【毕业论文】低速载货汽车变速器的设计【2014年汽车机械专业答辩资料】

盐城工学院毕业设计说明书 2006 目 录 1 前言 . 1 2 低速载货汽车主要参数的确定 . 3 2.1 质量参数的确定 . 3 2.2 发动机的选型 . 4 2.3 车速的确定 . 4 3 变速器的设计与计算 . 6 3.1 设计方案的确定 . 6 3.1.1 两轴式 . 6 3.1.2 三轴式 . 6 3.1.3 液力机械式 . 7 3.1.4 确定方案 . 7 3.2 零部件的结构分析 . 8 3.3 基本参数的确定 . 9 3.3.1 变速器的档位数和传动比 . 9 3.3.2 中心距 . 10 3.3.3 变速器的轴向尺寸 . 11 3.3.4 齿轮参数 . 11 3.3.5 各档齿轮齿数的分配 . 14 3.4 齿轮的设计计算 . 16 3.4.1 几何尺寸计算 . 16 3.4.2 齿轮的材料及热处理 . 17 3.4.3 齿轮的弯曲强度 . 17 3.4.4 齿轮的接触强度 . 18 3.5 轴的设计与轴承的选择 . 22 3.5.1 轴的设计 . 22 3.5.2 轴承的选择 . 33 4 结论 . 40 参 考 文 献 . 41 致 谢 . 42 盐城工学院毕业设计说明书 2006 1 1 前言 全套图纸， 扣扣 加 414951605 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。在低速载货汽车变速器的设计 2 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，遵守有关标准规定。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 3 2 低速载货汽车 主要参数的确定 2.1 质量参数的确定 3 汽车的 整备质量利用系数0m ： 00 mm em （ 2-1） 式中 em 汽车的载质量； 0m 整车 整备质量。 表 2-1 货车的质量系数om 参数 车型 总质量 tma/ 0m 货 车 1.8am 6.0 0.80 1.10 6.0am 14.0 1.20 1.35 am 14.0 1.30 1.70 装柴油机的货车为 0.80 1.00。 汽车总质量am： 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 kgnmmm ea 651 （ 2-2） 式中， 1n 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 0.80 1.10，其 载质量 是em =1.5 103kg, 由公式 （ 2-1）得： 低速载货汽车变速器的设计 4 0.18.0 1 5 0000 mm m a =1500 1875kg 因为此车设计为单排室 ,所以 1n =2,由公式 （ 2-2）得 : kgnmmm ea 6510 =（ 1500 1875） +1500+2 65 =3130 3505kg 本课题选用 ma=3500kg。 2.2 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 100 1小时功率 /转速 （ 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 压缩比 18 排量 （ L） 1.809 喷油压力 （ kPa） 22 0.5 外形尺寸 （ 长宽高 ） mm mm mm 687 494 628 净质量 （ kg） 195 2.3 车速的确定 4 3m a xm a xm a x 761 40360 01 VACVgfmP DaTe （ 2-3） 式中 maxeP 发动机最大功率， kW； T 传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的 4 2式汽车取 T 0.9； am 汽车总质量， kg； 盐城工学院毕业设计说明书 2006 5 g 重力加速度， m s2； f 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 f 0.0165+0.0001（ Va-50） ； maxV 最高车速， km h； CD 空气阻力系数，轿车取 0.4 0.6，客车取 0.6 0.7，货车取 0.8 1.0 A 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 A 0.78BH， 对载货汽车 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。 低速载货汽车变速器的设计 6 3 变速器的设计与计算 3.1 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 3 5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。 3.1.1 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。 3.1.2 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。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 7 3.1.3 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。 3.1.4 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 低速载货汽车变速器的设计 8 3.2 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）。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 9 3.3 基本参数的确定 3.3.1 变速器的档位数和传动比 4 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 3 4），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 5 6，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 3.5 l0t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： m a xm a xm a x0m a x )s i nc os( mgfmgr iiTrtg e （ 3-1） 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为： temaxrg iTmgri0max （ 3-2） 式中 m 汽车总质量； g 重力加速度； f 道路阻力系数； max 道路最大阻力系数； max 最大爬坡要求； r 驱动车轮的滚动半径； maxeT 发动机最大转矩； 0i 主减速比； t 汽车传动系的传动效率。 