1、第一章變速器傳動機構布置方案1.1變速器傳動方案的選擇與分析機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優點， 故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。變速器傳動方案分析與選擇機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種： 兩軸式變速器和中間軸式變速 器。其中兩軸式變速器多用于發動機前置前輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器 相比，它具有軸和軸承數少，結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優點。此外，各 中間檔因只經一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不 能設置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載， 工作噪聲增大且易損壞，受結 構限制其一檔速比不能設計的很大。 其特點是：變速器輸出

2、軸與主減速器主動齒 輪做成一體，發動機縱置時直接輸出動力。而中間軸式變速器多用于發動機前置后輪驅動汽車和發動機后置后輪驅動 的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數方案的第 二軸與一軸在同一條直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接檔， 使用直接檔 變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。對不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位數，其原因在于它們的使用條件 不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同5。而傳動系的檔位數與汽 車的動力性、燃油經濟性有著密切的聯系。就動力性而言，檔位數多，增加了發 動機發揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和

3、爬坡能力。就燃油經 濟性而言，檔位數多，增加了發動機在低燃油消耗率區下作的能力， 降低了油耗。 從而能提高汽車生產率，降低運輸成木。不過，增加檔數會使變速器機構復雜和 質量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。綜上所述，由于此次設計的汽車為：中間軸式五檔（五檔為直接檔）商用車1.2倒檔方案的確定倒檔布置選擇方案適用于全部齒輪均為常嚙合的齒輪，換擋輕便。如下圖T1.3換擋操縱裝置方案的確定倒檔設置在變速器左側或右側，在結構上均能實現，不同之處是掛到當時駕 駛員移動變速桿的方向改變了，為防止無掛倒檔，一般在掛倒檔時設有一個掛到 當時克服彈簧所產生的力，來提醒駕駛員本次設計選的變速器檔桿換擋位置與

4、順 序如下圖：1.4變速器總傳動方案的確定由以上的內容可以基本設計出檔位布置，如下圖:1-一軸常嚙合齒輪2-中間軸常嚙合齒輪 3-二軸四擋齒輪4-中間軸四擋齒輪5-二軸三擋齒輪6-中間軸三擋齒輪7-二周二擋齒輪8-中間軸二擋齒輪9-二軸一擋齒輪10-中間軸一擋齒輪11-二軸倒擋齒輪12-中間軸倒擋齒輪13-倒擋中間齒輪。第二章變速器的設計與計算2.1汽車基本參數的確定商用車（中間軸式）最高車速（km/h） 95 總質量（kg）4000額定功率（kW）62.5最大功率轉速（r/min） 3350 最大轉矩（N?m）196最大轉矩轉速（r/min） 1850 輪胎6.50R202.2主要參數的選擇

5、和計算 擋數的確定不同類型的汽車的檔數也不是相同的，主要決定于汽車的類型燃油經濟性總質量等等。轎車轎車變速器傳動比變化范圍較小，過去常采用三個或四個擋位。 但近年來為了提高燃油經濟性多采用五個擋。輕型貨車變速器總質量在3.5t以下多用四檔，為了降低油耗經常也會增加一個擋位總質量在3.5t10t多用五檔變速器；大于10t的汽車用六個或者個更多擋位的變速器。本次設計汽車為商用車總質量為4t所以檔數初選為五個擋位2.2.2. 傳動比范圍變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常 是直接檔，傳動比為1.0 ;有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為 0.70.8。影 響最低檔傳動比選取

6、的因素有：發動機的最大轉矩和最低穩定轉速所要求的汽車 最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所 要求達到的最低穩定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.04.5之間，總質量輕些的商用車在5.08.0之間，其它商用車則更大。本設計最高檔傳動比為1。2.2.3. 變速器各檔傳動比的確定1）確定主減速器傳動比的發動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為12:rnUa 二 0.377 igio(3.1)式中:Ua 汽車行駛速度（km/h）； n 發動機轉速（r/min ）； r 車輪滾動半徑（m）;i g變速器傳動比；i0主減速器傳動比已知：最高車速Uamax=Vamax

