1、 汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-房車離合器的設(shè)計(jì)房車離合器的設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)題目：房車離合器的設(shè)計(jì) 目 錄第1章 緒論 1.1汽車變速器的設(shè)計(jì)要求.1 1.2設(shè)計(jì)的步驟及方法.1第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 2.1變速器傳動(dòng)方案的分析和選擇.3 2.2倒檔方案布置.3 2.3零部件結(jié)構(gòu)方案分析.4第3章 變速器的設(shè)計(jì)及計(jì)算校核 3.1變速器的主要參數(shù)的選擇.6 3.1.1擋數(shù)和傳動(dòng)比.6 3.1.2中心距.7 3.1.3軸向尺寸.8 3.2齒輪參數(shù).8 3.2.1齒輪模數(shù).8 3.2.2齒形、壓力角、螺旋角和尺寬.8 3.3齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算.9 3.3.1各擋齒輪的齒數(shù).10 3.3.2齒輪精度的選擇.

2、12 3.3.3螺旋方向.12 3.4變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算和材料選擇.12 3.4.1齒輪的損壞原因及形式.12 3.4.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核.13 3.5變速器軸的計(jì)算和校核.16 3.5.1變速器軸的結(jié)構(gòu)尺寸.16 3.5.2軸的校核.17第4章 同步器和操作機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 4.1變速器同步器的設(shè)計(jì).20 4.2變速器的操作機(jī)構(gòu).22參 考 文 獻(xiàn).24第1章 緒論1.1汽車變速器的設(shè)計(jì)要求汽車傳動(dòng)系傳遞扭矩和轉(zhuǎn)速，它也是汽車整體的重要組成部分。其功能：調(diào)節(jié)和變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能；將動(dòng)力傳遞至驅(qū)動(dòng)車輪。汽車變速器完成傳動(dòng)系賦予的功能，不僅是傳動(dòng)系的重要部件，也是決定汽車整車性能的主要部件和環(huán)節(jié)。

3、汽車變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，不同標(biāo)準(zhǔn)和要求，會(huì)對(duì)汽車的動(dòng)力性以及燃油經(jīng)濟(jì)性，換檔操縱的舒適性與輕便性，傳動(dòng)平穩(wěn)性等。我國(guó)汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和進(jìn)步，對(duì)汽車變速器的設(shè)計(jì)和要求，將是增大汽車變速器傳遞功率與總質(zhì)量之比（比功率），并且要求其具有更精密的尺寸和更好的性能。在設(shè)計(jì)開(kāi)始之前，應(yīng)該根據(jù)汽車變速器運(yùn)用和發(fā)揮功能的實(shí)際情況,查閱相關(guān)資料，大致確定與汽車變速器設(shè)計(jì)相關(guān)一些主要參數(shù)。主要參數(shù)：兩軸齒輪中心距、變速器軸向基本尺寸、兩軸的直徑、齒輪相關(guān)參數(shù)、齒數(shù)和模數(shù)等。汽車變速器的設(shè)計(jì)要求和標(biāo)準(zhǔn)。變速器的基本設(shè)計(jì)要求：保證汽車有必要的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性；變速器應(yīng)該設(shè)置空檔，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸和傳遞；

4、還應(yīng)該設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛；換檔迅速、省力、方便；還應(yīng)該提高汽車工作的可靠性：在汽車行駛過(guò)程中，換擋時(shí)汽車變速器不得有跳檔和亂檔，以及換檔撞擊擊等現(xiàn)象；提高汽車工作效率，減小變速器齒輪噪聲；設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單輕便、設(shè)計(jì)方案符合標(biāo)準(zhǔn)和要求；在滿載及沖擊載荷的工況行駛條件下，設(shè)計(jì)使用壽命應(yīng)該加長(zhǎng)；除此之外，設(shè)計(jì)變速器還應(yīng)該滿足：輪廓尺寸和質(zhì)量輕便、制造成本低、檢測(cè)維修方便等要求。 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)分類方法。可以根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)分為：四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。可以根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。固定軸式可以分為：兩軸式變速器、中間軸式變速器、雙中間軸式變速器、多中間軸式變速器等。固定軸式應(yīng)