主减速比 i0的确定： ghaprivnrim a x0 )472.0377.0( （ 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ma x=16.7， f=0.02 由公式（ 3-3）得： 低速载货汽车变速器的设计 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 ri b.根据驱动车轮与路面的附着条件确定 变速器档传动比为： terg iT rGi 0max2 （ 3-4） 式中 2G 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 =0.5 0.6。 因为货车 4 2后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为 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 综合 a和 b条件得： 5.48 ig 7.31，取 ig =（ 5.48+7.31） /2 6.40 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1 1 n gng iiq （其中 n 为档位数）的几何级数排列。 因为 875.1140.631 1 ngng iiq ，所以 ig =q=1.875, ig = ig q=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。 3.3.2 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 maxA TKA （ 3-5） 式中 AK 中心距系数。对轿车取 8.9 9.3；对货车取 8.6 9.6；对多档主变速盐城工学院毕业设计说明书 2006 11 器，取 9.5 11； maxT 变速器处于档时的输出转矩，gg e iTT m a xm a x ； （ 3-6） maxeT 发动机最大转矩， Nm； gi 变速器的档传动比； g 变速器的传动效率，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 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出 4： 3 maxeAe TKA （ 3-7） 式中 AeK 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 17.0 19.5。 由公式 （ 3-7） 得 : 7.9195.79104)5.190.17( 33 m a x TKA eAe mm 商用车变速器的中心距约在 80 170mm范围内变化 ,初选 A=100mm 3.3.3 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 （ 2.4 2.8） A 五档 （ 2.7 3.0） A 六档 （ 3.2 3.5） A 初选轴向尺寸 :（ 2.4 2.8） A=（ 2.4 2.8） 100=240 280mm 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。 3.3.4 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w之间有如下关系： 直齿轮模数 低速载货汽车变速器的设计 12 3 2wcfjyzKKKTm （ 3-8） 式中 jT 计算载荷， Nmm； K 应力集中系数，直齿齿轮取 1.65； fK 摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9； z 齿轮齿数； cK 齿宽系数，直齿齿轮取 4.4 7.0； y 齿形系数，见图 3-3。齿高系数 f 相同、节点处压力角不同时：205.14 79.0 yy ，205.17 89.0 yy ，205.22 1.1 yy ，2025 23.1 yy ；压力角相同、齿高系数为 0.8时，18.0 14.1 ff yy； w 轮 齿 弯 曲 应 力 ， 当maxej TT 时 ， 直 齿 齿 轮 的 许 用 应 力850400 w 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： 333 )850400(12.04.41714.3 1.165.11010422 yzK KKTmwcfj 2.5 3.22 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 盐城工学院毕业设计说明书 2006 13 mn 2.25 2.75 2.75 3 3.50 4.5 4.50 6 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） 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、16.5 25 45 一般货车 标准齿轮GB1356-78 20 20 30 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： ncmKb （ 3-9） 式中 cK 齿宽系数，直齿齿轮取 4.4 7.0，斜齿轮取 7.0 8.6； nm 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=（ 4.4 7.0） 3.5=15.4 24.5mm,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； 低速载货汽车变速器的设计 14 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 f0 1.0，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0.3m ）等问题 3。本课题的齿顶高系数 f0 1.0。 3.3.5 各档齿轮齿数的分配 4， 8 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。 