资源描述
摘 要课题来源于生产实际，依据机动车安全技术条件和汽车机械变速器总成技术条件，针对低速载货汽车的运行特点而设计。参与了汽车的总体设计，确定了汽车的质量参数，选择了合适的发动机，并且计算出汽车的最高速度。关于变速器的设计，首先选择标准的齿轮模数，在总档位和一档速比确定后，合理分配变速器各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定了齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图。根据经验公式初步计算出轴的尺寸，然后对每个档位下轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构和尺寸，绘制出各根轴的零件图。根据结构布置和参考同类车型的相应轴承后，按国家标准选择合适的轴承，然后对轴承进行使用寿命的验算，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。此变速器的齿轮都为标准齿轮，档位数和传动比与发动机参数匹配，保证了汽车具有良好的动力性和经济性。该变速器具有操纵简单、方便、传动效率高、制造容易、成本低廉、维修方便的特点，适合低速载货汽车的使用。关键词：低速载货汽车；变速器；设计iAbstractThe topic comes from the production reality, which is based on the safety specifications for power driven vehicles operating on roads and the specifications for the automobile mechanical transmission. It designs the low-speed trucks movement characteristic. The automobile quality parameters are determined, according to the automobile system design, choosing the appropriate engine, and calculating the maximum speed. When design the transmission, first, we choose the standard gear modulus and determine all speeds proportions after we choose the number of the transmissions gears and the first gear, then calculate the gears parameter and the center distance, and the gear needs the intensity checking calculation. We determine gears structure, then complete drawing of the gears component. According to the empirical formula, we preliminary carry on the checking calculation to each gears rigidity and the intensity to determine the axis structure and size, and thus draw up various axis component drawing. After arranged structure and compared with the similar type of vehicles bearing, according to the national standard, we select the appropriate bearings, and then calculate the service life of the bearings. Finally drawing of the component and the assembly of the transmission are completed. Because the transmission gear is the standard gear and the number of gears and speeds proportions match to the engine conditions, which ensure the necessary power and economy. This transmission has many merits of simple operation, efficient, easy manufacturing, low cost, and convenient.Key words: Low-speed Truck；Transmission；Design目 录前 言11 低速载货汽车主要参数的确定41.1 质量参数的确定41.2 发动机的选型51.3 车速的确定62 变速器方案的设计与主要参数的确定82.1 设计方案的确定82.1.1 两轴式82.1.2 三轴式82.1.3 液力机械式92.1.4 确定方案92.2 零部件的结构分析102.3 基本参数的确定122.3.1 变速器的档位数和传动比122.3.2 中心距152.3.3 变速器的轴向尺寸162.3.4 齿轮参数172.3.5 各档齿轮齿数的分配213 齿轮的设计计算263.1 几何尺寸计算263.2 齿轮的材料及热处理273.3 齿轮的弯曲强度283.4 齿轮的接触强度304 轴的设计与轴承的选择354.1 轴的设计与校核354.1.1 校核第二轴在各档位下的的强度与刚度384.1.2 校核中间轴在各档位下的强度与刚度444.1.3 校核倒档轴的强度与刚度484.2 轴承的选择525 变速器的操纵机构625.1变速器的操纵机构626 结论63参 考 文 献64致 谢66前 言改革开放以来,中国汽车工业的发展驶入了快车道，汽车产量不断飙升,1971年、1988年、1992年和 2000年分别突破10万辆、50万辆、100万辆和 500万辆，己成功跻身世界汽车四强之列。随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路高等级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分。载货车市场的运行情况，既是反映国民经济走势的一面镜子，又是判断市场需求变迁的重要依据。近年以来载货车在市场上表现出强劲的开拓力，尤其以重卡最为亮点，深层原因得益于中央扩大内需的拉动。中央政府为确保国民经济持续快速发展，采取了一系列财政、货币政策，并加大对基础设施建设的投资力度，为载货车创造了趁势而上的市场环境，提供了难得的发展机遇。 