買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 目 錄 1 前言 . 1 2 低速載貨汽車主要參數(shù)的確定 . 3 2.1 質量參數(shù)的確定 . 3 2.2 發(fā)動機的選型 . 4 2.3 車速的確定 . 4 3 變速器的設計與計算 . 6 3.1 設計方案的確定 . 6 3.1.1 兩軸式 . 6 3.1.2 三軸式 . 6 3.1.3 液力機械式 . 7 3.1.4 確定方案 . 7 3.2 零部件的結構分析 . 8 3.3 基本參數(shù)的確定 . 9 3.3.1 變速器的檔位數(shù)和傳動比 . 9 3.3.2 中心距 . 10 3.3.3 變速器的軸向尺寸 . 11 3.3.4 齒輪參數(shù) . 11 3.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 . 14 3.4 齒輪的設計計算 . 16 3.4.1 幾何尺寸計算 . 16 3.4.2 齒輪的材料及熱處理 . 17 3.4.3 齒輪的彎曲強度 . 17 3.4.4 齒輪的接觸強度 . 18 3.5 軸的設計與軸承的選擇 . 22 3.5.1 軸的設計 . 22 3.5.2 軸承的選擇 . 33 4 結論 . 40 參 考 文 獻 . 41 致 謝 . 42 鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 1 1 前言 全套圖紙， 扣扣 加 414951605 低速載貨汽車是一種特殊的貨車 ,特殊在于它以前叫 農用運輸車， GB7258-20041將“四輪農用運輸車”更名為“低速貨車”，明確“農用運輸車”實質上是汽車的一類。 GB18320-20012規(guī)定以柴油機為動力裝置，中小噸位、中低速度，從事道路運輸?shù)臋C動車輛，包括三輪農用運輸車和四輪農用運輸車等，但不包括輪式拖拉機車組、手扶拖拉機車組和手扶變型運輸機。農用運輸車最高設計車速不大于 70km/h，最大設計總質量不大于 4500kg，長小于 6m、寬不大于 2m和高不大于 2.5m。 我國農用運輸車誕生于 20世紀 80年代初。我國農村運輸?shù)奶攸c是運量小、運距短、貨物分散、道路條件 差。由于同噸位的柴油車較汽油車運載能力強，燃油價格低，且柴油保管無須特殊設備，又為廣大農民所熟悉，所以，農用運輸車均選用柴油機為動力。農用運輸車的載質量一般不超過 1.5t。當前四輪農用運輸車載質量分為 4個等級，包括 1.5t、 1.0t、 O.75t和 0.5t級。 在傳動系統(tǒng)中設置了變速器，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。 本次設計的課題為低速載貨汽車變速器的設計，該課題來源于結合生產實際。 本次課題研究的主要內容是： a.參與汽車的總體設計 ； b.變速器結構型式分析和主要參數(shù)的確定； c.變速器結構設計。 本說明書以設計低速載貨汽車變速器的傳動機構為主線。第 2 章著重介紹了在參與總體設計當中，如何確定低速載貨汽車參數(shù)，進而明確變速器應滿足的條件及其所受的限制。第 3 章則重點介紹低速載貨汽車變速器的傳動機構的設計說明。在低速載貨汽車變速器的設計 2 參與總體設計當中，首先是對低速載貨汽車的 產品技術規(guī)范和標準 進行分析，然后確定低速載貨汽車的總質量，以此來選擇合適的發(fā)動機。根據(jù)發(fā)動機的功率以及汽車的總質量確定該車的最高速度（滿足低速載貨汽車 安全技術條件 ）。關于變速器的設計，首先選擇 合適的變速器確定其檔位數(shù)，接著對工況進行分析，擬訂變速器的各檔位的傳動比和中心距，然后計算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒輪并且對其進行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對軸和軸承的校核，最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。 本課題所設計出的變速器可以解決如下問題： a.正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，使之與發(fā)動機參數(shù)匹配，以保證汽車具有良好的動力性與經濟性； b.設置空檔以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設置倒檔使汽車可以倒退行駛； c.操縱簡單、方便、迅速、省力； d.傳動效率高，工作平穩(wěn) 、無噪聲； e.體小、質輕、承載能力強，工作可靠； f.制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長； g.貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定。 鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 3 2 低速載貨汽車 主要參數(shù)的確定 2.1 質量參數(shù)的確定 3 汽車的 整備質量利用系數(shù)0m ： 00 mm em （ 2-1） 式中 em 汽車的載質量； 0m 整車 整備質量。 表 2-1 貨車的質量系數(shù)om 參數(shù) 車型 總質量 tma/0m 貨 車 1.8am 6.0 0.80 1.10 6.0am 14.0 1.20 1.35 am 14.0 1.30 1.70 裝柴油機的貨車為 0.80 1.00。 汽車總質量am： 商用貨車的總質量 ma由整備質量 m0、載質量 me和駕駛員以及隨行人員質量三部分組成，即 kgnmmm ea 651 （ 2-2） 式中， 1n 為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內的人數(shù)，應等于座位數(shù)。 