?1.875，所以先試湊z3、z4。

z2?z343?z3?i??gⅢ?z1?z417?z4???z?z?2A?2?105?6034?m3.5?試湊出z3?24、z4?36，此時(shí)igIII?1.69。

e.確定倒擋齒輪副的齒數(shù)

尋常Ⅰ擋與倒擋選用同一模數(shù)，且尋常倒擋齒輪齒數(shù)z10?21~23。則中間軸與倒擋軸之間的中心距為：

A'?m(z8?z10)/2(4?15)

初選z10?22,由公式(4?15)得:

A'?m(z8?z10)/2?3.5(17?22)/2?68.25mm

15

為了避免干擾，齒輪8與齒輪9的齒頂圓之間應(yīng)有不小于0.5mm的間隙，則:

da8/2?da9/2?A'?0.5(4?16)由公式(4?16)得:

da9?2A'?da8?1?2?68.25?17?3.5?3.5?2?1?69mm

d9?da9?2ha?69?2?3.5?62mm

根據(jù)d9選擇齒數(shù)，取z9?17。最終計(jì)算倒擋與其次軸的中心距：

A'?m(z7?z9)/2(4?17)

由公式(4?17)得:

A'?m(z7?z9)/2?3.5?（43?17）/2?105mm

ig倒檔?z2?z10?z743?22?43?8.28?z1?z8?z917?17?17綜合上述計(jì)算修正一下各擋的傳動(dòng)比（見下表）。

表4-4各擋速比擋位速比Ⅰ6.40:1Ⅱ3.09:1Ⅲ1.69:1Ⅳ1:1倒擋8.28:15齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算

5.1幾何尺寸計(jì)算

常嚙合齒輪副：z1?17d?mz?3.5?17?59.5da?d?ha?59.5?2?3.5?66.5dt?d?2ht?59.5?2?3.5?1.25?50.75

z2?43d?mz?3.5?43?150.5da?d?2ha?150.5?2?3.5?157.5dt?d?2ht?150.5?2?3.5?1.25?141.75

Ⅰ擋齒輪副：z8?17d?mz?3.5?17?59.5da?d?2ha?59.5?2?3.5?66.5dt?d?2ht?59.5?2?3.5?1.25?50.75

z7?43d?mz?3.5?43?150.5da?d?2ha?150.5?2?3.5?157.5dt?d?2ht?150.5?2?3.5?1.25?141.75

Ⅱ擋齒輪副：z6?27d?mz?3.5?27?94.4da?d?2ha?94.5?2?3.5?101.5dt?d?2ht?94.5?2?3.5?1.25?85.75

z5?33d?mz?3.5?3?115.5da?d?2ha?115.5?2?3.5?122.5dt?d?2ht?115.5?2?3.5?1.25?106.75

Ⅲ擋齒輪副：z4?36d?mz?3.5?36?126da?d?2ha?126?2?3.5?133dt?d?2ht?126?2?3.5?1.25?117.25

z3?24d?mz?3.5?24?84da?d?2ha?84?2?3.5?91dt?d?2ht?84?2?3.5?1.25?75.25

16

倒擋齒輪：z10?22d?mz?3.5?22?77da?d?2ha?77?2?3.5?84dt?d?2ht?77?2?3.5?1.25?68.25

z9?17d?mz?3.5?17?59.5da?d?2ha?59.5?2?3.5?66.5dt?d?2ht?59.5?2?3.5?1.25?50.75見圖4-4（單位：mm）。

5.2齒輪的材料及熱處理

現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合,以大大提高其接觸強(qiáng)度,彎曲強(qiáng)度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時(shí)也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本。

國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。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)化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下：

mn?3.5滲碳深度0.8~1.2mm3.5?mn?5滲碳深度.9~1.3mm0mn?5滲碳深度1.0~1.6mm

滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。

本課題變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。

5.3齒輪的彎曲強(qiáng)度

直齒齒輪彎曲應(yīng)力?w：

?w?2TjK?Kf?m3zKcy(5?1)

式中Tj——計(jì)算載荷，N?mm；

K?——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65；

Kf——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，被動(dòng)齒輪取0.9；m——齒輪模數(shù)；z——齒輪齒數(shù)；

Kc——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4~7.0；

y——齒形系數(shù)，見圖4-3。齒高系數(shù)f一致、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)：

y14.5?0.79y20，y17.5?0.89y20，y22.5?1.1y20，y25?1.23y20；壓力角一致、齒高系數(shù)為0.8時(shí)，yf?0.8?1.14yf?1；