我国货车工业发展始于50年代。1950年，济南汽车制造厂仿捷克“斯柯达”生产出第一辆“黄河”牌8 吨货车；1965年后，基于国防建设的需要，国家先后投资4 亿元在四川和陕西建设了两个军用越野车生产基地。各地在仿制黄河车的基础上，也生产了许多种不同型号的重卡产品。低速载货汽车是一种特殊的货车,特殊在于它以前叫农用运输车，GB7258-20041将“四轮农用运输车”更名为“低速货车”，明确“农用运输车”实质上是汽车的一类。GB18320-20012规定以柴油机为动力装置，中小吨位、中低速度，从事道路运输的机动车辆，包括三轮农用运输车和四轮农用运输车等，但不包括轮式拖拉机车组、手扶拖拉机车组和手扶变型运输机。农用运输车最高设计车速不大于70km/h，最大设计总质量不大于4500kg，长小于6m、宽不大于2m和高不大于2.5m。我国农用运输车诞生于20世纪80年代初。我国农村运输的特点是运量小、运距短、货物分散、道路条件差。由于同吨位的柴油车较汽油车运载能力强，燃油价格低，且柴油保管无须特殊设备，又为广大农民所熟悉，所以，农用运输车均选用柴油机为动力。农用运输车的载质量一般不超过1.5t。当前四轮农用运输车载质量分为4个等级，包括1.5t、1.0t、O.75t和0.5t级。在传动系统中设置了变速器，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。本次设计的课题为低速载货汽车变速器的设计，该课题来源于结合生产实际。本次课题研究的主要内容是：a.参与汽车的总体设计；b.变速器结构型式分析和主要参数的确定；c.变速器结构设计。本说明书以设计低速载货汽车变速器的传动机构为主线。第2章着重介绍了在参与总体设计当中，如何确定低速载货汽车参数，进而明确变速器应满足的条件及其所受的限制。第3章则重点介绍低速载货汽车变速器的传动机构的设计说明。在参与总体设计当中，首先是对低速载货汽车的产品技术规范和标准进行分析，然后确定低速载货汽车的总质量，以此来选择合适的发动机。根据发动机的功率以及汽车的总质量确定该车的最高速度（满足低速载货汽车安全技术条件）。关于变速器的设计，首先选择合适的变速器确定其档位数，接着对工况进行分析，拟订变速器的各档位的传动比和中心距，然后计算出齿轮参数以选择合适的齿轮并且对其进行校核，接着是初选变速器轴与轴承并且完成对轴和轴承的校核，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。本课题所设计出的变速器可以解决如下问题：a.正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；b.设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶；c.操纵简单、方便、迅速、省力；d.传动效率高，工作平稳、无噪声；e.体小、质轻、承载能力强，工作可靠；f.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；g.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规641 低速载货汽车主要参数的确定1.1 质量参数的确定汽车的整备质量利用系数： （2-1）式中 汽车的载质量； 整车整备质量。表2-1 货车的质量系数参数车型总质量货 车1.86.00.801.106.014.01.201.3514.01.301.70 装柴油机的货车为0.801.00。汽车总质量：商用货车的总质量ma由整备质量m0、载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 （2-2）式中，为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。此低速载货汽车是柴油机，查表2-1得质量利用系数为0.801.10，其载质量是=1.5103kg, 由公式（2-1）得： =15001875kg因为此车设计为单排室,所以=2,由公式（2-2）得:=（15001875）+1500+265=31303505kg本课题选用ma=3500kg。1.2 发动机的选型根据现在低速载货汽车选用发动机的情况，参照2815系列四轮农用运输车，针对本次设计任务选用达到欧排放标准的YD480柴油机。表2-2 YD480柴油机技术参数型号YD480干式气缸套型式直喷式行程（mm）90缸心距1001小时功率/转速（kW/r/min）29/3000外特性最低燃油消耗率（g/kWh）250.2最大扭矩（Nm）104压缩比18排量（L）1.809喷油压力 （kPa）220.5外形尺寸（长宽高） mmmmmm687494628净质量（kg）1951.3 车速的确定 （2-3）式中 发动机最大功率，kW；传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的42式汽车取0.9；汽车总质量，kg；重力加速度，ms2；滚动阻力系数，对载货汽车取0.02，对矿用自卸汽车取0.03，对轿车等高速车辆需考虑车速影响并取0.0165+0.0001（Va-50）；最高车速，kmh；CD空气阻力系数，轿车取0.40.6，客车取0.60.7，货车取0.81.0A汽车正面投影面积，若无测量数据，可按前轮距B1、汽车总高H、汽车总宽B等尺寸近似计算： 对轿车 A0.78BH， 对载货汽车 AB1 H。由公式（2-3）得： 算出Vmax62.3km/h, 因为低速载货汽车最高设计车速不大于70km/h，所以该车满足要求。2 变速器方案的设计与主要参数的确定2.1 设计方案的确定低速载货汽车变速器一般选用机械式变速器，它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。有轴线固定式变速器（普通齿轮变速器）和轴线旋转式变速器（行星齿轮变速器）两种。采用这种变速器的低速载货汽车通常有35个前进档和一个倒档。最近几年液力机械变速器和机械式无级变速器在汽车上的应用越来越广泛5,根据目前广泛使用变速器的种类，以及应用的范围，初步拟定三种设计方案。2.1.1 两轴式两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高。两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档位均采用常啮合齿轮（斜齿圆柱齿轮）传动,但两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损。这种结构适用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车和微、轻型货车上，其特点是输入轴和输出轴平行，无中间轴。2.1.2 三轴式三轴式变速器的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小, 其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，但除了直接档外其他各档的传动效率有所降低，适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。 