7、=95 km/h ；最高檔為超速檔，傳動比ig=0.78 ；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規格6.50R20得到r=420（mm）;發動機轉速n=np =3350（r/min）；由公式（3.1 ）得到主減速器傳動比計算公式:1 95i0 =0.377匹=0.377 3350 42 10=5.58ig%2）最抵檔傳動比計算按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道 角max坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零,空氣阻力忽略不計）13。用公式表示如下：T emaxi0i g tg-Gf cos maxGsin： maxr（3.2 ）式中：G車輛總重量

8、（N）;f坡道面滾動阻力系數（對瀝青路面卩=0.010.02）;Temax發動機最大扭矩（N m）；i0主減速器傳動比;變速器傳動比;t 為傳動效率（96% ;R 車輪滾動半徑；最大爬坡度（商用車要求能爬上 30%勺坡，大約16.7 ）由公式（3.2 ）得:(G 4 COSC( max 十 G Sin a max)rig1 .T ie max10 t(3.3)已知：m=4000kg f =0.015 ； amax =16.7 '； r=0.42m; Temax=196 N mmaxi0 =5.58; g=9.8m/s2;t =0.88，把以上數據代入(3.3)式:igi 一 (4000

9、 98 °.°15 cos16. _4000- 9.8 sin16.7)0件 4,73196 5.58 0.96滿足不產生滑轉條件。即用一檔發出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現象。 公式表示如下：T i iemaxi°ig1 t ” rG®ri g1 -'.T i *1e max1 0 t(3.4)式中:G 驅動輪的地面法向反力， G=0.7m!g （滿載時軸荷分配75% ;：驅動輪與地面間的附著系數；對干燥凝土或瀝青路面可取0.50.6之間。已知：前輪軸荷m1 "300 kg；取0.6，把數據代入（3.4 ）式得：4000 x 9.8

10、 漢 0.75 x 0.6 漢 0.42 “ig17.06g196 5.58 0.96所以，一檔轉動比的選擇范圍是：4.73 Gm 乞 7.06初選一檔傳動比為6。3）變速器各檔速比按等比級數分配其它各檔傳動比，即:. . i2 i3 i 4ii 6.0=3.834q 1.565i3二竺二 3834 二 2.449q 1.565i4二2449 =1.564q 1.5652.24中心距的選擇中間軸式變速器初選中心距可根據經驗公式計算14(3.5)式中:變速器中心距(mm)；Ka中心距系數，商用車Ka=8.69.6;Temax發動機最大輸出轉距為196 (N-m);i1變速器一檔傳動比為6;變速器

11、傳動效率，取96%。(8.69.6)3、196 6 0.96= ()10.41=89.54899.936mm轎車變速器的中心距在8697mm范圍內變化。也可以由發動機最大轉矩來確定Ka3 Temax_式中：變速器中心距(mm)；Ka 中心距系數，商用車 Ka=1619；Temax 一一發動機最大輸出轉距為196( N E)；A 二(1619)3 196= (17-19)5.838=98.749110.927mm綜上所述初取A=100mm。變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的 布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪 形

12、式。乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：L = (2.7 3.0)A 二(2.7 3.0) 100 二 270 300 mm初選長度為285mm。226.齒輪參數的選擇1、模數選取齒輪模數時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數，同時 增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各 檔齒輪應該選用一種模數；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數。對于轎 車，減少工作噪聲較為重要，因此模數應選得小些；對于貨車，減小質量比減小 噪聲更重要，因此模數應選得大些。表3.2汽車變速器齒輪法向模數車型乘用車的發動機排量 V/L貨車的最大總質量ma/t1.0 >