此低速載貨汽車是柴油機，查表 2-1得 質量利用系數(shù)為 0.80 1.10，其 載質量 是em =1.5 103kg, 由公式 （ 2-1）得： 低速載貨汽車變速器的設計 4 0.18.0 1 5 0000 mm m a =1500 1875kg 因為此車設計為單排室 ,所以1n=2,由公式 （ 2-2）得 : kgnmmm ea 6510 =（ 1500 1875） +1500+2 65 =3130 3505kg 本課題選用 ma=3500kg。 2.2 發(fā)動機的選型 根據(jù)現(xiàn)在低速載貨汽車選用發(fā)動機的情況，參照 2815系列 四輪農用運輸車， 針對本次設計任務選用達到歐排放標準的 YD480柴油機。 表 2-2 YD480 柴油機技術參數(shù) 型號 YD480 干式 氣缸套型式 直噴式 行程 （ mm） 90 缸心距 100 1 小時功率 /轉速 （ kW/r/min） 29/3000 外特性最低燃油消耗率 （ g/kW h） 250.2 最大扭矩 （ Nm ） 104 壓縮比 18 排量 （ L） 1.809 噴油壓力 （ kPa） 22 0.5 外形尺寸 （ 長寬高 ） mm mm mm 687 494 628 凈質量 （ kg） 195 2.3 車速的確定 4 3m a xm a xm a x 761 40360 01 VACVgfmP DaTe （ 2-3） 式中 maxeP 發(fā)動機最大功率， kW； T 傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅動橋的 4 2式汽車取 T 0.9； am 汽車總質量， kg； 鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 5 g 重力加速度， m s2； f 滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取 0.02，對礦用自卸汽車取 0.03，對轎車等高速車輛需 考慮車速影響并取 f 0.0165+0.0001（ Va-50） ； maxV 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 0.8 1.0 A 汽車正面投影面積，若無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距 B1、汽車總高 H、汽車總寬 B 等尺寸近似計算： 對轎車 A 0.78BH， 對載貨汽車 A B1 H。 由公式 （ 2-3）得： 3m a xm a xm a x 761 40360 01 VACVgfmP DaTe 3m a xm a x 7 6 1 4 0 59.03 6 0 0 02.08.93 5 0 09.0 129 VV 算出 Vmax 62.3km/h, 因為低速載貨汽車 最高設計車速不大于 70km/h，所以該車滿足要求。 低速載貨汽車變速器的設計 6 3 變速器的設計與計算 3.1 設計方案的確定 低速載貨汽車變速器一般選用機械式變速器，它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。有軸線固定式變速器（普通齒輪變速器）和軸線旋轉式變速器（行星齒輪變速器）兩種。采用這種變速器的低速載貨汽車通常有 3 5個前進檔和一個倒檔。 最近幾年液力 機械變速器和機械式無級變速器在汽車上的應用越來越廣泛 5,根據(jù)目前廣泛使用變速器的種類，以及應用的范圍，初步擬定三種設計方案。 3.1.1 兩軸式 兩軸式變速器結構簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高。兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體。當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪。除倒檔常用滑動齒輪 （ 直齒圓柱齒輪 ） 外，其他檔位均采用常嚙合齒輪 （ 斜齒圓柱齒輪 ） 傳動 ,但兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大， 也增加了磨損。這種結構 適用于發(fā)動機前置、前輪驅動或發(fā)動機后置、后輪驅動的轎車和微、輕型貨車上，其特點是輸入軸和輸出軸平行，無中間軸。 3.1.2 三軸式 三軸式變速器的第一軸常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉矩因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小 , 其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距 （ 影響變速器尺寸的重要參數(shù) ） 較小的情況下仍然可以獲得大 的一檔傳動比，但除了直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低，適用于傳統(tǒng)的發(fā)動機前置、后輪驅動的布置形式。 鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 7 3.1.3 液力機械式 由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成 ,其特點是傳動比可在最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內作無級變化，但結構復雜，造價高，傳動效率低。 3.1.4 確定方案 由于低速載貨汽車一般是傳統(tǒng)的發(fā)動機前置，后輪驅動的布置形式，同時考慮到制造成本以及便于用戶維護等因素，再結合變速器的特點和任務書的要求，現(xiàn)選用三軸式變速器（見圖 3-1）。 圖 3-1 三軸式變速器 與前進檔位比較，倒檔使用 率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式倒檔。