2.1.3 液力机械式由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成,其特点是传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化，但结构复杂，造价高，传动效率低。2.1.4 确定方案由于低速载货汽车一般是传统的发动机前置，后轮驱动的布置形式，同时考虑到制造成本以及便于用户维护等因素，再结合变速器的特点和任务书的要求，现选用三轴式变速器（见图3-1）。 图3-1 三轴式变速器与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式倒档。变速器的一档或倒档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此，一档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，本课题采用如下方案（见图3-2）。图3-2 倒档布置2.2 零部件的结构分析a.齿轮型式考虑到本课题采用三轴式变速器，而且该型只有一对常啮合齿轮副，没有采用同步器换档，故选用直齿圆柱齿轮用来换档。b.轴的结构分析6变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。当一档、倒档采用滑动齿轮挂档时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮常与轴做成一体，而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。刚度主要由支承于其上的连体齿轮（宝塔齿轮）的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。c.轴承型式6变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制，故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮（塔轮，宝塔齿轮）。2.3 基本参数的确定2.3.1 变速器的档位数和传动比不同类型汽车的变速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小（约为34），过去常用3个或4个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用5个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为56，其他货车为7以上，其中总质量在3.5t以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档；总质量为3.5l0t多用五档变速器；大于l0t的多用6个前进档或更多的档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。a.根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有： （3-1）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为： （3-2）式中 汽车总质量；重力加速度；道路阻力系数； max道路最大阻力系数；最大爬坡要求； 驱动车轮的滚动半径；发动机最大转矩；主减速比；汽车传动系的传动效率。主减速比i0的确定： （3-3）式中 rr车轮的滚动半径，m； np发动机转速，r/min； igh变速器最高档传动比； vamax最高车速，km/h。本课题变速器igh=1，一般货车的最大爬坡度约为30%7，即=16.7，f=0.02由公式（3-3）得：由公式（3-2）得：max=0.02cos16.7+sin16.7=0.306b.根据驱动车轮与路面的附着条件确定变速器档传动比为： （3-4）式中 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 道路的附着系数，计算时取=0.50.6。因为货车42后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为60%68%4，所以G2=35009.868=23324N由公式（3-3）和公式（3-4）得：综合a和b条件得： 5.48ig7.31，取ig=（5.48+7.31）/26.40变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为 （其中n为档位数）的几何级数排列。因为，所以ig=q=1.875, ig= igq=3.516实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。2.3.2 中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选6： （3-5）式中 中心距系数。对轿车取8.99.3；对货车取8.69.6；对多档主变速器，取9.511；变速器处于档时的输出转矩，； （3-6） 发动机最大转矩，Nm；变速器的档传动比；变速器的传动效率，取0.96。由公式（3-6）得：=1046.40.96=638.976Nm由公式（3-5）得:mm初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出4： （3-7）式中 按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取14.516.0，对货车取17.019.5。由公式（3-7）得:mm商用车变速器的中心距约在80170mm范围内变化,初选A=100mm2.3.3 变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参用下列关系初选。货车变速器壳体的轴向尺寸6：四档（2.42.8）A五档（2.73.0）A六档 （3.23.5）A初选轴向尺寸:（2.42.8）A=（2.42.8）100=240280mm变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定8。2.3.4 齿轮参数a.齿轮模数4齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数m与弯曲应力之间有如下关系：直齿轮模数 （3-8）式中 计算载荷，Nmm； 应力集中系数，直齿齿轮取1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； 齿轮齿数； 齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0；齿形系数，见图3-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时：，；压力角相同、齿高系数为0.8时，；轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。