13、; VW 1.61.6 v VW 2.56.0 v ma < 14.0ma > 14.0模數mn /mm2.25 2.752.75 3.003.50 4.504.50 6.00表3.3汽車變速器常用齒輪模數一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.505.50根據表3.2及3.3. 一擋和倒檔定為4.0mm,其他擋定位3.5O2、壓力角:-壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩，噪聲較低；壓力角較大時，可提高 輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°

14、; 15° 16° 16.5等小些的壓力角。 對貨車，為提高齒輪強度，應選用 22.5或25°等大些的壓力角15。國家規定的標準壓力角為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。本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角20°目車壓力陽a轎車禹齒并修形的齒形H+5M5M616. 5*25* 4S*一般加車GB13567規定的標旌齒形同上低檔、倒檔齒輪貂.5*,85°小郎施角3、螺旋角一：齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒

15、的強度和軸向力有影響。選用大些的螺 旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩、噪聲降低。試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30。時， 其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強 度出發，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼， 應當選 用較大的螺旋角。本設計初選螺旋角全部為25°。4、齒寬b齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩性、齒輪強度和齒輪工作時 的受力均勻程度等均有影響。考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩的優點被削弱， 此時雖然可以用增

16、加齒輪螺 旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小 又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾 斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數m mn的大小來選定齒寬：斜齒b二kn，心取為6.08.5,取7.0b = kcmn = 7 4.0 = 28mm直齒b二kcm，kc為齒寬系數，取為4.58.0，取7.0，b = kcmn = 7 4.0 二 28mm采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為 24mm取4mm5、齒頂高系數齒頂高系數對重合度、輪齒強度、工作噪聲、

17、輪齒相對滑動速度、輪齒根切 和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪 齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高， 并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數為0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規定齒頂高系數取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數 大與1.00的細高齒本設計取為1.00。2.2.7.各擋齒輪齒數的分配及齒輪變位計算在初選中心距，齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的擋數，傳動比和傳 動方案來分配各擋齒輪的齒數。一、二、三、四、五

18、擋選用斜齒輪，倒擋選用直 齒輪。1、確定一擋齒輪的齒數中間軸一擋齒輪齒數，貨車可在1217之間選用，最小為1214,取乙0=14,一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動比為ig1Z2Z9(1.4)10為了求Z9，Z10的齒數，先求其齒數和Zh，斜齒Zh2Acos :mn(1.5)= 2"00cos25°=45.3取整為46即 Z9=Zh- Z10 =46-14=322、對中心距A進行修正因為計算齒數和Zh后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的Zh和齒輪變位系數重新計算中心距 A，再以修正后的中心距 A作為各檔齒輪齒數分配的依據。A 二 mnZh=4（14 32）=l0l.5m

19、m取整為 A=102mm A0 2cos：2cos25對一擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角tan ： t = tan ： n / cos : 1 ：t = 22.01°查變位系數線圖得:nv=0.31n10=-0.09n9 二 0.4中心變動系數A _ A°102-101.54二 0.125齒頂降低系數'nmn二 0.31-0.125=0.185計算 1 精確值：A_mnZh- o=25.5o2cosP10一擋齒輪參數：分度圓直徑d9 = z9mn /c o s1 =32x4/cos25.5=141.9mmd10 = z10mn/cos -1 =14x 4/cos2

20、5.5=62.08mm端面嚙合角:t,A101.5COS ： tCOS It :cos22.01A102z932U92.28：=22.19Z1014齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數ha10 =fo *10二n mn = 1.0-0.09-0.1854 =3.62mmhf9 二 fo c - 9 mn = 1 0.25-0.4 4 =3.4mmhf10 = f o10 mn=1.0，0.25，0.09 4 =5.36mmh = 2fo c -；n mn 2 1.0 0.25 0.1 85 4 =9.74mmda9 = d9 2ha9 =141.9+2 4.86 =151.62mmda10

21、 = d 10 2ha10 =62.08+2 &62=69.32mmdf9 =d9 一 2hf9=141.9-2 3.4=135.1mmdf10 =dro - 2hf 10 = 62.08- 2 5.36=51.36mmZn9 =二=43.54c o s cos 25.5Zn10 =- = =19.05cos -1 cos 25.52、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數由式（1.4 ）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比7=6 14 =2.625乙Z932(2.6)常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即mn Z1 Z22 cos P 0(2.7)乙 Z2= = 2 102cos25.5=52.