5、用最為廣泛，而兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的普通汽車上。中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的中檔汽車上，還有旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。1.2 設(shè)計(jì)的步驟及方法本次設(shè)計(jì)的變速器，在原有變速器的基礎(chǔ)上，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速及最高車速，最大爬坡度等條件下，主要完成傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，并繪制出變速器裝配圖，主要零件的零件圖。1、變速器主要參數(shù)的選擇汽車變速器主要參數(shù)的選擇包括傳動(dòng)檔數(shù)、齒輪中心距、傳動(dòng)比、齒輪相關(guān)參數(shù)以及模數(shù)等。2、對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析設(shè)計(jì)過(guò)程中，通過(guò)對(duì)兩軸和中間軸式變速器比較。根據(jù)各自的利弊，以及根據(jù)所設(shè)計(jì)的夏利汽車的特點(diǎn)，最終確定傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置形式和傳動(dòng)簡(jiǎn)圖

6、。3、汽車變速器齒輪強(qiáng)度的校核在汽車變速器齒輪強(qiáng)度的校核過(guò)程中，根據(jù)齒輪的強(qiáng)度和剛度要求，主要校核變速器的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度、齒面接觸疲勞強(qiáng)度。4、軸的基本尺寸的確定及強(qiáng)度校核根據(jù)兩軸式變速器的特點(diǎn)，確定軸的基本尺寸，根據(jù)軸的強(qiáng)度和剛度計(jì)算要求，分別對(duì)軸的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算。5、軸承的選擇與壽命計(jì)算校核軸承的選擇，主要根據(jù)變速器軸的支撐部分，根據(jù)以往設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，一般選用圓錐磙子軸承。通過(guò)查閱資料，軸承壽命設(shè)計(jì)計(jì)算一般按汽車的大修里程，維修次數(shù)計(jì)算，一般汽車大修里程為30萬(wàn)公里。本次設(shè)計(jì)主要是查閱近幾年國(guó)外相關(guān)學(xué)術(shù)資料，有關(guān)國(guó)內(nèi)外變速器設(shè)計(jì)的文獻(xiàn)資料和學(xué)術(shù)研究資料，通過(guò)老師的指導(dǎo)以及結(jié)合所學(xué)本專

7、業(yè)的基礎(chǔ)知識(shí)，進(jìn)行的設(shè)計(jì)。比較不同方案，總結(jié)各自優(yōu)缺點(diǎn)，最終選取最佳方案，然后進(jìn)行設(shè)計(jì)并改善。計(jì)算汽車變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)，進(jìn)行校核計(jì)算。還要對(duì)同步器、換檔操縱機(jī)構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進(jìn)行分析與計(jì)算設(shè)計(jì)，選擇最佳合理尺寸。最后，對(duì)設(shè)計(jì)的傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)和完善。第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 傳統(tǒng)機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單輕便、傳動(dòng)傳遞效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，最為關(guān)鍵的是維修方便，所以在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用14。2.1 變速器傳動(dòng)方案分析與選擇機(jī)械式變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。查閱最近幾年相關(guān)資料，發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上多用兩軸式變速器。與中間軸式

8、變速器相比，具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單輕便、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點(diǎn)。另外，各中間檔因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)，故傳動(dòng)效率高，同時(shí)噪聲小，結(jié)構(gòu)緊湊。但兩軸式變速器也有弊端，它不能設(shè)置直接檔。故在工作時(shí)齒輪和軸承均承載受壓，齒輪工作噪聲增大且易損壞，影響傳動(dòng)傳遞。所以受結(jié)構(gòu)限制原因，其一檔變速比不能設(shè)計(jì)的很大。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)直接輸出動(dòng)力14。對(duì)中間軸式來(lái)說(shuō)，多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。特點(diǎn)：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體，絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸

9、承及中間軸不承載受壓，此時(shí)噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少14。對(duì)不同類型和要求的汽車，具有不同的傳動(dòng)系檔位數(shù)，原因在于它們的使用條件不同、對(duì)整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同5。而傳動(dòng)系的檔位數(shù)，汽車的動(dòng)力性，燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的聯(lián)系。就動(dòng)力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率的機(jī)會(huì)，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。12故能提高汽車生產(chǎn)率以及行駛效率，大大降低運(yùn)輸成本節(jié)省開(kāi)支。不過(guò)，增加檔數(shù)，會(huì)使變速器機(jī)構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復(fù)雜。 從以上分析可知，本次設(shè)計(jì)房車變速器，設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)