图3-3 齿形系数y（当载荷作用在齿顶,=20,f0=1.0）根据参考同类车型，初选第一轴的轴齿轮的齿数z=17，查图3-3得y=0.12。由公式（3-8）得：2.53.22从轮齿应力的合理性及强度考虑,每对齿轮应有各自的模数,但出于工艺考虑，模数应尽量统一,多采用折衷方案。表3-1给出了汽车变速器齿轮模数范围。表3-1 汽车变速器齿轮的法向模数mn车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车mn2.252.752.7533.504.54.506设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定（表3-2）并满足强度要求。表3-2 汽车变速器常用齿轮模数（mm）11.251.5-2-2.5-3-1.75-2.25-2.75-4-5-6-3.253.53.75-4.5-5.5-3.25由表3-1和表3-2并且参照同类车型选取m=3.5。b.齿形、压力角和螺旋角3汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角按下表取值。表3-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角 项目车型齿形压力角（度）螺旋角（度）轿车高齿并修形14.5、15、16、16.52545一般货车标准齿轮GB1356-78202030重型车标准齿轮GB1356-78低档、倒档22.5、25小螺旋角齿形压力角较小时，重合度较大，并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明对于直齿轮压力角为28时强度最高，超过28强度增加不多；实际上，因国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。本课题的所有齿轮选用标准齿轮。c.齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b4： （3-9）式中 齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0，斜齿轮取7.08.6；法面模数。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。由公式（3-9）得：b=（4.47.0）3.5=15.424.5mm,可以确定各挡的齿轮的齿宽。常啮合齿轮副：中间轴上的齿轮b=16mm,第一轴轴齿轮b=18mm；档：中间轴上齿轮b=21mm,对应的一档齿轮b=21mm；档：中间轴上齿轮b=19mm, 对应的二档齿轮b=19mm；档：中间轴上齿轮b=21mm, 对应的三档齿轮b=21mm；倒档：b=21mm,b=19mm。d.齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被使用，包括我国在内，规定齿轮的齿顶高系数f01.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。现代轿车变速器多采用齿顶高系数大于1的“高齿齿轮”（或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮），因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善，但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖（齿顶厚小于0.3）等问题3。本课题的齿顶高系数f01.0。2.3.5 各档齿轮齿数的分配在初选变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配。 图3-4 本课题变速器结构简图a.确定档齿轮的齿数已知档传动比，且 （3-10）为了确定z7、z8的齿数，先求其齿数和：直齿齿轮： （3-11）先取齿数和为整数，然后分配给z7、z8。为了使z7/z8尽量大一些，应将z8取得尽量小一些，这样，在ig已定的条件下z2/z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。z8的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此z8的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的档直齿轮的最小齿数为1214，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。由公式（3-11）得：取=60，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于17），故取z8=17，得出z7=60-17=43。b.修正中心距A若计算所得的z7、z8不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距A，修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。由公式（3-11）得：A=（3.560）/2=105mmc.确定常啮合传动齿轮副的齿数 （3-12）确定了z7、z8后由公式（3-11）和（3-12）联立方程求解z1、z2 , 故z1=17 ；z2=43d.确定其他档位的齿轮齿数档齿轮副： （3-13）由公式（3-11）和（3-13）联立方程求解z5、z6。因为 ig= igq=3.516 ，所以先试凑z5、z6。试凑出z5=33、z6=27，此时ig=3.09。档齿轮副： （3-14）由公式（3-11）和（3-14）联立方程求解z5、z6。因为 ig=q=1.875 ，所以先试凑z3、z4。试凑出z3=24、z4=36，此时ig=1.69。e.确定倒档齿轮副的齿数通常档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数z10=2123。则中间轴与倒档轴之间的中心距为： （3-15）初选z10=22,由公式（3-15）得: mm为了避免干涉，齿轮8与齿轮9的齿顶圆之间应有不小于0.5mm的间隙，则: （3-16）由公式（3-16）得: mmd9=da9-2ha=69-23.5=62mm根据d9选择齿数，取z9=17。最后计算倒档与第二轴的中心距： （3-17）由公式（3-17）得: mm8.28综合上述计算修正一下各档的传动比（见下表）。