22、61 mn3.5由式(2.6 )、( 2.7 )得乙=14.51，Z2=38.1 取整為 Zi =15，Z2=38,則:i1芻=7=5.79乙Z1015 14對常嚙合齒輪進行角度變位:理論中心距2 cos 25.5Ao 二心亠=3515 38 =102.83mm2cos端面嚙合角tan: t=怡"=0.398cos：t =21.98嚙合角Ao102.83ccclcos_：itcos_：”=cos21.98 =0.935A102:t=20.8變位系數之和k(乙 +Z2 Jinva, inv5 )=-2ta n：=0.48 0.2552 =-0.73中心距變動系數.A 代 102102.

23、83n- =0.237mn3.5齒頂降低系數；n = h n =-0.243分度圓直徑Z1mn15 漢 3.5 匚o ccd1-一一=58.20mmcosP0cos25.5Z2mn383.5d2=147.45mmcoscos 25.5齒頂咼ha1 =f° - ；nmn= 1.0 0.250.2433.5 =5.23mmha2 二fo2；nmn = 1.0 - 0.730.2433.5 =1.79mm齒根高hf1 = fo c 一 1 mn= 1.0 0.25 0.25 3.5=3.5mmhf2 二 f° c - 2 mn= 1.0 0.25 0.733.5 =6.93mm齒

24、全高h = 2fo c-；n mn= 2 1.0 0.25 0.2433.5=8.73mm齒頂圓直徑da1 =d1 2ha1=58.20+2X5.23=68.66mmda2 二d2 2ha2 =147.45+2X 1.79=151.03mm齒根圓直徑d f1 = d1 一 2hf1 =58.20-2 X 3.5=51.20 mmdf2 二 d2 -2hf2=147.45- 2X6.93=133.59mm當量齒數zziznl3COS 戸 015cos3 25.5=20.41Z2n2COS3 : 0383 “ Lcos 25.5=51.73. 確定二擋嚙合傳動齒輪副的齒數齒輪的模數為3.5，螺旋角

25、-2與常嚙合齒輪的：o不同時,i2Z2Z7(3.8)Z7Z15二 i2 - =3.834=1.513Z238(3.9)mn Z7 Z82 cos : 2此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發，還必須滿足下列關系式常=誘噲（3.10）由式（3.8 ）、（3.9 ）、（3.10）得 %=15°，Zh=56，取 Z7=34，Z$=22邑邑斗91Z1Z815 22對二擋齒輪進行角度變位:理論中心距Aomn(Z7 +Z8 )= 3.5(34+ 22 )2 cos： 2 2cos15=101.45mm端面嚙合角tanta n°t=con=0.376:t =20.72嚙合角cos ： t

26、 = cos ： t =101.45 cos 20.72 =0.93 A102變位系數之和:t =21.98(z7 +z8 Jinv%' invS) 工=2ta n：=0.377 =0.31=8 - -0.06中心距變動系數齒頂降低系數分度圓直徑齒頂高齒根高、A_A 102101.45n 0 =0.16mn3.5二n = L -n =0.21d7 = z7mn/cos 2=34 3.5/cos15=123.188mmd8 = z8mn /cos ： 2 =22 3.5/cos15=79.71mmha7 二 fo7 -；n mn= 1.0 0.31 0.21 3.5=3.85mmha8