?w——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)Tj?Temax時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力

[?w]?400~850Mpa。

由于該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當(dāng)校核時(shí)只要校核受力最大和危險(xiǎn)的擋位齒輪。故分別計(jì)算Ⅰ擋、倒擋齒輪的彎曲強(qiáng)度。

a.Ⅰ擋齒輪副：主動(dòng)齒輪z8?17,從動(dòng)齒輪Z7?43

Ⅰ擋主動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷Tj?Temax?104?43/17?263.06N?m

17

由公式(5?1)得:主動(dòng)齒輪z8的彎曲強(qiáng)度：

?w?2TjK?Kf?m3zKcy?2?263.06?1.65?1.1?1000?496.7～790.2MPa

3.14?3.53?17?(4.4～7)?0.12Ⅰ擋從動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷Tj?TemaxigI?104?6.40?665.6N?m從動(dòng)齒輪z7的彎曲強(qiáng)度：

?w?2TjK?Kf?m3zKcy?2?665.6?1.65?0.9?1000?406.53～646.75MPa

3.14?3.53?43?(4.4～7)?0.12b.倒擋齒輪副:由于倒擋齒輪相當(dāng)于一個(gè)惰輪,所以主動(dòng)齒輪是z8?17，從動(dòng)齒輪是z10?22。通過惰輪后主動(dòng)齒輪是z9?17，從動(dòng)輪是Z7?43。

惰輪的計(jì)算載荷Tj?Temaxi12i810?104?(43/17)?340.43N?m通過惰輪前，z10?22的彎曲強(qiáng)度由公式(5?1)得:

?w?2TjK?Kf?m3zKcy?2?340.43?1.65?0.9?1000?406.40～646.54MPa33.14?3.5?22?(4.4～7)?0.12通過惰輪后主動(dòng)輪是z9?17，從動(dòng)輪是z7?43。

z9的計(jì)算載荷Tj?Temaxi12i810?104?(43/17)?340.43N?m

?w?2TjK?Kf?m3zKcy2TjK?Kf?2?340.43?1.65?1.1?1000?642.79～1022.63MPa33.14?3.5?17?(4.4～7)?0.12z7的計(jì)算載荷Tj?Temaxi倒擋?104?8.28?861.12N?m

?w??m3zKcy?2?861.12?1.65?0.9?1000?525.94～836.73MPa

3.14?3.53?43?(4.4～7)?0.12以上的齒輪副都滿足彎曲強(qiáng)度的要求。

5.4齒輪的接觸強(qiáng)度

齒輪的接觸應(yīng)力按下式計(jì)算：

?j?0.418FE11(?)(5?2)b?1?2式中F——法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力，N；

F?Ft(5?3)

cos?cos?

Ft——端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力，N；

Ft?2Tjd(5?4)

Tj——計(jì)算載荷，N?mm；d——節(jié)圓直徑，mm；

18

?——節(jié)點(diǎn)處壓力角；?——螺旋角；

E——齒輪材料的彈性模量，鋼取2.1?105Mpa；

b——齒輪接觸的實(shí)際寬度，斜齒齒輪為b/cos?代替，mm；

?1,?2——主、被動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑，mm；直齒齒輪：?1?r1sin?，

?2?r2sin?；斜齒齒輪：?1?r1sin?/cos2?，?2?r2sin?/cos2?；

r1，r2——分別為主、被動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑，mm。當(dāng)計(jì)算載荷為Tj?0.5Temax許用接觸應(yīng)力見表5-5。

表5-5變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪一檔及倒擋常嚙合及高擋

?j/MPa滲碳齒輪1900～20001300～1400氰化齒輪950～1000650～700常嚙合齒輪副：當(dāng)計(jì)算載荷為Tj?0.5Temax?0.5?104?52N?m由公式(5?4)和(5?3)得:

Ft?2Tjd?2?52?1000?1747.9N

17?3.5F?Ft1747.9??1860.01N

cos?cos?cos20?1?r1sin??(17?3.5?sin20)/2?10.2mm

?2?r2sin??(43?3.5?sin20)/2?25.7mm

由公式(5?2)得:

FE111860.01?2.1?10511?j?0.418(?)?0.418(?)?764.40MPa

b?1?21610.225.7Ⅰ擋:計(jì)算載荷為Tj?0.5Temaxii?0.5?104?6.40?332.8N?m由公式(5?3)和(5?4)得:

Ft?2Tjd?2?332.8?1000?4422.6N

43?3.5F?Ft4422.6??4706.4N

cos?cos?cos2019

?1?r1sin??(17?3.5?sin20)/2?10.2mm

?2?r2sin??(43?3.5?sin20)/2?25.7mm

由公式(5?2)得:

FE114706.4?2.1?10511?j?0.418(?)?0.418(?)?1061.4MPa

b?1?22110.225.7Ⅱ擋：計(jì)算載荷為Tj?0.5TemaxiII?0.5?104?3.09?160.68N?m由公式(5?4)和(5?3)得:

Ft?2Tjd?2?160.68?1000?2782.34N

33?3.5F?Ft2782.34??2959.94N

cos?cos?cos20?1?r1sin??(27?3.5?sin20)/2?16.16mm

?2?r2sin??(33?3.5?sin20)/2?19.75mm

由公式(5?2)得:

FE112959.94?2.1?10511?j?0.418(?)?0.418(?)?803.69MPa

b?1?21916.1619.75Ⅲ擋：計(jì)算載荷為Tj?0.5TemaxiIII?0.5?104?1.69?87.88N?m由公式(5?4)和(5?3)得:

Ft?2Tjd?2?87.88?1000?2092.38N

24?3.5F?Ft2092.38??2225.94N

cos?cos?cos20?1?r1sin??(36?3.5?sin20)/2?21.55mm

?2?r2sin??(24?3.5?sin20)/2?14.36mm

由公式(5?2)得:

FE112225.94?2.1?10511?j?0.418(?)?0.418(?)?671.78MPab?1?22121.5514.36倒擋:計(jì)算載荷為Tj?0.5Temaxi12?0.5?104?43/17?131.53N?m

20

由公式(5?4)和(5?3)得:

Ft?2Tjd?2?131.53?1000?4421.18N

17?3.5F?Ft4421.18??4704.88N

cos?cos?cos20?1?r1sin??(17?3.5?sin20)/2?10.2mm

?2?r2sin??(22?3.5?sin20)/2?13.17mm

由公式(5?2)得:

FE114704.88?2.1?10511?j?0.418(?)?0.418(?)?1195.74MPa

b?1?22110.213.17計(jì)算載荷為Tj?0.5Temaxi倒擋?0.5?104?8.28?430.56N?m,

由公式(5?4)和(5?3)得:

Ft?2Tjd?2?430.56?1000?5721.73N

43?3.5F?Ft5721.73??6088.89N

cos?cos?cos20?1?r1sin??(17?3.5?sin20)/2?10.17mm?2?r2sin??(43?3.5?sin20)/2?25.7mm

由公式(5?2)得:

FE116088.89?2.1?10511?j?0.418(?)?0.418(?)?1206.88MPa

b?1?22110.1725.7以上擋位的齒輪副都滿足接觸強(qiáng)度的要求（見表5-5）。

6軸的設(shè)計(jì)與軸承的選擇

變速器軸在工作中承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸

向力引起的彎矩。剛度不足會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強(qiáng)度、耐磨性及壽命。

6.1軸的設(shè)計(jì)

軸的徑向及軸向尺寸對(duì)其剛度影響很大，且軸長與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)。變速器軸的最大直徑d與支承間的距離l可按以下關(guān)系式初選：

d對(duì)第一軸及中間軸：?0.16~0.18

l

21

d?0.18~0.21(6?1)l三軸式變速器的其次軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A（mm）按下式初選：

對(duì)其次軸：

d?(0.45~0.60)A(6?2)

由公式(6?2)得：

d?(0.45~0.60)A?(0.45~0.60)?105?47.25~63mm

由公式(6?1)得：

其次軸：l?d/(0.18~0.21)?225~350mm；

中間軸：l?d/(0.16~0.18)?262.5~393.75mm；

第一軸：l?d/(0.16~0.18)?104.4~135.13mm。

第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax(N?m)按下式初選：

d?(4~4.6)?3Temax(6?3)

由公式(6?3)得：

d?(4~4.6)?3Temax?(4~4.6)3104?18.8~21.62mm

初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反力，必需先求其次軸的支點(diǎn)反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)，將軸看作鉸接支承的梁，作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取Temax。

齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr、及軸向力Fa可按下式求出：

Ft?2Temaxi/d??Fr?2Temaxitan?/(dcos?)?(