10、形式屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)，通過(guò)拆裝可以發(fā)現(xiàn)汽車前端可布置變速器的空間比較小。結(jié)構(gòu)決定了變速器的設(shè)計(jì)要求較高，不僅要求運(yùn)行噪聲小，而且設(shè)計(jì)車速高，故選中間軸式變速器作為傳動(dòng)方案。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。2.2 倒檔布置方案 通過(guò)對(duì)汽車設(shè)計(jì)資料的查找，總結(jié)一下方案。常見(jiàn)的倒檔布置方案如圖3-1所示。圖3-1b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難；圖3-1c方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理；圖3-1d方案對(duì)3-1c的缺點(diǎn)做了修改；圖3-1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)；圖3-1f所示方案適用于全部

11、齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。14綜合考慮以上因素，為了換檔輕便舒適，減小噪聲，倒檔傳動(dòng)采用圖3-1f所示方案。圖3-1 倒檔布置方案2.3零部件結(jié)構(gòu)方案分析1、齒輪形式汽車變速器上應(yīng)用的齒輪，包括直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，應(yīng)力要求較低。14與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)且工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)14。本設(shè)計(jì)全部選用直齒輪。齒輪設(shè)計(jì)注意事項(xiàng)：變速器齒輪可以與軸設(shè)計(jì)為一體或與軸分開(kāi)，然后用花鍵、過(guò)盈配合或者滑動(dòng)支承等方式之一與軸連接14。齒輪尺寸小又與軸分開(kāi)，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度（圖3-2）影響齒輪強(qiáng)度6。要求尺寸應(yīng)該大

12、于或等于輪齒危險(xiǎn)斷面處的厚度。所以綜合考慮安全性，在齒輪裝在軸上以后，齒輪應(yīng)能保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸應(yīng)該在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿足尺寸要求14： （3-1）式中：花鍵內(nèi)徑。輕便性設(shè)計(jì)要求，減小質(zhì)量，輪輻處厚度應(yīng)在滿足強(qiáng)度條件下設(shè)計(jì)得薄些。圖3-2中的尺寸可取為花鍵內(nèi)徑的1.251.40倍。圖3-2 變速器齒輪尺寸控制圖14根據(jù)設(shè)計(jì)要求，齒輪表面粗糙度數(shù)值應(yīng)該稍微降低，噪聲就會(huì)相應(yīng)減少，齒面磨損速度減慢，可以提高齒輪壽命。設(shè)計(jì)要求變速器齒輪齒面的表面粗糙度：應(yīng)在m范圍內(nèi)選用。設(shè)計(jì)齒輪盡量要求齒輪制造精度不低于7級(jí)。2、變速器軸設(shè)計(jì)變速器軸多數(shù)情況下，軸承安裝在殼

13、體的軸承孔內(nèi)。當(dāng)變速器中心距小時(shí)，在殼體的同一端面布置兩個(gè)滾動(dòng)軸承有困難時(shí)，可以把輸出軸直接壓入殼體孔中，并固定不動(dòng)14。用滑移齒輪方式，實(shí)現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，一般應(yīng)選用矩形花鍵連接。矩形花鍵可以保證良好的定心和滑動(dòng)靈活。從加工方便來(lái)看，定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開(kāi)線花鍵要容易7。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過(guò)軸與齒輪內(nèi)孔之間的過(guò)盈配合和鍵固定在軸上。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面，兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副，齒輪副的齒輪與軸之間，常設(shè)置有滾針軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上（特殊情況）。此時(shí)軸的制造，軸的表面粗糙度不應(yīng)低與m，硬度不低于58

14、63HRC。因漸開(kāi)線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開(kāi)線花鍵的齒短，小徑相對(duì)增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開(kāi)線花鍵連接。14倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的齒輪軸，并由螺栓固定。14從上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開(kāi)線花鍵，所以設(shè)計(jì)時(shí)不僅要考慮裝配上的可能，而且應(yīng)當(dāng)可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關(guān)問(wèn)題。143、汽車變速器軸承的選擇變速器軸承種類很多，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(dòng)軸套等。14滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方8。 變速器中采用