27、二 fo8 - mn = 1.0 0.06 - 0.213.5=2.975mmhf?二 f° c - 7 min= 1.0 0.25 -0.31 3.5=3.29mmhf8 二 fo c - 8 mn= 1.00.25 -0.063.5=4.16mm齒全高h =：2fo c-；n mn= 2 1.00.25 -0.013.5=7.84mm齒頂圓直徑da7 二 d7 2ha7=123.188+2X 3.85=130.89mmda82ha8 =79.71+2X2.975=85.66mm齒根圓直徑df7 =d7 -2hf7=123.188-2X 3.29=116.6mmdf8 訊-2hf8

28、=79.71- 2X4.16=71.39mm 當量齒數zn7寫=1=37.73cos P2 cos 15zn8_Z8cos3 ：23=24.42cos 154. 確定三擋嚙合傳動齒輪副的齒數三擋齒輪為斜齒輪，齒輪的模數為3.5，螺旋角 七與常嚙合齒輪的'0不同時,Z5.乙丨3一Z6 Z2=0.967(3.11 )A mn Z5 Z62cos此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發，還必須滿足下列關系式tan 0tan 3z1 - z2Z2Z5=1.41(3.13)由式(3.11 )、(3.12 )、(3.13)得 爲=18.8°，Zs=27, Ze=28i3 =38 27 =2

29、.443乙 Z615 28對三擋齒輪進行角度變為:理論中心距Aomn Z5 Z6 - 35 27 28 =101.74mm2cos18.82 cos 飛端面嚙合角tan:t=Ja=0.38 cos嚙合角變位系數之和中心距變動系數5 八0.116 711"4= =0.07mn3.5齒頂降低系數-n =分度圓直徑d5二 z5mn/cos 3 = 27 3.5/cos18.8 =99.89mmd6二 Z6imn / cos : 3 = 28 3.5/cos18.8=103.59mm齒頂高a5=fo5二 n mn= 1.0 -0.110.073.5=3.36mm:t =21.05Ao101.

30、74cc"cost-cos=t=cos 21.05 =0.937A102:t=20.42戶(Z5 + Z6 inva, invj)2ta n：=0ha6 二 fo6 ；n mn = 1.0 0.11 0.07 3.5=4.13mm齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數Z527Zn5 =COSG=COT花8Zn6_Z6cos3 ：328cos318.8=33.02(3)四擋齒輪為斜齒輪，螺旋角：4與常嚙合齒輪的：0不同時,Z3Z2=0.617mn Z3 Z42 cos : 4tan 0tan ：4Z21+互=1.16乙+ Z2 I Z4丿（3.14）（3.15）（3.16）hf5 =

31、：f。 C 5 mn= 1.0 0.25 0.11 3.5=4.76mmhf6 二 f。c - 6 mn = 1.0 0.250.11 3.5=3.99mmh = 2 f° c - ；n mn = 2 1.0 0.25 0.07 3.5 =8.12mmda5 =d5 2ha5=99.89+2X3.36=104.61mmda6 =d6 2ha6 =103.59+2X 4.13=111.85mmd f5 二 d5 -2hf5 =99.89- 2X 4.76=90.37mmd f d - 2hf6 =103.59- 2X 3.99=95.61mm由（ 3.14 ）、（ 3.15 ）、（ 3

32、.16）得 ?4 = 22.4o，Z3=21，乙=33,則:i4=空=淪十12乙Z415 33對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距ao =巴呂 弘=3.5 21 33 =102.27mm2 cos P 42 cos 22.4端面嚙合角tantan：t=cor;=0.39:t =21.30嚙合角A102 27cos： tocos： t=cos21.30=0.94A102:t =20.1變位系數之和(Z3 + 乙 Jin vet, i nv 5 ) 汁-一2 tana=0.083 - -0 .224 - 0.30中心距變動系數,A代 102102.24_n- =0.07mn3.5齒頂降低系數：-_n