變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，一檔與倒檔，都應當布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，本課題采用如下方案（見圖 3-2）。 圖 3-2 倒檔布置 低速載貨汽車變速器的設計 8 3.2 零部件的結構分析 a.齒輪型式 考慮到本課題采用三軸式變速器，而且該型只有一對常 嚙合齒輪副，沒有采用同步器換檔，故選用直齒圓柱齒輪用來換檔。 b.軸的結構分析 6 變速器軸在工作時承受轉矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結構形狀除應保證其強度與剛度外，還應考慮齒輪、軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有密切關系。 第一軸通常與齒輪做成一體，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盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動配合。 第二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增大，可增強軸的剛度。當一檔、倒檔采用滑動齒輪掛檔時，第二軸的相應花鍵則采用矩形花鍵及動配合，這時不僅要求磨削定心的外徑，一般也要磨削鍵齒側，而矩形花鍵的齒側磨削要比漸開線花鍵容易。 變速器中間軸分為旋轉式及固定式兩種。 旋轉式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。其上的一檔齒輪常與軸做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過盈配合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，與殼體呈輕壓配合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 ） 的結構保證。僅用于當殼體上無足夠位置設置滾動軸承和軸承蓋時。 c.軸承型式 6 變速器多采用滾動軸承，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。通常是根據(jù)變速器的結構選定，再驗算其壽命。 第一軸前軸承（安裝在發(fā)動機飛輪內腔中）采用向心球軸承：后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸承，因為它不僅受徑向負荷而且承受向外的軸向負荷。為便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。 第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的單列向心球軸 承，因為它也要承受向外的軸向力。某些轎車往往在加長的第二軸后端設置輔助支承，并選擇向心球軸承。 旋轉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，因為在該處布置軸承蓋困難；后軸承為帶止動槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應力求相互抵銷，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，故有時采用無內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）。 鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 9 3.3 基本參數(shù)的確定 3.3.1 變速器的檔位數(shù)和傳動比 4 不同類型汽車的變速器，其檔位 數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較?。s為 3 4），過去常用 3 個或 4個前進檔，但近年來為了提高其動力性尤其是燃料經濟性，多已采用 5 個前進檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為 5 6，其他貨車為 7以上，其中總質量在 3.5t 以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加 1個超速檔；總質量為 3.5 l0t 多用五檔變速器；大于 l0t 的多用 6個前進檔或更多的檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動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動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 a.根據(jù)汽 車最大爬坡度確定 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有： m a xm a xm a x0m a x )s i nc os( mgfmgr iiTrtg e （ 3-1） 則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為： temaxrg iTmgri0max （ 3-2） 式中 m 汽車總質量； g 重力加速度； f 道路阻力系數(shù)； max 道路最大阻力系數(shù)； max 最大爬坡要求； r 驅動車輪的滾動半徑； maxeT 發(fā)動機最大轉矩； 0i 主減速比； t 汽車傳動系的傳動效率。 主減速比 i0的確定： ghaprivnrim a x0 )472.0377.0(（ 3-3） 式中 rr 車輪的滾動半徑， m； np 發(fā)動機轉速， r/min； igh 變速器最高檔傳動比； vamax 最高車速， km/h。 