12345678910 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gi，且 8172 zz zzig （ 3-10） 为了确定 z7、 z8的齿数，先求其齿数和 z ： 直齿齿轮： mAz 2 （ 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盐城工学院毕业设计说明书 2006 15 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 12 14，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： 14.575.3 1 0 022 mAz 取 z =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=（ 3.5 60） /2=105mm c.确定常啮合传动齿轮副的齿数 7812 zzizz g （ 3-12） 确定了 z7、 z8后由公式（ 3-11）和（ 3-12）联立方程求解 z1、 z2 605.31 0 522)(53.243174.6217812mAzzzzizzg , 故 z1=17 ； z2=43 d.确定其他档位的齿轮齿数 档齿轮副： 6152 zz zzi g （ 3-13） 由公式（ 3-11）和（ 3-13）联立方程求解 z5、 z6。 因为 ig = ig q=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： 4132 zz zzig （ 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。 低速载货汽车变速器的设计 16 605.310522174343434132mAzzzzzzzzig 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=21 23。则中间轴与倒档轴之间的中心距为： 2/)( 108 zzmA （ 3-15） 初选 z10=22,由公式（ 3-15）得 : 25.682/)2217(5.32/)( 108 zzmA 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 : 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 根据 d9选择齿数，取 z9=17。 最后计算倒档与第二轴的中心距： 2/)( 97 zzmA （ 3-17） 由公式（ 3-17）得 : 1052/17435.32/)( 97 ）（zzmA mm 171717 432243981 7102 zzz zzzi g 倒档 8.28 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 6.40:1 3.09:1 1.69:1 1:1 8.28:1 3.4 齿轮的设计计算 3.4.1 几何尺寸计算 10 常啮合齿轮副： 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 档齿轮副： Z8=17 d=mz=3.5 17=59.5 da=d+2ha=59.25+2 3.5=66.5 盐城工学院毕业设计说明书 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 档齿轮副： 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 档齿轮副： 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 倒档齿轮： 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 见图 3-4（单位： mm）。 3.4.2 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： mn 3.5 渗碳深度 0.8 1.2mm 3.5 mn 5 渗碳深度 0.9 1.3mm mn 5 渗碳深度 1.0 1.6mm 渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 HRC58 63，心部 硬度为HRC33 48。 本课题变速器齿轮选用材料是 20CrMnTi。 3.4.3 齿轮的弯曲强度 4 直齿齿轮弯曲应力w： yzKmKKTcfjw32 （ 3-18） 式中 jT 计算载荷， Nmm； K 应力集中系数，直齿齿轮取 1.65； fK 摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9； m 齿轮模数； 低速载货汽车变速器的设计 18 z 齿轮齿数； cK 齿宽系数，直齿齿轮取 4.4 7.0； y 齿形系数，见图 3-3。齿高系数 f 相同、节点处压力角不同时：205.14 79.0 yy ，205.17 89.0 yy ，205.22 1.1 yy ，2025 23.1 yy ；压力角相同、齿高系数为 0.8时，18.0 14.1 ff yy； w 轮 齿 弯 曲 应 力 ， 当maxej TT 时 ， 直 齿 齿 轮 的 许 用 应 力850400 w 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=104 43/17 263.06Nm 由公式 （ 3-18） 得 : 主动齿轮 z8的弯曲强度 ： M P ayzKm KKTcfjw 2.7907.49612.0)74.4(175.314.3 10001.165.106.2632233 档从动齿轮的计算载荷 Tj=Temaxig =104 6.40=665.6 Nm 从动齿轮 z7的弯曲强度： M P ayzKm KKTcfjw 75.64653.40612.0)74.4(435.314.3 10009.065.16.6652233 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 : M P ayzKm KKTcfjw 54.64640.40612.0)74.4(225.314.3 10009.065.143.3402233 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） 340.43Nm M P ayzKm KKTcfjw 63.102279.64212.0)74.4(175.314.310001.165.143.3402233 Z7的计算载荷 Tj=Temaxi 倒档 =104 8.28=861.12 Nm M P ayzKm KKTcfjw 73.83694.52512.0)74.4(435.314.310009.065.112.8612233 以上的齿轮副都满足 弯曲强度的要求。 