汽車設(shè)計課程設(shè)計 五檔變速器設(shè)計,汽車設(shè)計課程設(shè)計,五檔變速器設(shè)計,汽車,設(shè)計,課程設(shè)計,五檔,變速器 汽車設(shè)計課程設(shè)計 ——變速器設(shè)計 學(xué) 院 機械與汽車工程學(xué)院 班 級 09級車輛3班 指導(dǎo)教師 趙克剛 學(xué)生姓名 鄧國明 學(xué) 號 200930083139 提交日期 20 年 月 日 中間軸式變速器 概 述 變速器的功用是根據(jù)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(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 1.應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 2.工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換擋或自動、半自動換擋來實現(xiàn)。 3.重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4.傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? 5.噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 中間軸式變速器設(shè)計 一、傳動方案和零部件方案的確定 作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，毫無疑問該選用中間軸式多擋機械式變速器。中間軸式變速器傳動方案的共同特點如下： （1） 設(shè)有直接擋； （2） 1擋有較大的傳動比； （3） 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動，擋位低的齒輪（1擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動； （4） 除1擋外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋； （5） 除直接擋外，其他擋位工作時的傳動效率略低。 （一） 傳動方案初步確定 （1）變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，1擋采用滑動直齒齒輪傳動。 （2）倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用支持滑動齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動比有所增加，倒擋的輸出軸從動齒輪與1擋的輸出軸從動齒輪相同。 圖1 中間軸式五擋變速器傳動方案 根據(jù)以上要求，選擇圖1-a方案作為本設(shè)計的中間軸式五擋變速器的傳動方案。 （二）零部件結(jié)構(gòu)方案 1．齒輪形式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點；缺點是制造工藝復(fù)雜，工作時有軸向力。 變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒擋。 2．換擋機構(gòu)形式 此變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。 采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高擋位。為簡化機構(gòu)，降低成本，此變速器1擋、倒擋采用此種方式。 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。因此不適合用于本設(shè)計中的變速器，不采用嚙合套換擋。 使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強度，降低操作難度，2擋以上都采用同步器換擋。 3．變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。 二、主要參數(shù)的選擇和計算 目前，貨車變速器采用4~5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在4~5個，需要通過計算傳動比范圍后最后確定。 （一）先確定最小傳動比 傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比ig和主減速器傳動比i0的乘積來表示 itmin=igmini0 3-1 通常變速器最小傳動比igmin取決于傳動系最小傳動比it0和主減速器傳動比i0，而根據(jù)汽車理論，汽車最高車速時變速器傳動比最小，則根據(jù)公式 ua=0.377rnigmini0 3-2 式中：ua為汽車行駛速度，km/h; n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min; r為車輪半徑，m; igmin特指為最高擋傳動比。 可得 itmin=0.377rnuamax 3-3 輕型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T2977-1977《載重汽車輪胎系列》可選用6.5R16LT，即輪胎的名義寬度為6.5in，輪輞名義直徑16in，貨車輪胎扁平率為90~100，在此取90，則輪胎滾動半徑可以計算為： r=(6.5×90%+16)×25.41000≈0.352(m) 汽車給定的最大車速為80km/h,發(fā)動機轉(zhuǎn)速為3403r/min，代入3-3式得 itmin=5.08 另外，為了滿足足夠的動力性，還需要校核最高擋動力因數(shù)D0max。一般汽車直接擋或最高擋動力因數(shù)取值范圍如下表所示 動力因數(shù)取值 輕型貨車 微型貨車 轎車 0.04~0.08 0.08~0.1 0.1~0.2 本設(shè)計中取D0max=0.06，最小傳動比與最高擋動力因數(shù)D0max有如下關(guān)系 D0max=TtqmaxitminηtrG-CDAuat221.15G 3-4 式中：uat為直接擋或最高擋時，發(fā)動機發(fā)出最大扭矩時的最大車速，km/h，此時可近似取uat=uamax。 其它參數(shù)見下表。 參數(shù)說明 ηt Ttqmax(N.m) 最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速（r/min） 空氣阻力系數(shù)CD 迎風(fēng)面積A(m^2) uamax(km/h) 0.9 235.58 1640 0.8 3.51 80 根據(jù)3-4式可得itmin=5.8>5.08,從滿足最高擋動力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟性，取傳動系最小傳動比為itmin=5.14。若按直接擋igmin=1，則i0=5.14，該車采用單級主減速器，主減速器傳動比i0≤7，滿足要求。 （二）確定最大傳動比 確定傳動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因數(shù)D0max、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系的最大傳動比通常是變速器1擋傳動比ig1與主減速器傳動比i0的乘積，即 itmax=ig1i0 3-5 當汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為 Ftmax=Ff+Fimax 3-6 各表達式展開為 Ttqmaxitminηtr=Gfcosαmax+Gsinαmax 3-7 則 ig1≥G（fcosαmax+sinαmax）rTtqmaxi0ηt 3-8 各參數(shù)見下表 計算參數(shù)表 ηt f i0 r(m) ma(kg) Ttqmax(N.m) αmax 0.9 0.02 5.14 0.352 4500 235.58 16°7'(30%) 代入3-8式計算可得ig1≥4.25。 1擋傳動比還應(yīng)滿足附著條件 Ftmax=Ttqmaxig1i0ηtr≤Fφ 3-9 對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式 Fφ=FZ2φ=G2φ=m2gφ 3-10 式中：m2為后軸質(zhì)量，m2=65%ma，取φ=0.8 將式3-10代入式3-9求得 ig1≤m2gφrTtqmaxi0ηt=7.41 取ig1=6。因此，變速器傳動比范圍是1~6，傳動系最大傳動比itmax=30.84。 （三）擋位數(shù)確定 增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。 在最低擋傳動比不變的情況下，增加變速器的擋位數(shù)會使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動比。實際上，汽車傳動系各擋傳動比大體上是按照等比級數(shù)分配的。 此貨車暫定擋位數(shù)為5，則相鄰擋位傳動比的比值為 Q=4ig1=46.0=1.565<1.8 一般擋數(shù)選擇要求如下： 1） 為了減小換擋難度，相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。 2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。 滿足要求，確定擋位數(shù)為5，則ig1=6，ig2=q3=3.83，ig3=q2=2.45，ig4=q=1.565，ig5=1。為了滿足要求2）各擋取值修正如下：ig1=6，ig2=3.7，ig3=2.34，ig4=1.51，ig5=1 (四)中心距A 對于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強度都有影響。 中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算 A=KA3Temaxig1ηg 3-11 式中：KA為中心距系數(shù)，貨車為8.6~9.6;Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.m；ig1為變速器1擋傳動比；ηg為變速器傳動效率，取96%。 貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。對于本輕型貨車，可取KA=9.3，其余取值按照已有參數(shù)計算3-11式可得A≈102.96mm。 （五）外形尺寸設(shè)計 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，5擋為（2.7~3）A。當變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)取給出范圍的上限。 本車5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A，取整得L=309mm。 （六）齒輪參數(shù) 1．模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)選取的一般原則如下 1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬； 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)； 4）從強度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù)； 5）對于貨車，減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要，因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些； 6）低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。 微型貨車（ma<6t）變速器齒輪法向模數(shù)范圍為3.00~3.50，所選模數(shù)應(yīng)該符合國家標準的規(guī)定。優(yōu)先選用第一系列的模數(shù)，盡量不選括號內(nèi)的模數(shù)。 遵照以上原則，1擋直齒齒輪選用模數(shù)m=3.5mm，其余擋位斜齒齒輪選mn=3.5mm。 同步器與嚙合套的結(jié)合齒多采用漸開線齒形，出于工藝性考慮，同一變速器中的結(jié)合齒模數(shù)相同，其選取范圍為：乘用車和中型貨車取2~3.5。 選取較小的模數(shù)可是齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取2.0。 2．壓力角α 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。 對貨車，為提高齒輪強度應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為20°，嚙合套或同步器壓力角為30°。 3．螺旋角β 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、齒輪強度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，可使齒輪嚙合的重合度增加，因而平穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，以15°~25°為宜，從提高高擋齒輪的接觸強度和重合度出發(fā)，應(yīng)當選用大些的螺旋角。 斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是18°~26°。 4．齒寬b 齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量，但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點削弱，齒輪工作應(yīng)力增加；選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來確定齒寬b。直齒為b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0。斜齒為b=Kcmn，Kc取為6.0~8.5。 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可選為2~4mm。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)Kc可取大些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 因此，每擋主動輪齒寬系數(shù)Kc取8，從動輪齒寬系數(shù)Kc取7。 