33、 = 7- 'n =015分度圓直徑d 3 二 Z3mn / cos ： 4 =21 3.5/cos22.4 =79.55mmd4 = z4mn/cos ：4=33 3.5/cos22.4 =125mm齒頂咼ha3 =：fo3-rn mn= 1.0 -0.22 - 0.15 3.5=2.205mmha4 flfo4mn = 1.0 0.3 0.15 3.5 =4.025mm齒根高hf3 h【f。 c 一 3 mn= 1.0 0.25 0.22 3.5=5.145mmhf4 hfo c - 4 mn= 1.0 0.25 -0.30 3.5=3.325mm齒全高h W2fo c-；n mn

34、= 2 1.0 0.25-0.153.5=7.35mm齒頂圓直徑da3 =d3 2ha3=79.55+2X2.205=83.96mmda4 =d4 2ha4=125+2X 4.025=133.05mm齒根圓直徑d f 3 二 d3 -2hf3 =79.55-2X 5.145=69.26mmd f4 二 d4 -2hf4 =125-2X 3.325=118.35mm當量齒數Z321“Zn33 ： =3=26.58cos3 - 4cos3 22.4Zn廠Z34： =33=41.77cos P4cos 22.45、確定倒擋齒輪齒數倒擋齒輪選用的模數與一擋相同，倒擋齒輪Z13的齒數一般在2123之間,

35、初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距 A，。初選乙3=22,乙伐二帖，貝1 1A，m Z13 Z12 =4 15 22 =74mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑De11應為D e12D 01- 2e11 = A2 2De11= 2 A De12=2X 102-4X( 15+2) 4=132mmDe11= m Z112=仏 _2 =空2=31.75mm m4Z11 取 31為了保證齒輪11和13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取Z11為31計算倒擋軸和第二軸的中心距 A m 乙3Z11)=4 工(2

36、2 +31)2=106mm計算倒擋傳動比i 倒二仝玉旦=38 22 32 =5.4z1z12 z1315 15 22對齒輪進行變為：U 二空=22 = 1.466Z121531=1.454Z1322查變位系數線圖得:nl3 = 0.1n 12 = -0.1 nil 二 0.1中心變動系數齒頂降低系數一擋齒輪參數：分度圓直徑A - Aomn=0du = zumn =124mmd12 = z12mn =60mmd13 = z13mn =88 mm齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑han =：'：f。11 一二n mn=4.1mmha12 二 f。12 -二n mn =3.6mmha13

37、 = f。13 一6 mn=4.4mmhfn hf。c- 11 mn =4.1mmhf12 二 f。c- 12 mn=4.1mmhf13 =If。c- 13 mn =4.1h = 2 f0 c - ；n mn =9.74mmda11 = d11 2ha11=132mm da12 = d12 2ha12 =68mm da13 二 d13 2ha13=96mmd f1 d1 2h11 =104.73mmdf12 =dt2 _2hf12 =41.02mmdf13 =d13 _2hf13=78.8Zni2 =15Zn13=22本節首先根據所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋

38、傳動比；接著確定齒輪的參數，如齒輪的模數、壓力角、螺旋角、齒 寬、齒頂高系數；介紹了齒輪變位系數的選擇原則， 并根據各擋傳動比計算各+. 擋齒輪的齒數，根據齒數重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。2.3變速器齒輪的校核2.3.1. 齒輪材料的選擇速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒這段、齒面疲勞剝落、移動換擋輪齒端部 破壞以及齒面膠合。所以變速器齒輪必須進行校核：1、滿足工作條件的要求不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。 但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬， 齒芯軟。2、合理選擇材料配對如對硬度w 350HBS的軟齒面齒輪，

39、為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應 略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小 輪應采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：m法乞3.5時滲碳層深度0.81.2m法3.5時滲碳層深度0.91.3m法5時滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC563;心部硬度 HRC348對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于 0.2 ;表面硬度HRC45312。對于大模數的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnM 20CrNiMb, 12Cr3A等鋼材，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 料晶面粒13。2.3.2.