3.4.4 齿轮的接触强度 4 齿轮的接触应力按下式计算 ： 盐城工学院毕业设计说明书 2006 19 )11(418.021 bFEj （ 3-19） 式中 F 法向内基圆周切向力即齿面法向力， N； coscos tFF （ 3-20） Ft 端面内分度圆切向力即圆周力， N； dTF jt2 （ 3-21） Tj 计算载荷， N mm； 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 2.1 105MPa； b 齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为 b/cos 代替， mm； 21, 主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径， mm；直齿齿轮： sin11 r ， sin22 r ；斜齿齿轮： 211 co s/s inr ， 222 c o s/s inr ； r1， r2 分别为主、被动齿轮的节圆半径， mm。 当计算载荷为max5.0 ej TT 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 j /MPa 渗碳齿轮 氰化齿轮 一档及倒档 1900 2000 950 1000 常啮合及高档 1300 1400 650 700 常啮合齿轮副：当计算载荷为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 : 低速载货汽车变速器的设计 20 MPabFEj 40.764)7.25 12.10 1(16 101.201.1860418.0)11(418.0 521 档 : 计算载荷为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 in11 r mm 7.252/)20s in5.343(s in22 r mm 由公式 （ 3-19） 得 : M P abFEj 4.1061)7.25 12.10 1(21 101.24.4706418.0)11(418.0 521 档： 计算载荷为max5.0 ej TT I =0.5 104 3.09=160.68Nm, 由公式 （ 3-21） 和 （ 3-20） 得 : NdTF jt 34.2 7 8 25.3331 0 0 068.16022 NFFt 94.2 9 5 920c o s 34.2 7 8 2c o sc o s 16.162/)20s in5.327(s in11 r mm 75.192/)20s in5.333(s in22 r mm 由公式 （ 3-19） 得 : M P abFEj 69.803)75.19 116.16 1(19 101.294.2959418.0)11(418.0 521 档： 计算载荷为max5.0 ej TT i =0.5 104 1.69 87.88Nm, 由公式 （ 3-21） 和 （ 3-20） 得 : NdTF jt 38.2 0 9 25.324 1 0 0 088.8722 盐城工学院毕业设计说明书 2006 21 NFFt 94.2 2 2 520c o s 38.2 0 9 2c o sc o s 55.212/)20s in5.336(s in11 r mm 36.142/)20s in5.324(s in22 r mm 由公式 （ 3-19） 得 : MPabFEj 78.671)36.14 155.21 1(21 101.294.2225418.0)11(418.0 521 倒档 :计算载荷为max5.0 ej TT i12=0.5 104 43/17=131.53Nm, 由公式 （ 3-21） 和 （ 3-20） 得 : NdTF jt 18.4 4 2 15.317 1 0 0 053.1 3 122 NFFt 88.4 7 0 420c o s 18.4 4 2 1c o sc o s 2.102/)20s in5.317(s in11 r mm 17.132/)20s in5.322(s in22 r mm 由公式 （ 3-19） 得 : MPabFEj 74.1195)17.13 12.10 1(21 101.288.4704418.0)11(418.0 521 计算载荷为max5.0 ej TT i 倒档 =0.5 104 8.28=430.56Nm, 由公式 （ 3-21） 和 （ 3-20） 得 : NdTF jt 73.5 7 2 15.3431 0 0 056.4 3 022 NFF t 89.6 0 8 820c o s 73.5 7 2 1c o sc o s 17.102/)20s in5.317(s in11 r mm 7.252/)20s in5.343(s in22 r mm 由公式 （ 3-19） 得 : M P abFEj 88.1206)7.25 117.10 1(21 101.289.6088418.0)11(418.0 521 低速载货汽车变速器的设计 22 以上 档位的齿轮副都满足 接触强度的要求 （ 见表 3-5） 。 3.5 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。 3.5.1 轴的设计 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： 18.016.0ld 对第二轴： 21.018.0ld （ 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： Ad )60.045.0( （ 3-23） 由公式（ 3-23）得： Ad )60.045.0( =（ 0.45 0.60） 105=47.25 63mm 由公式（ 3-22）得： 第二轴： l=d/（ 0.18 0.21） =225 350mm； 中间轴： l=d/（ 0.16 0.18） =262.5 393.75mm； 第一轴 ： l=d/（ 0.16 0.18） =104.4 135.13mm。 第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩 Temax （ N m） 按下式初选： 3 m a x)6.44( eTd （ 3-24） 由公式（ 3-24）得： mmTd e 62.218.18104)6.44()6.44( 33 m a x 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： diTFdiTFdiTFeaeret/t a n2)c o s/(t a n2/2m a xm a xm a x （ 3-25） 式中 i 至计算齿轮的传动比； 盐城工学院毕业设计说明书 2006 23 d 计算齿轮的节圆直径， mm； 节点处压力角； 螺旋角； maxeT 发动机最 大转矩， N mm。 