5．齒輪變位系數(shù)的選擇原則 采用變位齒輪的原因為：配湊中心距；提高齒輪的強度和壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。 高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則如下。 1）對于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 2）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應(yīng)根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去1、2擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。1、2擋和倒擋齒輪應(yīng)該選用較大的值。 6．齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)取值為1.0。 7．各擋齒輪齒數(shù)的分配 （1）確定一擋齒輪齒數(shù) 1擋傳動比 ig1=z2z9z1z10 3-11 1擋采用直齒滑動齒輪傳動 z∑=2Am=z9+z10 3-12 其中模數(shù)m=3.5，中心距A=102.96mm，代入3-12式得z∑=58.83，z∑取整為60，中間軸上1擋齒輪z10的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些，以便使z9z10的傳動比大些，貨車可在12~17之間選取，因此取z8=13，則z7=z∑-z8=47。 （2）修正中心距A A′=mz∑/2=105（mm） 通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為A=105mm。 （3）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式3-11可知 z2z1=ig1z10z9 3-13 常嚙合傳動齒輪z1、z2中心距和1擋齒輪的中心距相等，即 A=mn(z1+z2)2cosβ2 3-14 其中，常嚙合齒輪z1、z2采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=3.5，初選螺旋角β2=26°，代入3-13和3-14，解得z1≈20.3，取整得z1=20，則z2取整為34。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，修正螺旋角β2=25.8°。 本例ig1=z2z9z1z10=6.1466，則齒數(shù)分配合適。 （4）確定其他各擋齒輪的齒數(shù) 1）2擋齒輪齒數(shù)。2擋采用直齒輪傳動 z7z8=ig2z1z2 3-15 A=m(z7+z8)2 3-16 將ig2=3.7和A=105代入3-15和3-16可求得z7=41.1，z8=18.9，分別取整為z7=41，z8=19。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比ig2=3.6683.7，滿足設(shè)計要求。 2）3擋齒輪齒數(shù)的計算。3擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計算如下： z5z6=ig3z1z2 3-17 A=mn(z5+z6)2cosβ6 3-18 tanβ2tanβ6=z1ig3+z2z1+z2 3-19 其中ig3=2.34，初選螺旋角β6=22°，計算式3-19左右兩端得 z1ig3+z2z1+z2=1.496 tanβ2tanβ6=1.2＜1.496 相差較大，盡量縮小差距，取β6=18°，已是極限，代入計算，得tanβ2tanβ6=1.49，相差不大，滿足基本要求。 將β6=18°代入3-17和3-18可求得z5=33，z6=24。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比ig3=2.338=2.34，滿足設(shè)計要求。 按式3-18算出精確的螺旋角β6=18.2°。 3）4擋常嚙合齒輪為斜齒輪 z3z4=ig4z1z2 3-20 A=mn(z3+z4)2cosβ4 3-21 tanβ2tanβ4=z1ig4+z2z1+z2 3-22 其中ig4=1.51，初選螺旋角β4=22°，計算式3-22左右兩端得 z1ig4+z2z1+z2=1.185 tanβ2tanβ4=1.2 相差不大，滿足基本要求。 將β4=22°代入3-20和3-21可求得z3=26，z4=29。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比ig4=1.524=1.51，滿足設(shè)計要求。 按式3-21算出精確的螺旋角β4=25.8°。 4）5擋為直接擋。 （5）確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距 倒擋選用的模數(shù)與1擋齒輪相同，中間軸上倒擋齒輪z11的齒數(shù)已經(jīng)確定為14，倒擋軸上的倒擋齒輪z12一般在21~33之間選取。 初選z12=23，m=3.5，則中間軸與倒擋軸的中心距為 A′=m(z11+z12)2=64.75(mm) 倒擋齒輪z13與1擋齒輪z9嚙合，初選z13=21，則可計算倒擋軸與第2軸的中心距為 A″=m(z13+z9)2=119(mm) iR=z2z12z9z1z11z13=6.25 因此，變速器所有擋位的傳動比確定如下： ig1=6.146 ig2=3.668 ig3=2.338 ig4=1.524 ig5=1 iR=6.25 變速器的設(shè)計計算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。所以需要對齒輪進行計算和校核。 1、輪齒設(shè)計計算 與其它機械設(shè)備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結(jié)果。 1.1齒輪彎曲強度計算 （1）一擋直齒輪彎曲應(yīng)力： 3-23 式中： —彎曲應(yīng)力（MPa）； —圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； —應(yīng)力集中系數(shù)， 取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬(mm)； —端面齒距，； —齒形系數(shù)，=0.2 因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式3-23后得 3-24 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa。 對于本設(shè)計，取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距根據(jù)傳動比換算到1擋的值，前面已經(jīng)得出=235580N·mm，代入下式 得=400486 N·mm 由公式3-24得： =2×400486×1.65×1.1π×3.53×13×8.5×0.2 =488.37MPa<[] 滿足設(shè)計要求。 （2）三擋斜齒輪彎曲應(yīng)力： 3-25 —彎曲應(yīng)力（MPa）； —圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； ； —斜齒輪螺旋角( °)，=18.2°； —應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50； —齒寬(mm)； —法向齒距，； —齒形系數(shù)，=0.165 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式3-25，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為： 3-26 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa。 由公式3-26得： =2×235580×cos18.2×1.5π×24×3.53×0.165×8×2 = 72.5MPa<[] 滿足設(shè)計要求。 1.2輪齒接觸應(yīng)力 3-27 式中： —輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； —齒面上的法向力（N），；為圓周力； —斜齒輪螺旋角( °)； —齒輪材料的彈性模量（MPa）, —齒輪接觸的實際寬度(mm)； —主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪， 斜齒輪； —從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪， 斜齒輪； 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1 表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa) 齒 輪 液體碳氮共滲齒輪 滲 碳 齒 輪 950~1000 1900~2000 一擋和倒擋齒輪 650~700 1300~1400 常嚙合齒輪和高擋齒輪 ①計算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 b = Kcmn =7×3.5=24.5(mm) 由公式3-27得： =759MPa< 滿足設(shè)計要求。 ②計算第二軸一擋直齒輪接觸應(yīng)力 b = Kcm =7×3.5=24.5(mm) 由公式3-27得： =1163.6MPa<[] 滿足設(shè)計要求。 本設(shè)計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，芯部硬度為33~48HRC 2、軸的設(shè)計計算 2.1、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)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計的中間軸采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。倒擋軸采用固定軸式，倒擋軸上的齒輪采用聯(lián)體齒輪，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換 2.2、確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選定： 第二軸和中間軸中部直徑： 第一軸花鍵部分： 式中 ----發(fā)動機的最大扭矩，N·m K----經(jīng)驗系數(shù)，K=4.04.6 為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=0.160.18； 第二軸： d/L=0.180.21。 前面算過，5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A，則L=315mm，中間軸兩支撐間距離略小于變速器殼體的軸向尺寸L，可近似取L=310mm進行計算。 中間軸d/L=47/310=0.15<0.16，過小了，將d取大一點，取d=50mm，則d/L=0.16，滿足設(shè)計要求。 第二軸支撐間的距離通常由經(jīng)驗公式確定： Lz=Lk-2b2=315-2×24.5=266 第二軸d/L=0.19，滿足設(shè)計要求。 2.3、軸的強度驗算 （1）軸的剛度驗算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。 初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應(yīng)當對每個擋位都進行驗算。驗算時將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取Temax。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》有關(guān)公式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近、負荷又小，通常撓度不大，故可不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖2所示時，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δ，則可分別用下式計算 全撓度 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）, —慣性矩(mm)，對于實心軸，； —軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算； 、—為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 ①對于中間軸常嚙合齒輪：變速器軸向尺寸L=315mm，取a=29mm，則b=L-a=286mm 代入上式得： 滿足設(shè)計要求。 ②一擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=315mm，取a=3b2=3×24.5≈74（mm），b=L-a=241（mm） 代入上式得： 滿足設(shè)計要求。 （2）軸的強度驗算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計算相應(yīng)的彎矩Mc，Ms。軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩的共同作用下，其應(yīng)力為： 式中： —計算轉(zhuǎn)矩，N·mm; —軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； —彎曲截面系數(shù)，mm； —在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm； —在計算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm； —許用應(yīng)力。 變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。 對于本例支點A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為： 強度滿足設(shè)計要求。