40、各軸的轉矩計算發動機最大扭矩為196Nm齒輪傳動效率99%離合器傳動效率99%軸承 傳動效率98%I 軸=Temax 離承=196x 99%X98%=190.16Nm中間軸T2=T1 承齒i24=176.576 x 0.98X 0.99 X38/15=467.38N mU軸 一擋 T31 =T2口承耳齒iwo=467.38 X 0.98X 0.99 X3/14=1036.45N.m二擋 T32 =T2 承齒i?衛=467.38 X 0.98X 0.99 X34/22=700.78N.m三擋 T33 =T2 承齒 i5£=467.38 X 0.98X 0.99 X 27/28=437.

41、25 . m四擋 T34 =T2 承齒i3=467.38 X 0.98X 0.99 X21/33=288.55N m倒檔軸T倒檔軸二 T2 齒 ii3j2 =467.38 X 0.99 X 22/15=678.64 N .m倒擋T倒二T倒檔軸承齒i11JL3 =678.64 X 0.98X 0.99 X32/22=957.69N m輪齒彎曲強度校核1、斜齒輪彎曲應力:二w圖4.1齒形系數圖(4.1 )2Tg cos K 二zmyKcK ；式中：Tg 計算載荷（Nmmmn 法向模數（mr）z 齒數；:斜齒輪螺旋角（°）;Kq應力集中系數，心=1.50 ;y 齒形系數，可按當量齒數Zn二

42、z cos3 1在圖4.1中查得;Kc 齒寬系數Kc=7.0K ；重合度影響系數，K -2.0。當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 Temax時，對乘用車常嚙 合齒輪和高擋齒輪，許用應力在 180350MP范圍，對貨車為100250MP。(1) 計算一擋齒輪9，10的彎曲應力匚W9，二W10z9=32，乙0=14，y9=0.154， y10 =0.162， T31 -1036.45Nm, T2-467.38Nm1=25.5宀2T31co1w93=二mn ZgKcygK .2 1036.45 1.5 COS25.5 心- 3 10 43 32 7.0 0.157 2=202,.287

43、MPa<100 250MPr2T2.co1- w103mn 乙0心0« ；2 467.38 1.5 cos25.5 “3 =3 10-43 14 7.0 0.152 2.=198.2MPa<10 0 250MP(2) 計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應力z1 =15，z2=38，y1 =0.12，y2 =0.115，T1=190.16Nm T2=467.38Nm, 0=25.5w12T1 cos ：oK；二；=151.67MPa<100 250MP2T2 cos : 0Kc3ZmnyzKcK ；=153.55MPa<100 250MP(3) 計算二擋齒輪7, 8的彎

44、曲應力二w7，二w8z7=34, z8=22, y7 =0.167，y8 =0.135 , T32 =700.78N.m, T2=467.38Nm, P2=15°宀2T32KMOSP2w7 _3兀mn Z7Kcy7Kg=189.76MPa<100 250MPw8 二2T2K _cos - 27：mn3Z8KcY8K=241.96MRv100 250MP（4）計算三擋齒輪5, 6的彎曲應力z5=27, z6=28, y5 =0.135 , y6 =0.149 , T33 =437.25N.m T2 =467.38N m P3=18.82T33 cos 3K.-NmnKcK=180

45、.74MRv100 250MP-w6 二2T2 cos 3K二 ZemjyeKcK=168.79MP<100 250MP（2）計算四擋齒輪3 , 4的彎曲應力z3=21 , z4=33 , y3=0.123 , y4 =0.131 , T34=288.55N. m T2=467.38N m P4=22.4r2T34 co4Kffw33HZ3mny3KcK£=164.38Pa<100 250MP2T2 cos 卩4心w43二zmyKK ；=159.09MP<100 250MP2、直齒輪彎曲應力j2TgK；Kf m zKcy(4.2 )式中：匚w 彎曲應力（MP）;Tg