本課題變速器 igh=1，一般貨車的最大爬坡度約為 30%7，即ma x=16.7， f=0.02 由公式（ 3-3）得： 低速載貨汽車變速器的設計 10 3.62425.0)472.0377.0( m a x0prghapr nrivnri 由公式（ 3-2）得： max=0.02cos16.7 +sin16.7 =0.306 48.59.03 0 0 04 2 5.01 0 4 3.623 0 6.08.93 5 0 00m a x tem a xrg iTm g rib.根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件確定 變速器檔傳動比為： terg iT rGi 0max2（ 3-4） 式中 2G 汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷； 道路的附著系數(shù)，計算時取 =0.5 0.6。 因為貨車 4 2后輪單胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為 60% 68%4，所以 G2=3500 9.8 68 =23324N 由公式（ 3-3）和公式（ 3-4）得： 31.71 1 9 3 4 0 3.626.02 3 3 2 40m a x2 terg iT rGi 綜合 a和 b條件得： 5.48 ig 7.31，取 ig =（ 5.48+7.31） /2 6.40 變速器的檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為1 1 n gng iiq（其中 n 為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列。 因為 875.1140.631 1 ngng iiq ，所以 ig =q=1.875, ig = ig q=3.516 實際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考 慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。 在變速器結構方案、檔位數(shù)和傳動比確定后，即可進行其他基本參數(shù)的選擇與計算。 3.3.2 中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距 A（ mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初選 6： 3 maxA TKA （ 3-5） 式中 AK 中心距系數(shù)。對轎車取 8.9 9.3；對貨車取 8.6 9.6；對多檔主變速鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 11 器，取 9.5 11； maxT 變速器處于檔時的輸出轉矩，gg e iTT m a xm a x ； （ 3-6） maxeT 發(fā)動機最大轉矩， Nm； gi 變速器的檔傳動比； g 變速器的傳動效率，取 0.96。 由公式（ 3-6）得： gg e iTT m a xm a x =104 6.4 0.96=638.976Nm 由公式 （ 3-5） 得 : 686.8207.74976.638)6.96.8( 33 m a x TKA A mm 初選中心距也可以由發(fā)動機最大轉矩按下式直接求出 4： 3 maxeAe TKA （ 3-7） 式中 AeK 按發(fā)動機最大轉矩直接求中心距時的中心距系數(shù)，對轎車取 14.516.0，對貨車取 17.0 19.5。 由公式 （ 3-7） 得 : 7.9195.79104)5.190.17( 33 m a x TKA eAe mm 商用車變速器的中心距約在 80 170mm 范圍內變化 ,初選 A=100mm 3.3.3 變速器 的軸向尺寸 變速器的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機構的結構型式等都有直接關系，設計初可根據(jù)中心距 A的尺寸參用下列關系初選。 貨車變速器殼體的軸向尺寸 6： 四檔 （ 2.4 2.8） A 五檔 （ 2.7 3.0） A 六檔 （ 3.2 3.5） A 初選軸向尺寸 :（ 2.4 2.8） A=（ 2.4 2.8） 100=240 280mm 變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定 8。 3.3.4 齒輪參數(shù) a.齒輪模數(shù) 4 齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選擇模數(shù)時應 考慮到當增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質量，則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應重視減小質量。 根據(jù)圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數(shù) m 與彎曲應力w之間有如下關系： 直齒輪模數(shù) 低速載貨汽車變速器的設計 12 3 2wcfjyzKKKTm （ 3-8） 式中 jT 計算載荷， Nmm； K 應力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65； fK 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)； cK 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4 7.0； y 齒形系數(shù)，見圖 3-3。齒高系數(shù) f 相同、節(jié)點處壓力角不同時：205.14 79.0 yy ，205.17 89.0 yy ，205.22 1.1 yy ，2025 23.1 yy ；壓力角相同、齒高系數(shù)為 0.8 時，18.0 14.1 ff yy； w 輪齒彎曲應力，當maxej TT時，直齒齒輪的許用應力850400 w MPa。 