在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 （ MPa）为 4： 32 3 dMWM （ 3-26） 222jsc TMMM （ 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， N mm； Ms 在计算断面处轴 的水平弯矩， N mm； 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： AFfxB图 3 - 5 变速器轴的挠度和转角 E ILababFE ILbaFfE ILbaFfrtSrc3)(332222 （ 3-28） 式中 E 弹性模量， MPa， E=2.1 105MPa； 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 fc 0.05 0.10mm；轴的水平挠度的容许值 fs 0.10 0.15mm。 轴的合成挠度应小于 0.20mm。 低速载货汽车变速器的设计 24 a.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： NdiTFNdiTFer et 27.3184435.3/20t a n40.6101042/t a n218.8845435.3/40.6101042/23m a x3m a x）（）（ 水平平面:垂直平面:N 2 Ft N 1 Fr N 2N 1 图 3-6 第二轴在档时的受力情况 在垂直平面内： N1=Fr1b/l=3184.27 32/193 527.96N Mc=N1a=527.96（ 193-32） 8.5 104Nmm 在水平平面内： Ms=Ft ba/l=8845.18（ 32/193）（ 193-32） 2.4 105Nmm 由公式（ 3-27）得： Tj=Temaxi =104 6.40=665.6Nm 232524222 106.665104.2105.8 ）（）（）（ jsc TMMM 7.12 105Nmm 由公式 （ 3-26） 得 : M P ad MWM 57.2 4 33114.3 1012.73232 3 53 刚度校核：花键轴的计算直径取其花键内径的 1.1倍 ,dh=1.1 31=34.1mm， I= dh4/64=3.14 34.14/64 66338.74mm4。 由公式（ 3-28）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc455222252222106.219374.66338101.23129323219327.31843)(029.019374.66338101.23323219318.8845301.019374.66338101.23323219327.31843）（）（）（ 轴的合成挠度 03.0029.001.0 2222 sc fff mm。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 25 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： NdiTFNdiTFer et 28.2003435.3/20t a n09.3101042/t a n268.5564335.3/09.3101042/23m a x3m a x）（）（ 水平平面:垂直平面:Ft N 2 N 1 N 2Fr N 1 图 3-7 第二轴在档时的受力情况 在垂直平面内 : N2=Fr a/l=2003.28 91/193=944.55N Mc=N2b=944.5 （ 193-91） 9.6 104N mm 在水平平面内 : N 2=Ft a/l=5564.68 （ 91/193） 2.62 103N Ms=N 2b=2.62 103 （ 193-91） 2.7 105Nmm 由公式（ 3-27）得： Tj=Temaxi =104 3.09=321.36Nm 232524222 1036.321107.2106.9 ）（）（）（ jsc TMMM 4.3 105Nmm 由公式 （ 3-26） 得 : M P ad MWM 10.1473114.3 103.43232 3 53 刚度校核： dh=1.1 31=34.1mm， I= dh4/64=3.14 34.14/64 66338.74mm4。 由公式（ 3-28）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc5552222522221054.219374.6 6 3 3 8101.2311)91193(9128.20033)(06.019374.6 6 3 3 8101.23)91193(9168.5564302.019374.6 6 3 3 8101.23)91193(9128.20033 轴的合成挠度 063.006.002.0 2222 sc fff mm 低速载货汽车变速器的设计 26 档：此时第二轴受到齿轮 Z3的作用力 由公式（ 3-5）得： NdiTFNdiTFer et 51.1506245.3/20t a n69.1101042/t a n276.4184245.3/69.1101042/23m a x3m a x）（）（ 水平平面:垂直平面:N 2 Ft N 1 Fr N 2N 1 图 3-8 第二轴在档时的受力情况 在垂直平面内 : N2=Fr a/l=1506.51 65/193 507.37N Mc=N2b=507.37 （ 193-65） 6.5 104N mm 在水平平面内 : N 2=Ft a/l=4184.76 （ 65/193） 1.41 103N Ms=N 2b=1.41 103 （ 193-65） 1.8 105Nmm 由公式（ 3-27）得： Tj=Temaxi =104 1.69=175.76Nm 232524222 1076.175108.1105.6 ）（）（）（ jsc TMMM 2.6 105Nmm 由公式 （ 3-26） 得 : M P ad MWM 94.883114.3 106.23232 3 53 刚度校核： dh=1.1 31=34.1mm， I= dh4/64=3.14 34.14/64 66338.74mm4。 