46、 計算載荷（Nmr）Ky應力集中系數，可近似取 Kct=1.65 ；Kf 摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同,對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪Kf =1.1 ,從動齒輪Kf =0.9 ；b 齒寬（mr）m 模數；y 齒形系數，如圖4.1當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩Temax時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400850MP,貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋 齒輪的許用應力應取下限。（1）計算倒擋齒輪13, 14, 15的彎曲應力乙1=32, Z12=15, z3=22, yn = 0.148 , y2=0.118 , y3=0.137, T倒 =95

47、7.69NmT2 =46738N m, T倒軸=678.64 N m2T 倒 KKfw11 =3nm乙1心1=426.935MPa<40850MPaw122T2K_Kf3m乙2心2=681.39MPa<40850MPa2T倒軸 K 0"K fw13 二 m'sKcy=475.384MPa<400 850MPa2.34齒輪接觸應力校核 輪齒接觸應力C5= 0.41811+PPJz1 b(4.3)式中：二j輪齒的接觸應力（MP）;F齒面上的法向力（F/ coscos 1 ）F1計算載荷（2Tg/d ;d 節圓直徑（mm）；:節點處壓力角（°） ,1 齒

48、輪螺旋角（°）;E 齒輪材料的彈性模量（MP）;b 齒輪接觸的實際寬度（mm）；匚、;?b 主、從動齒輪節點處的曲率半徑（mm）,直齒輪-rzSi n、'b 二 rbsin，斜齒輪 6 = rz sin ：； i' cos2 :、 = rb sin 卅cos2 :；rz、rb 主、從動齒輪節圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力 F見表4.1。AQ彈性模量 E =20.6 X 10 N mm,齒寬 b 二 K°m 二 K°mn表4.1變速器齒輪的許用接觸應力齒輪er j / MPa滲碳齒輪

49、液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700(1)計算一擋齒輪9 , 10的接觸應力T3i=1036.45Nm T2=467.38Nm b=Kcmn=4X 7=28：zio = - sin ： =11.769mmcos P1'b9n： =26.90mmcos P1=1732.59MPa<19002000MP=1759.014MP<19002000MP(2) 常嚙合齒輪1, 2的接觸應力=190.16Nm T2=487.58Nm b = Kcmn =24.5'z1 = rz1 sin : /cos2 :0 = 1

50、1.034 =b2Sin： /cos2 : 0=27.95=1241.338MP<13001400MP(3) 計算二擋齒輪7, 8的接觸應力T32=700.78Nm T2=467.38Nm b=Kcmn=24.5rsi n： =14.11cos 戸 2sin ： =21.80Cj7rz7cos2 l 2=1392.197MP<13001400MP=1514.951MP<13001400MP(4) 計算三擋齒輪5, 6的接觸應力T33=437.25N m T2=467.38N m b=Kcmn =24.5烏6 二z6Sin : /cos2 飛=18.70訂5 =i%5Sin：

51、/cos2 3=18.03=1290.713MP<13001400MP=1310.396MP<13001400MP(5) 計算四擋齒輪3, 4的接觸應力T34 =288.55Nm T2=467.38Nm b=Kcmn=24.5z4 = rz4 si nr/cos2 : 4=23.11九3 二 ssin： /cos2 ： 4=14.70= 0.418=1215.983MP<13001400MP1心3丿c j 4 =0.418=1234.839MP<13001400MP(6) 計算倒擋齒輪11, 12, 13的接觸應力T倒 =957.69N.m T倒軸=687.64N.m

52、T2=467.38N.m b=Kcm =28d1 mz = 4 32= 128 mmdi2 = mz = 4 15 =60 mmd13=mz13 =4X 22=88mm'z12-rbn sin、in ： =21.882二 rz12 sin ：二匹 sin ： =10.262T2E1；“2 =0.418I bd12 cos。=1514.96MPa<19002000MP1I T倒軸E g°.叫贏右=1461.65MPa<19002000MP第三章軸的設計和尺寸設計3.1軸的結構和尺寸設計軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、 高頻、氰化等熱處理方法。