圖 3-3 齒形系數(shù) y（ 當載荷作用在齒頂 , =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 3-3得 y=0.12。 由公式（ 3-8）得： 333 )850400(12.04.41714.3 1.165.11010422 yzK KKTmwcfj 2.5 3.22 從輪齒應力的合理性及強度考慮 ,每對齒輪應有各自的模數(shù) ,但出于工藝考慮，模數(shù)應盡量統(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 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 鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 13 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。 表 3-2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)（ mm） 1 1.25 1.5 - 2 - 2.5 - 3 - - - 1.75 - 2.25 - 2.75 - - - - 4 - 5 - 6 - 3.25 3.5 3.75 - 4.5 - 5.5 - 3.25 由表 3-1 和表 3-2并且參照同類車型選取 m=3.5。 b.齒形、壓力角和螺旋角 3 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 項目 車型 齒形 壓力角（度） 螺旋角（度） 轎車 高齒并修形 14.5、 15、 16、16.5 25 45 一般貨車 標準齒輪GB1356-78 20 20 30 重型車 標準齒輪GB1356-78 低檔、倒檔 22.5、25 小螺旋角 齒形壓力角較小時，重合度較大，并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。試驗證明對于直齒輪壓力角為 28時強度最高，超過28強度增加不多；實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為 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準齒輪。 c.齒寬 齒寬 的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬 b4： ncmKb （ 3-9） 式中 cK 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4 7.0，斜齒輪取 7.0 8.6； nm 法面模數(shù)。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 由公式（ 3-9）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； 檔：中間軸上齒輪 b=21mm,對應的一檔齒輪 b=21mm； 低速載貨汽車變速器的設計 14 檔：中間軸上齒輪 b=19mm, 對應的二檔齒輪 b=19mm； 檔：中間軸上齒輪 b=21mm, 對應的三檔齒輪 b=21mm； 倒檔： 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，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?，F(xiàn)代轎車變速器多采 用齒頂高系數(shù)大于 1 的“高齒齒輪” （ 或相對于短齒齒輪而言而稱為長齒齒輪 ） ，因為它不僅可使重合度增大，而且在強度、噪聲、動載荷和振動等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相對滑動速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于0.3m ）等問題 3。本課題的齒頂高系數(shù) f0 1.0。 3.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 4， 8 在初選變速器的檔位數(shù)、傳動比、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構方案簡圖后，即可對各檔齒輪的齒數(shù)進行分配。 12345678910圖 3-4 本課題變 速器結構簡圖 a.確定檔齒輪的齒數(shù) 已知檔傳動比gi，且 8172 zz zzig （ 3-10） 為了確定 z7、 z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 z ： 直齒齒輪： mAz 2（ 3-11） 先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給 z7、 z8。為了使 z7/z8盡量大一些，應 將 z8取得盡量小一些，這樣，在 ig 已定的條件下 z2/z1的傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數(shù)，以便在其內腔設置第二軸的前軸承。 z8的最少齒數(shù)受到中間軸鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 15 軸徑的限制，因此 z8 的選定應與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的檔直齒輪的最小齒數(shù)為 12 14，選擇齒輪的齒數(shù)時應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)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。 