15、圓錐滾子軸承直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。 由于本設(shè)計(jì)的變速器，為兩軸式變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計(jì)中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。第3章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算校核3.1 變速器主要參數(shù)的選擇本次設(shè)計(jì)是在整車參數(shù)已知的情況下，車型已知的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，整車主要技術(shù)參數(shù)如表3-1所示：表3-1 房車整車主要技術(shù)參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率117kw最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速2500r/min發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩600Nm最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速1500r/min總質(zhì)量4500kg最高車速120km/h車輪型號(hào)

16、225/85R16L對(duì)應(yīng)輪胎半徑r394mm 3.1.1檔數(shù)和傳動(dòng)比近年來(lái)，為了降低油耗，提高燃油經(jīng)濟(jì)性，變速器的檔數(shù)都有增加的趨勢(shì)。目前，一般乘用車用45個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)檔。商用車變速器采用45個(gè)檔或多檔。載質(zhì)量在2.03.5t的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.08.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。因此，本次設(shè)計(jì)的房車變速器為5檔變速器。圖3-2 五檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖 1-一檔主動(dòng)齒輪 2-一檔從動(dòng)齒輪 3-二檔主動(dòng)齒輪 4-二檔從動(dòng)齒輪 5-三檔主動(dòng)齒輪 6-三檔從動(dòng)齒輪 7-四檔主動(dòng)齒輪 8-四檔從動(dòng)齒輪 9-五

17、檔主動(dòng)齒輪 10-五檔從動(dòng)齒輪 11-倒檔主動(dòng)齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪。 選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)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)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件、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)半徑等綜合確定。汽車爬坡度時(shí)車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有 （3-1）則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動(dòng)比為 （3-2） 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面附著條件 （3-3） 求得變速器的檔傳動(dòng)比為 （3-4） 綜上所述，變速器的月I擋

18、傳動(dòng)比為。超速檔的的傳動(dòng)比一般為0.70.8，本設(shè)計(jì)五檔傳動(dòng)比ig=0.75。中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為： （3-5）的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，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(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：=1.58。故有，變速器的格擋傳動(dòng)比如下： IIIIIIIVV倒檔4.692.961.871.1850.754.6表3-2 各擋傳動(dòng)比3.1.2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局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)公式初定： （3-6）式中 K A-中心距系數(shù)。對(duì)轎車，K A =

19、8.99.3；對(duì)貨車，K A =8.69.6；對(duì)多檔主變速器，K A =9.511；TI max -變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩：TI max=Te max igI =62803Nm故可得出初始中心距A=88.4mm。3.1.3軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。重載車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔(2.22.7)A五檔(2.73.0)A六檔(3.23.5)A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A取整。本次設(shè)計(jì)采用5+1手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺

20、寸是377.08mm=231.24mm，變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。3.2齒輪參數(shù)3.2.1齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合JB111-60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn (3-7)其中=170Nm，可得出mn=2.5。一檔直齒輪的模數(shù)m mm (3-8)通過(guò)計(jì)算m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開(kāi)線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取23.5。本設(shè)計(jì)取2.5。3.2.2齒形、壓力角、螺旋角和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-3選取。表3-3 汽車變速器齒輪的

21、齒形、壓力角與螺旋角項(xiàng)目 車型 齒形壓力角螺旋角轎車 高齒并修形的齒形14.5，15，1616.52545一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形202030重型車同上 低檔、倒檔齒輪22.5，25小螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角取20,嚙合套或同步器取30；斜齒輪螺旋角取30。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由

22、殼體承受。齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：直齒 b=(4.58.0)m，mm斜齒 b=(6.08.5)m，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。模數(shù)壓力角螺旋角齒寬系數(shù)齒頂高系數(shù)參數(shù)值3202571表3-4 變速器參數(shù)3.3齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算3.3.1各檔的齒輪的齒數(shù)Z在初選了中心距、齒輪

23、的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各檔齒數(shù)的方法。1.確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動(dòng)比 （3-9） 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: （3-10）其中 A =77.08mm、m =3；故有。 圖3-3 五檔變速器示意圖當(dāng)房車三軸式的變速器時(shí)，則，此處取=16，則可得出=35。上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-10）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。這里修正為51，則根據(jù)式（3-10）反推出A=76.5mm。2

24、.確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （3-11）由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （3-12） 由此可得： （3-13）而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： 。 聯(lián)立可得：=19、=34。則根據(jù)前式，可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 。 3.確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動(dòng)比 （3-14） 因而有， 對(duì)于斜齒輪， （3-15）故有： 聯(lián)立得：。按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 。4.確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取3.7。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪10略小，取。而通常情況下，