表3-4 各档速比档位倒档速比6.40:13.09:11.69:11:18.28:13 齿轮的设计计算3.1 几何尺寸计算常啮合齿轮副：Z1=17 d=mz=3.517=59.5 da=d+2ha=59.25+23.5=66.5 df=d-2hf=59.5-23.51.25=50.75 Z1=43 d=mz=3.543=150.5 da=d+2ha=150.5+23.5=157.5 df=d-2hf=150.5-23.51.25=141.75档齿轮副： Z8=17 d=mz=3.517=59.5 da=d+2ha=59.25+23.5=66.5 df=d-2hf=59.5-23.51.25=50.75 Z7=43 d=mz=3.543=150.5 da=d+2ha=150.5+23.5=157.5 df=d-2hf=150.5-23.51.25=141.75档齿轮副： Z6=27 d=mz=3.527=94.5 da=d+2ha=94.5+23.5=101.5 df=d-2hf=94.5-23.51.25=85.75 Z5=33 d=mz=3.533=115.5 da=d+2ha=115.5+23.5=122.5 df=d-2hf=115.5-23.51.25=106.75档齿轮副： Z4=36 d=mz=3.536=126 da=d+2ha=126+23.5=133 df=d-2hf=126-23.51.25=117.25 Z3=24 d=mz=3.524=84 da=d+2ha=84+23.5=91 df=d-2hf=84-23.51.25=75.25倒档齿轮： Z10=22 d=mz=3.522=77 da=d+2ha=77+23.5=84 df=d-2hf=77-23.51.25=68.25 Z9=17 d=mz=3.517=59.5 da=d+2ha=59.25+23.5=66.5 df=d-2hf=59.5-23.51.25=50.75见图3-4（单位：mm）。3.2 齿轮的材料及热处理现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造,使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合,以大大提高其接触强度,弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本6，9。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下4：mn3.5 渗碳深度0.81.2mm3.5mn5 渗碳深度0.91.3mmmn5 渗碳深度1.01.6mm渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC5863，心部硬度为HRC3348。本课题变速器齿轮选用材料是20CrMnTi。3.3 齿轮的弯曲强度3.05NMc=N1a=683.05（193-32）1.1105Nmm在水平平面内: N2=Ft倒档b/l=11443.46（32/193）1.9103N Ms=N2a=1.9103（193-32）3.06105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi倒档=1048.28=861.12Nm直齿齿轮弯曲应力： （3-18）式中 计算载荷，Nmm； 应力集中系数，直齿齿轮取1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； 齿轮模数； 齿轮齿数； 齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0；齿形系数，见图3-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时：，；压力角相同、齿高系数为0.8时，；轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的档位齿轮。故分别计算档、倒档齿轮的弯曲强度。a.档齿轮副：主动齿轮z8=17,从动齿轮z7=43档主动齿轮的计算载荷Tj=Temaxi12=10443/17263.06Nm由公式（3-18）得: 主动齿轮z8的弯曲强度：档从动齿轮的计算载荷Tj=Temaxig=1046.40=665.6 Nm从动齿轮z7的弯曲强度：b.倒档齿轮副:因为倒档齿轮相当于一个惰轮,所以主动齿轮是Z8=17，从动齿轮是Z10=22。通过惰轮后主动齿轮是Z9=17，从动轮是Z7=43。惰轮的计算载荷Tj=Temaxi12i810=104（43/17）（22/17）340.43Nm通过惰轮前，Z10=22的弯曲强度由公式（3-18）得: 通过惰轮后主动轮是Z9=17，从动轮是Z7=43。Z9的计算载荷Tj=Temaxi12i810=104（43/17）（22/17）340.43NmZ7的计算载荷Tj=Temaxi倒档=1048.28=861.12 Nm以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。3.4 齿轮的接触强度齿轮的接触应力按下式计算： （3-19）式中 F法向内基圆周切向力即齿面法向力，N； （3-20） Ft端面内分度圆切向力即圆周力，N； （3-21） Tj计算载荷，Nmm； d节圆直径，mm； 节点处压力角； 螺旋角；E齿轮材料的弹性模量，钢取2.1105MPa； b齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为b/cos代替，mm；主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm；直齿齿轮：，；斜齿齿轮：，； r1，r2分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm。当计算载荷为许用接触应力见表3-5。表3-5 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮氰化齿轮一档及倒档190020009501000常啮合及高档13001400650700常啮合齿轮副：当计算载荷为=0.5104=52Nm,由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm由公式（3-19）得:档: 计算载荷为i=0.51046.40=332.8Nm,由公式（3-21）和（3-20）得: mmmm由公式（3-19）得:档：计算载荷为I=0.51043.09=160.68Nm,由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm 由公式（3-19）得:档：计算载荷为i=0.51041.6987.88Nm,由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm由公式（3-19）得: 倒档:计算载荷为i12=0.510443/17=131.53Nm,由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm由公式（3-19）得: 计算载荷为i倒档=0.51048.28=430.56Nm,由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm由公式（3-19）得:以上档位的齿轮副都满足接触强度的要求（见表3-5）。