由公式（ 3-11）得： 14.575.3 1 0 022 mAz 取z=60，考慮到上述條件以及選用了標準齒輪（齒數(shù)不要小于 17），故取 z8=17，得出 z7=60-17=43。 b.修正中心距 A 若計算所得的 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檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 由公式（ 3-11）得： A=（ 3.5 60） /2=105mm c.確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 7812 zzizz g（ 3-12） 確定了 z7、 z8后由公式（ 3-11）和（ 3-12）聯(lián)立方程求解 z1、 z2 605.31 0 522)(53.243174.6217812mAzzzzizzg , 故 z1=17 ； z2=43 d.確定其他檔位的齒輪齒數(shù) 檔齒輪副： 6152 zz zzi g （ 3-13） 由公式（ 3-11）和（ 3-13）聯(lián)立方程求解 z5、 z6。 因為 ig = ig q=3.516 ，所以先試湊 z5、 z6。 試湊出 z5=33、 z6=27，此時 ig =3.09。 檔齒輪副： 4132 zz zzig （ 3-14） 由公式（ 3-11）和（ 3-14）聯(lián)立方程求解 z5、 z6。 因為 ig =q=1.875 ，所以先試湊 z3、 z4。 低速載貨汽車變速器的設計 16 605.310522174343434132mAzzzzzzzzig 試湊出 z3=24、 z4=36，此時 ig =1.69。 e.確定倒檔齒輪副的齒數(shù) 通常檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù) z10=21 23。則中間軸與倒檔軸之間的中心距為： 2/)( 108 zzmA （ 3-15） 初選 z10=22,由公式（ 3-15）得 : 25.682/)2217(5.32/)( 108 zzmA mm 為了避免干涉，齒輪 8與齒輪 9 的齒頂圓之間應有不小于 0.5mm 的間隙，則 : 5.02/2/ 98 Add aa （ 3-16） 由公式（ 3-16）得 : 69125.35.31725.68212 89 aa dAd mm d9=da9-2ha=69-2 3.5=62mm 根據(jù) d9選擇齒數(shù)，取 z9=17。 最后計算倒檔與第二軸的中心距： 2/)( 97 zzmA （ 3-17） 由公式（ 3-17）得 : 1052/17435.32/)( 97 ）（zzmA mm 171717 432243981 7102 zzz zzzi g 倒檔 8.28 綜合上述計算修正一下各檔的傳動比 （ 見下表 ） 。 表 3-4 各檔速比 檔位 倒檔 速比 6.40:1 3.09:1 1.69:1 1:1 8.28:1 3.4 齒輪的設計計算 3.4.1 幾何尺寸計算 10 常嚙合齒輪副： Z1=17 d=mz=3.5 17=59.5 da=d+2ha=59.25+2 3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2 3.5 1.25=50.75 Z1=43 d=mz=3.5 43=150.5 da=d+2ha=150.5+2 3.5=157.5 df=d-2hf=150.5-2 3.5 1.25=141.75 檔齒輪副： Z8=17 d=mz=3.5 17=59.5 da=d+2ha=59.25+2 3.5=66.5 鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 17 df=d-2hf=59.5-2 3.5 1.25=50.75 Z7=43 d=mz=3.5 43=150.5 da=d+2ha=150.5+2 3.5=157.5 df=d-2hf=150.5-2 3.5 1.25=141.75 檔齒輪副： Z6=27 d=mz=3.5 27=94.5 da=d+2ha=94.5+2 3.5=101.5 df=d-2hf=94.5-2 3.5 1.25=85.75 Z5=33 d=mz=3.5 33=115.5 da=d+2ha=115.5+2 3.5=122.5 df=d-2hf=115.5-2 3.5 1.25=106.75 檔齒輪副： Z4=36 d=mz=3.5 36=126 da=d+2ha=126+2 3.5=133 df=d-2hf=126-2 3.5 1.25=117.25 Z3=24 d=mz=3.5 24=84 da=d+2ha=84+2 3.5=91 df=d-2hf=84-2 3.5 1.25=75.25 倒檔齒輪： Z10=22 d=mz=3.5 22=77 da=d+2ha=77+2 3.5=84 df=d-2hf=77-2 3.5 1.25=68.25 Z9=17 d=mz=3.5 17=59.5 da=d+2ha=59.25+2 3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2 3.5 1.25=50.75 見圖 3-4（單位： mm）。 3.4.2 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合 ,以大大提高其接觸強度 ,彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理 時也應考慮到其機械加工性能及制造成本 6， 9。 國產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，細化材料晶粒。為消除內應力，還要進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下 4： mn 3.5 滲碳深度 0.8 1.2mm 3.5 mn 5 滲碳深度 0.9 1.3mm mn 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。 