由公式（ 3-28）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc555222252222108.919374.66338101.2363)65193(6551.15063)(036.019374.66338101.23)65193(6576.41843013.019374.66338101.23)65193(6551.15063 轴的合成挠度 038.0036.0013.0 2222 sc fff mm 倒档：此时第二轴受到齿轮 Z7的作用力 盐城工学院毕业设计说明书 2006 27 由公式（ 3-5）得： NdiTFNdiTFeret64.4 1 1 9435.3/20t an28.8101042/t an246.1 1 4 4 3435.3/28.8101042/23m a x3m a x）（）（倒档倒档 水平平面:垂直平面:Ft 倒挡N 2 N 1 N 2Fr 倒挡N 1 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=4119.64 32/193 683.05N Mc=N1a=683.05 （ 193-32） 1.1 105N mm 在水平平面内 : N 2=Ft 倒档 b/l=11443.46 （ 32/193） 1.9 103N Ms=N 2a=1.9 103 （ 193-32） 3.06 105Nmm 由公式（ 3-27）得： Tj=Temaxi 倒档 =104 8.28=861.12Nm 232525222 1012.861109.21004.1 ）（）（）（ jsc TMMM 9.14 105Nmm 由公式 （ 3-26） 得 : M P ad MWM 67.3123114.3 1014.83232 3 53 刚度校核： dh=1.1 31=34.1mm， I= dh4/64=3.14 34.14/64 66338.74mm4。 由公式（ 3-28）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc455222252222104.319374.66338101.23129)32193(3264.41193)(038.019374.66338101.23)32193(3246.114433014.019374.66338101.23)32193(3264.41193 轴的合成挠度 04.0038.0014.0 2222 sc fff mm 低速载货汽车变速器的设计 28 b.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 垂直平面:Fr N 2N 1水平平面:N 1 Ft N 2 图 3-10 中间轴在档时的受力情况 在垂直平面内 : N1=Fr b/l=3184.27 32/203 501.95N Mc=N2a=501.95 （ 203-32） 8.58 104Nm m 在水平平面内 : N 2=Ft b/l=8845.18 （ 32/203） 1394.31N Ms=N 2a=1394.31 （ 203-32） 2.4 105Nmm 由公式（ 3-27）得： Tj=Temaxi12=104 43/17 263Nm 232524222 10263104.21058.8 ）（）（）（ jsc TMMM 3.66 105Nmm 由公式 （ 3-26） 得 : M P ad MWM 72.2 3 82514.3 1066.33232 3 53 刚度校核： I= d4/64=3.14 254/64 19165.04mm4 由公式（ 3-28）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc455222252222108.920304.1 9 1 6 5101.23139)32203(3227.31843)(11.020304.1 9 1 6 5101.23)32203(3218.88453039.020304.1 9 1 6 5101.23)32203(3227.31843 轴的合成挠度 12.011.0039.0 2222 sc fff mm 盐城工学院毕业设计说明书 2006 29 档：此时中间轴受到齿 轮 Z6 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 =5564.68N； Fr =2003.28N N 2Fr N 1垂直平面:水平平面:N 1 Ft N 2 图 3-11 中间轴在档时的受力情况 在垂直平面内 : N2=Fr a/l=2003.28 100/203 986.84N Mc=N2b=986.84 （ 203-100） 1.02 105Nm m 在水平平面内 : N 2=Ft a/l=5564.6 （ 100/203） 2741.18N Ms=N 2b=2741.18 （ 203-100） 2.8 105Nmm 由公式（ 3-27）得： Tj=Temaxi12=104 43/17 263Nm 232525222 10263108.21002.1 ）（）（）（ jsc TMMM 3.97 105Nmm 由公式 （ 3-26） 得 : M P ad MWM 94.2 5 82514.3 1097.33232 3 53 刚度校核： I= d4/64=3.14 254/64 19165.04mm4 由公式（ 3-28）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc555222252222105.220304.1 9 1 6 5101.233)100203(10028.20033)(24.020304.1 9 1 6 5101.23)100203(10068.55643087.020304.1 9 1 6 5101.23)100203(10028.20033 低速载货汽车变速器的设计 30 轴的合成挠度 26.024.0087.0 2222 sc fff mm0.2mm 由于第二轴上采用联体齿轮 ,并且中间轴上套有隔套 ,故相当于增大轴的直径 ,因而轴的刚度增加 ,且满足允许值范围。 档：此时中间轴受到齿轮 Z4 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得到中间轴上齿轮所受的力。 