4 轴的设计与轴承的选择变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。4.1 轴的设计与校核轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器轴的最大直径d与支承间的距离l可按下列关系式初选4：对第一轴及中间轴：对第二轴： （3-22） 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A（mm）按下式初选： （3-23）由公式（3-23）得：=（0.450.60）105=47.2563mm由公式（3-22）得：第二轴：l=d/（0.180.21）=225350mm；中间轴：l=d/（0.160.18）=262.5393.75mm；第一轴：l=d/（0.160.18）=104.4135.13mm。第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩Temax （Nm）按下式初选： （3-24）由公式（3-24）得：初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁，作用在第一轴上的转矩应取Temax。齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr、及轴向力Fa可按下式求出4： （3-25）式中 i至计算齿轮的传动比；d计算齿轮的节圆直径，mm；节点处压力角；螺旋角；发动机最大转矩，Nmm。在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）为4： （3-26） （3-27）式中 W弯曲截面系数，mm3；d轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm； Mc在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm； Ms在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；许用应力，在低档工作时取400MPa。变速器轴与齿轮的制造材料相同，计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图3-5所示时，若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为，可分别用下式计算3： （3-28）式中 E弹性模量，MPa，E=2.1105MPa； I惯性矩，对实心轴I=d4/64，mm4； d轴的直径，mm，花键处按平均直径来计算； a,b齿轮上的作用力矩支座A、B的距离，mm； L支座间的距离，mm。在上述计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的1.1倍。轴断面的转角不应大于0.002rad（弧度）。轴的垂向挠度的容许值fc0.050.10mm；轴的水平挠度的容许值fs0.100.15mm。轴的合成挠度应小于0.20mm。4.1.1 校核第二轴在各档位下的的强度与刚度档：此时第二轴受到齿轮Z7的作用力由公式（3-5）得：图3-6 第二轴在档时的受力情况在垂直平面内：N1=Fr1b/l=3184.2732/193527.96NMc=N1a=527.96（193-32）8.5104Nmm在水平平面内：Ms=Ftba/l=8845.18（32/193）（193-32）2.4105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi=1046.40=665.6Nm7.12105Nmm由公式（3-26）得:刚度校核：花键轴的计算直径取其花键内径的1.1倍,dh=1.131=34.1mm，I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。 由公式（3-28）得：轴的合成挠度mm。以上数据满足要求。档：此时第二轴受到齿轮Z5的作用力由公式（3-5）得：图3-7 第二轴在档时的受力情况在垂直平面内: N2=Fra/l=2003.2891/193=944.55NMc=N2b=944.5（193-91）9.6104Nmm在水平平面内: N2=Fta/l=5564.68（91/193）2.62103N Ms=N2b=2.62103（193-91）2.7105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi=1043.09=321.36Nm 4.3105Nmm由公式（3-26）得:刚度校核：dh=1.131=34.1mm，I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。 由公式（3-28）得：轴的合成挠度mm档：此时第二轴受到齿轮Z3的作用力由公式（3-5）得：图3-8 第二轴在档时的受力情况在垂直平面内:N2=Fra/l=1506.5165/193507.37NMc=N2b=507.37（193-65）6.5104Nmm在水平平面内: N2=Fta/l=4184.76（65/193）1.41103N Ms=N2b=1.41103（193-65）1.8105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi=1041.69=175.76Nm2.6105Nmm由公式（3-26）得:刚度校核：dh=1.131=34.1mm，I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。 由公式（3-28）得：轴的合成挠度mm倒档：此时第二轴受到齿轮Z7的作用力由公式（3-5）得：图3-9 第二轴在倒档时的受力情况在垂直平面内: N1=Fr倒档b/l=4119.6432/193689.14105Nmm由公式（3-26）得:刚度校核：dh=1.131=34.1mm，I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。 由公式（3-28）得：轴的合成挠度mm4.1.2 校核中间轴在各档位下的强度与刚度档：此时中间轴受到齿轮Z8的作用力，因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二轴上齿轮所受的力可以得到中间轴上齿轮所受的力。Ft=8845.18N；Fr=3184.27N图3-10 中间轴在档时的受力情况在垂直平面内: N1=Frb/l=3184.2732/203501.95NMc=N2a=501.95（
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