3.4.3 齒輪的彎曲強度 4 直齒齒輪彎曲應力w： yzKmKKTcfjw32 （ 3-18） 式中 jT 計算載荷， Nmm； K 應力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65； fK 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 1.1，被動齒輪取 0.9； m 齒輪模數(shù)； 低速載貨汽車變速器的設計 18 z 齒輪齒數(shù)； cK 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4 7.0； y 齒形系數(shù)，見圖 3-3。齒高系數(shù) f 相同、節(jié)點處壓力角不同時：205.14 79.0 yy ，205.17 89.0 yy ，205.22 1.1 yy ，2025 23.1 yy ；壓力角相同、齒高系數(shù)為 0.8 時，18.0 14.1 ff yy； w 輪齒彎曲應力，當maxej TT時，直齒齒輪的許用應力850400 w MPa。 因為該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當校核時只要校核受力最大和危險的檔位齒輪。故分別計算檔、倒檔齒輪的彎曲強度。 a.檔齒輪副：主動齒輪 z8=17,從動齒輪 z7=43 檔主動齒輪的計算載荷 Tj=Temaxi12=104 43/17 263.06Nm 由公式 （ 3-18） 得 : 主動齒輪 z8的彎曲強度 ： M P ayzKm KKTcfjw 2.7907.49612.0)74.4(175.314.3 10001.165.106.2632233 檔從動齒輪的計算載荷 Tj=Temaxig =104 6.40=665.6 Nm 從動齒輪 z7的彎曲強度： M P ayzKm KKTcfjw 75.64653.40612.0)74.4(435.314.3 10009.065.16.6652233 b.倒檔齒輪副 :因為倒檔齒輪相當于一個惰輪 ,所以主動齒輪是 Z8=17，從動齒輪是 Z10=22。通過惰輪后主動齒輪是 Z9=17，從動輪是 Z7=43。 惰輪的計算載荷 Tj=Temaxi12i810=104（ 43/17）（ 22/17） 340.43Nm 通過 惰輪前， Z10=22 的彎曲強度由公式 （ 3-18） 得 : M P ayzKm KKTcfjw 54.64640.40612.0)74.4(225.314.3 10009.065.143.3402233 通過惰輪后主動輪是 Z9=17，從動輪是 Z7=43。 Z9的計算載荷 Tj=Temaxi12i810=104（ 43/17）（ 22/17） 340.43Nm M P ayzKm KKTcfjw 63.102279.64212.0)74.4(175.314.310001.165.143.3402233 Z7的計算載荷 Tj=Temaxi 倒檔 =104 8.28=861.12 Nm M P ayzKm KKTcfjw 73.83694.52512.0)74.4(435.314.310009.065.112.8612233 以上的齒輪副都滿足 彎曲強度的要求。 3.4.4 齒輪的接觸強度 4 齒輪的接觸應力按下式計算 ： 鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 19 )11(418.021 bFEj（ 3-19） 式中 F 法向內基圓周切向力即齒面法向力， N； coscos tFF （ 3-20） Ft 端面內分度圓切向力即圓周力， N； dTF jt2 （ 3-21） Tj 計算載荷， N mm； d 節(jié)圓直徑， mm； 節(jié)點處壓力角； 螺旋角； E 齒輪材料的彈性模量，鋼取 2.1 105MPa； b 齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為 b/cos 代替， mm； 21, 主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑， mm；直齒齒輪： sin11 r ， sin22 r ；斜齒齒輪： 211 c o s/s inr ， 222 c o s/s inr ； r1， r2 分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑， mm。 當計算載荷為max5.0 ej TT 許用接觸應力見表 3-5。 表 3-5 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 j /MPa 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max5.0 ej TT =0.5 104=52Nm, 由公式 （ 3-21） 和 （ 3-20） 得 : NdTF jt 9.1 7 4 75.317 1 0 0 05222 NFFt 01.1 8 6 020co s 9.1 7 4 7co sco s 2.102/)20s in5.317(s in11 r mm 7.252/)20s in5.343(s in22 r mm 由公式 （ 3-19） 得 : 低速載貨汽車變速器的設計 20 MPabFEj 40.764)7.25 12.10 1(16 101.201.1860418.0)11(418.0 521 檔 : 計算載荷為max5.0 ej TT i =0.5 104 6.40=332.8Nm, 由公式 （ 3-21） 和 （ 3-20） 得 : NdTF jt 6.4 4 2 25.343 1 0 0 08.3 3 222 NFFt 4.4 7 0 620c o s 6.4 4 2 2c o sc o s 2.102/)20s in5.317(s