Ft =4184.76N； Fr =1506.51N 水平平面:垂直平面:Ft N 1 N 2Fr N 1 图 3-12 中间轴在档时的受力情况 在垂直平面内 : N2=Fr a/l=1506.51 73/203 541.75N Mc=N2b=541.75 （ 203-73） 7.04 104Nm m 在水平平面内 : N 2=Ft a/l=4184.76 （ 73/203） 1504.86N Ms=N 2b=1504.86 （ 203-73） 1.96 105Nmm 由公式（ 3-27）得： Tj=Temaxi12=104 43/17 263Nm 232524222 102631096.11004.7 ）（）（）（ jsc TMMM 3.36 105Nmm 由公式 （ 3-26） 得 : M P ad MWM 15.2192514.3 1036.33232 3 53 刚度校核： I= d4/64=3.14 254/64 19165.04mm4 由公式（ 3-28）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc455222252222103.320304.1 9 1 6 5101.2357)73203(7351.15063)(15.020304.1 9 1 6 5101.23)73203(7376.41843055.020304.1 9 1 6 5101.23)73203(7351.15063 盐城工学院毕业设计说明书 2006 31 轴的合成挠度 16.015.0055.0 2222 sc fff mm 由于第二轴上采用联体齿轮 ,并且中间轴上套有隔套 ,故相当于增大轴的直径 ,因而轴的刚度增加 ,且满足允许值范围。 c.校核倒档轴的强度与刚度 当 Z8和 Z10啮合时： NdiTFNdiTFeret23.3 1 8 320t an3.8 8 4 2/t an23.8 8 4 2225.3/)17/22()17/43(101 0 42/2m a x3m a x倒档倒档 ）（ 水平平面:垂直平面:N 2 Ft 倒挡N 1 N 2Fr 倒挡N 1 图 3-13 中间轴在倒档时 Z8和 Z10啮合时的受力情况 在垂直 平面内： N1=Fr 倒档 b/l=3183.23 43/102 1341.95N Mc=N1a=1341.95（ 102-43） 7.9 104Nmm 在水平平面内： Ms=Ft 倒档 ba/l=8842.3（ 43/102）（ 102-43） 2.2 105Nmm 由公式（ 3-27）得： Tj=Temaxi =104 （ 43/17） （ 22/17） 340.43Nm 232524222 1043.340102.2109.7 ）（）（）（ jsc TMMM 4.13 105Nmm 由公式 （ 3-26） 得 : M P ad MWM 37.2 6 92514.3 1013.43232 3 53 刚度 校核： I= d4/64=3.14 254/64 19165.04mm4 由公式（ 3-28）得： 低速载货汽车变速器的设计 32 r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc4552222522221005.110204.1 9 1 6 5101.2316434310223.31833)(046.010204.1 9 1 6 5101.2343431023.88423017.010204.1 9 1 6 5101.23434310223.31833）（）（）（ 轴的合成挠度 049.0046.0017.0 2222 sc fff mm 当 Z7和 Z9啮合时： NdiTFNdiTFeret33m a x43m a x101.4435.3/20t an28.8101042/t an21014.1435.3/28.8101042/2）（）（倒档倒档 水平平面:垂直平面:N 2 Ft 倒挡N 1 N 2Fr 倒挡N 1 图 3-14 中间轴在倒档时 Z7和 Z9啮合时的受力情况 在垂直平面内： N1=Fr 倒档 b/l=4100 66/102 2652.94N Mc=N1a=2652.94（ 102-66） 9.6 104Nmm 在水平平面内： Ms=Ft 倒档 ba/l=1.14 104（ 66/102）（ 102-66） 2.66 105Nmm 由公式（ 3-27）得： Tj=Temaxi =104 （ 43/17） （ 22/17） 340.43Nm 232524222 1043.3401066.2106.9 ）（）（）（ jsc TMMM 4.43 105Nmm 由公式 （ 3-26） 得 : M P ad MWM 94.2 8 82514.3 1043.43232 3 53 刚度校核： I= d4/64=3.14 254/64 19165.04mm4 由公式（ 3-28）得： 盐城工学院毕业设计说明书 2006 33 r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc4552242252222104.210204.1 9 1 6 5101.2330666610241003)(05.010204.1 9 1 6 5101.2366661021014.13019.010204.1 9 1 6 5101.23666610241003）（）（）（ 轴的合成挠度 053.005.0019.0 2222 sc fff mm 长的轴应进行扭转刚度的验算，使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为 0.250 0.350度。在转矩 T的作用下，长为 L的轴的扭转角为 4： pGJTL3.57 （ 3-29） 式中 T 转矩， N mm； L 轴长， mm； Jp 轴横截面的极惯性矩， mm4 ：对实心轴324dJp ；对空心轴)(132 44 dddJ ip ； G 轴材料的剪切弹性模量，对于钢材 G=8 104MPa。 对第一轴进行扭转刚度的验算 : 已知 L=170mm， T=104Nmm ， 52.1 0 2 8 9 132 3214.33244 dJp 。 由公式 （ 3-29） 得 : 12.052.102 891108 170101043.573.5743 pGJTL 故第一轴满足使用条件。 3.5.2 轴承的选择 一般是根据结构布置并参考同类车型的相应轴承以后 13,按国家规定的轴承标准选定 ,再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道的接触疲劳为依据，承受动载荷是其工作的基本特征 4,9。 轴承的名义寿命 L（ 以 106转为单位 ） : PCL （ 3-30） 式中 C 轴承的额定载荷或承载容量 ， N，根据选定的轴承型号查轴承手册； P 轴承的当量动载荷， N； 低速载货汽车变速器的设计 34 轴承寿命指数，对球轴承 =3；对圆柱滚子轴承取 =10/3。 轴承的使用寿命也可按汽车以平均车速 vam 行驶至大修前的总行驶里程 S 来计算： amvSLh ， h （ 3-31） 式中的汽车的平均车速可取 vam 0.6va max。 