25、倒檔軸齒輪取2123，此處取=23。由 （3-16）可計(jì)算出。故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A= (3-17) =50mm 而倒檔軸與第二軸的中心: (3-18) =72.5mm。3.3.2齒輪變位系數(shù)的選擇齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位

26、齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，有避免了其缺點(diǎn)。有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利

27、的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開(kāi)線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。總變位系數(shù)越小，一對(duì)齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。其中，一檔主動(dòng)齒輪10的齒數(shù)Z1017，因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù) (3-19)式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。3.3.3齒輪精度

28、的選擇根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取為6級(jí)，為7級(jí)。3.3.4螺旋方向由于斜齒輪傳遞扭矩時(shí)要產(chǎn)生軸向力，故設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)要求中間軸上的軸向力平衡。關(guān)于螺旋角的方向，第一、二軸齒輪采用左旋，這樣可使第一、二軸所受的軸向力直接經(jīng)過(guò)軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經(jīng)過(guò)軸承的彈性檔圈傳遞。中間軸齒輪全部采用右旋，因此同時(shí)嚙合的兩對(duì)齒輪軸向力方向相反，軸向力可互相抵消一部分。9材料選擇現(xiàn)代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。本次設(shè)計(jì)的齒輪的材料選用40Cr。3.4變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇3.4.1齒輪的損

29、壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。3.4.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核

30、與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級(jí)、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級(jí)。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。1. 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 (3-20)式中，-彎曲應(yīng)力（MPa）； -一檔齒輪10的圓周力（N）， ；其中 為計(jì)算載荷（Nmm）， d-節(jié)圓直徑， -應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.6

31、5； -摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，從動(dòng)齒輪取0.9； b-齒寬（mm），取20 t-端面齒距（mm）； y-齒形系數(shù)，如下。 圖3-4 齒形系數(shù)圖 當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： （3-21） =17010002.181.78 =659668Nm 故由 ，可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（3-1）可得 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時(shí)，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在400850MPa之間。（2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3-22）式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（3-1）注釋相同，選擇齒形系數(shù)y時(shí)，按當(dāng)量模數(shù)在圖（3-4）中查得。二檔齒輪圓周力： （3-23）根據(jù)斜

32、齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：=6798.8N齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)=47.7，可查表（3-4）得：。故 同理可得： 。依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：三檔：四檔：五檔： 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。2. 齒輪接觸應(yīng)力 （3-24） 式中， -齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）； F-齒面上的法向力（N），； -圓周力在（N）， ； -節(jié)點(diǎn)處的壓力角（）；-齒輪螺旋角（）；E-齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取；b-齒輪接觸的實(shí)際寬度，20mm；-主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)

33、處的曲率半徑（mm）；直齒輪： （3-25） （3-28）斜齒輪： （3-29） （3-30）其中，分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)下表：表3-5 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔13001400650700 通過(guò)計(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一檔： 二檔： 三檔： 四檔： 五檔： 倒檔： 對(duì)照上表可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。3.5 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核 3.5.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸1. 軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常

34、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(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)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(dòng)盤(pán)轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖4-1所示：圖3-5 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪圖3-6 變速器中間軸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(jì)時(shí)，由齒

35、輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)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(yàn)公式初步選定：第一軸和中間軸： （3-31）第二軸： （3-32）式中 -發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，Nm為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)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(zhǎng)度L的關(guān)系可按下式選取：第一軸和中間軸： d/L=0.160.18；第二軸： d/L=0.180.21。3.5.2軸的校核由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來(lái)說(shuō)強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō)，在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只需要校

36、核一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過(guò)程中，一檔所傳動(dòng)的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對(duì)象。下面對(duì)第一軸和第二軸進(jìn)行校核。1. 第一軸的強(qiáng)度與剛度校核因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 （3-33）式中：-扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T-軸所受的扭矩，Nmm； -軸的抗扭截面系數(shù)，； P-軸傳遞的功率，kw； d-計(jì)算截面處軸的直徑，mm； -許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知=55MPa，故，符合強(qiáng)度要求。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)表示。其計(jì)算公式為： （3-34）式中，T -軸所受的扭矩，Nmm； G -軸的材料的剪切彈