对汽车轴承寿命的要求是轿车 30万 km，货车和大客车 25万 km。 L与 Lh之间的换算关系为 L=60nLh/106 （ 3-32） 式中 n 轴承的转数， r/min。 径向和径向止推球轴承的当量动载荷，可按下式对每个档位进行计算： eYFFkkVFPeYFFkkYFX V FPraTrraTar当当)( （ 3-33） 式中 X， Y 径向系数和轴向系数，按轴承标准规定由轴承手册查出； V 考虑轴承内圈或外圈旋转的系数，内圈旋转取 V=1.0,外圈旋转取 V=1.2； Fr， Fa 径向和轴向载荷， N，根据计算转矩 Tj计算各档的支承反力后求得； k 考虑路面不平度引起的动载荷的影响系数，对于变速器轴承可取 k=1.0； kT 温度系数； e 轴向加载参数，由轴承手册查得。 第一轴后轴承采用深沟球轴承，第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承，后端采用深沟球轴承。参考同类车型，初选第一轴后轴承为 6209 轴承 ,第二轴后轴承为 6307轴承。 由公式（ 3-31）得： amvSLh =25 104/（ 62.3 0.6） 6688.07h 由公式 （ 3-32） 得： L=60nLh/106 =60 0.6 3000 6688.07/106 722.31 根据汽车传动系的载荷强度绘制了行驶状况系数 Kx 随计算牵引力 Ftj 与平均牵引力Fta 的比值（ Ftj/Fta）变化而改变的曲线图（见图 3-15）。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 35 1 2 3 4 5 F t j / F t a0 . 0 0 0 0 10 . 0 0 0 0 40 . 0 0 0 0 10 . 0 0 0 0 40 . 0 0 10 . 0 0 40 . 0 10 . 0 40 . 10 . 4K x jK x w 图 3-15 行驶状况系数 Kxj、 Kxw与（ Ftj/Fta）之关系曲线 计算牵引力 Ftj 与平均牵引力 Fta 应根据变速器第一轴的计算转矩 Tj,按各档传动比进行计算 4，即 /riiT Fr0gjtj （ 3-34） Fta=F a+Fwa+Fja （ 3-35） 式中 F a 平均道路阻力，见表 3-6； Fwa 平均空气阻力，按表 3-6 给出的公式计算； Fja 平均加速阻力，按表 3-6 给出的公式计算。 表 3-6 载货汽车的平均比阻力 车型 平均比阻力 载货汽车 F a/Ga Fwa/Ga Fja/Ga 0.030 2.5v2m/Ga 0.3（ Ftj- F a - Fwa）/ Ga 说明： Ga为汽车总重（ N）； vm为平均车速（ km/h）。 由公式（ 3-34）和 （ 3-35） 得： Tj=104K=104KAKvK K =104 1.25 1.1 1 1.15 164.5N m / 6 2 .30 .4 2 5 niT /riiT F pgjr0gjtj 3366.3ig F a=0.03Ga=0.03 3.5 103 9.8=1029N Fwa=2.5v2m=2.5 37.782 3493.16N vam 0.6va max=0.6 62.3=37.38km/h 分别计算出各档的 牵引力 Ftj 与平均牵引力 Fta,以此来查出行驶状况系数 Kx 档 : Ftj=3366.3ig=3366.3 6.4 21544.32N Fja=0.3（ Ftj- F a - Fwa） =0.3（ 21544.32-1029-3493.16） =5106.65N Fta=F a+Fwa+Fja=1029+3493.16+5106.65=9628.81N 档 : Ftj=3366.3ig=3366.3 3.09 10401.87N Fja=0.3（ Ftj- F a - Fwa） =0.3（ 10401.87-1029-3493.16） 1763.91N Fta=F a+Fwa+Fja=1029+3493.16+1763.91=6286.07N 低速载货汽车变速器的设计 36 档 : Ftj=3366.3ig=3366.3 1.69 5689.05N Fja=0.3（ Ftj- F a - Fwa） =0.3（ 5689.05-1029-3493.16） 350.07N Fta=F a+Fwa+Fja=1029+3493.16+350.07=4872.23N 档 : Fta=F a+Fwa+Fja=1029+3493.16-1054.687=3467.29N Ftj=3366.3ig=3366.3 1=3366.3N 档： Ftj/Fta=21544.32/9628.81 2.24 档： Ftj/Fta=10401.87/6286.07 1.65 档： Ftj/Fta=5689.05/4872.23 1.2 档： Ftj/Fta=3467.29/3366.3 1.03 查图 3-15 可得： 档： Kxj=0.2 ； 档： Kxj=0.39 ； 档： Kxj =0.41 ； 档： Kxj=0.45。 应对每个档计算轴承的当量循环次数，第 i档的为： 6 1060 ix jigihi nKfLL （ 3-36） 轴承的实际循环次数为： 61060 igihinfLL （ 3-37） 式中 ni 第 i档的轴承旋转次数，iMi unn /， Mn 为第一轴的旋转次数（以汽车的平均速度 vam计算） ui为由第一轴至计算轴的传动比； fgi 变速器处于第 i档时的相对工作时间，即变速器第 i档的使用率（），见表 3-7； Kxji 第 i档的行驶状况系数，见图 3-5。 表 3-7 载货汽车变速器各档的相对工作时间或使用率 fgi 车型 档位数 最高 档传动比 fgi/ 变速器档位 载货汽车 4 1 1 3 21 75 4 1 1 4 35 60 先计算第二轴后轴承在每个档轴承的实际循环次数： 档： 25.2814.6 6.03000/ M unn； Kxj=0.2； 查表 3-7得 fg =1 由公式 （ 3-37） 得： 13.110 2 8 1 . 2 5%107.6 6 8 8601060 66 g h nfLL 由公式 （ 3-36） 得 : 盐城工学院毕业设计说明书 2006 37 23.013.12.01060 6 x j ixj g h LKnKfLL 档： 52.58209.3 6.03000/ M unn； Kxj=0.39； 查表 3-7得 fg =3 由公式 （ 3-37） 得： 01.710 5 8 2 . 5 2%307.6 6 8 8601060 66 g h nfLL 由公式 （ 3-36） 得 : 73.201.739.01060 6 xj xj g h LKnKfLL 档： 09.106569.1 6.03000/ M unn； Kxj=0.45； 查表