【正文】 0 . 0 0 23 2 . 1 1 0 3 . 1 4 7 0 4 3 8 r a d? ? ? ? ???? ? ? ? ? 故中間軸的轉(zhuǎn)角合格。 所以 2 3720tFN? 2 1399rFN? 4 6781tFN? 4 2441rFN? 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 27 軸的撓度 校核 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計算。設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒， 故 可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪。為防止齒輪損壞需要對齒輪進行強度校核。 長嚙合齒輪的變位 已知 條件 ： A=170， 39。角度變位系數(shù)之和不等于零。 圖 33中間軸式六檔變速器傳動方案 確定一擋齒輪的齒數(shù) 已知一擋傳動比 1gi =， 1 6 1 72 1 111 1 2 1 5 1 8 1 2 .1gzzzzi z z z z?? 為了 確定 的齒數(shù)，先求齒數(shù)和 ?z mAz 2?? （ ） 代入數(shù)據(jù)后得 mAz 2??=56 試湊法得 11 40z ? 12 16z ? 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 19 所以 21 zz ? 2 1 2()2m z zA ?? （ ） 1 32z? 2 35z ? 39。對于高 檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。角度變位齒輪副的 變位系數(shù)之和不等于零。 齒 輪的修正 為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。 本變速器全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角 20o 。 3A e m ax 1 gA = K T i ??? （ ） 式中： A —— 變速器中心距（ mm）； AK —— 中心距系數(shù)，（多檔 ～ ） maxeT —— 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 =646（ ）； 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 16 1i —— 變速器一檔傳動 比為 ； g?—— 變速器傳動效率，取 96%。 因此， 本次 設(shè)計的 重型貨車 變速器為 12檔變速器。 將各數(shù)據(jù)代入式 ()中得 ： 1 ? 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件 ： 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 14 ?? 201m ax Gr iiT r Tge ? 可求得變速器一擋傳動比為 ： 式中 ： 2G － 汽車滿載靜止與水平路面時驅(qū)動橋給地面的 載荷，150002 ?G Kg； ? － 道路的附著系數(shù)，計算時取 ?? ～ ； Terg iT rGi ??0max21 ? = 所以取一檔傳動比為 變速器擋數(shù)和傳動比范圍的確定 變速器的檔位數(shù)根據(jù)不同種類車的用途以及 為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。上海 SH130 型載重 汽 車的變速器互鎖機構(gòu)就采用這種型式。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導(dǎo)致自動脫擋。使用同步器可減輕結(jié)合齒在換檔時引起的沖擊及零件的損壞。滑動直齒輪換檔的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、容易制造。 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 8 圖 22 常見的十二檔變速器 變速器軸承的選擇 變速器軸承常采用 深溝球軸承、 圓柱滾子軸 承 圓錐滾子軸承、 滾針軸承、 滑動軸套等等。 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。圖 22c所示方案能獲得較大 的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。在結(jié)構(gòu)布置上，要注意在不掛入倒檔時，不能與第二軸齒輪有嚙合情況。采用傳動比小于 1（約為 ～ ）的超速擋，可充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。盡管如此，一般變速器的結(jié)構(gòu)形式，仍具有很多共同點。 在本設(shè)計中主要設(shè)計是帶有主副變速箱的三軸式十二檔變速器。將變速器智能化，并且普及到 大 眾化的汽車 上。變速器的節(jié)能 與環(huán)境保護既包括傳動系本身的節(jié)能與環(huán)境保護，也包括發(fā)動機的節(jié)能 與 保護。 21 世紀(jì)能源與環(huán)境、先進的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進步推動 了 變速器技術(shù)的發(fā)展。 變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。 再次，對變速器的各擋齒輪和軸以及軸承做了詳細的設(shè)計計算，并進行了受力分析、強度和剛度校核計算 ,并為為這些元件選擇合適的工程材料及熱處理方法。變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。 最后，本文將對變速器換檔過程中的重要部件 — 同步器以及操縱機構(gòu)進行闡述，講述同步器的類型、工作原理、設(shè)計方法以及重要參數(shù)。變速器 與主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不產(chǎn)生 跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用 斜齒輪 、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 2 噪聲低， 不同的傳動比還可以使在其不同路面提高汽車的動力性和經(jīng)濟性，使汽車和發(fā)動機有良好的匹配性。其中 固 定軸式又分為：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。 各 種新型材料在變速器 種 的 應(yīng) 用 已經(jīng) 推動了汽車技術(shù)的發(fā)展和性能的提高。 隨著科技的發(fā)展和汽車 工 業(yè)的 不 斷向前進步，汽車 多檔 變速器會越來越多的得到使用。從而使掛入副箱減速檔時或得通過減速齒輪后的六個減速檔位。 機械式 變速器，具有高的傳動效率（ η= ～ ），因此在 各類車上得到廣泛的應(yīng)用 。 雙中間軸特點分析 ，使中間軸上多個齒輪傳遞輸出的力大小相等，方向相反，從而使輸出軸只受扭矩而不受彎矩，可在設(shè)計時減小軸頸和齒輪直徑，從而減小 中心距。為實現(xiàn)倒擋傳 動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案。圖 22f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。承受載荷大的低檔齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以較小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。 變速器軸 變速器在工作是承受力扭矩、彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強度和剛度。由于本設(shè)計的變速器為 三軸式 變速器，變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。而斜齒輪上另外有一部分做成直的結(jié)合齒，用來與嚙合套向嚙合。但是近 年來由于同步器的廣泛使用，受命問題已解決。圖 23， b， c， d為某一 叉 軸在 工 作位置，而其他叉軸被鎖住。最后結(jié)合本次設(shè)計所依據(jù)車輛的主要技術(shù)參數(shù)，選擇了本設(shè)計的傳動機構(gòu)布置方案和零、部件的結(jié)構(gòu)形式，作為以后 變速器 設(shè)計的基礎(chǔ)。商用車變速器采用 4～ 5 個檔或多檔。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。 變速器齒輪法向 模數(shù) 由下表給出 車 型 轎車 貨車 微型轎車 中級轎車 中型貨車 重型貨車 模數(shù)nm /mm ～ ～ ～ ～ 本次設(shè)計的為重型貨車故選取模數(shù)為 m= m=6 齒形、壓力角 a 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，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。 選用較 大 的齒寬，工作時會 因 軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 17 方向受力不均勻并存齒寬方向磨損 不 均勻。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，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進行變位。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。283 5 4 4 2 .1 23 2 2 3ggii? ? ? 所以無需調(diào)整。但易于吸收 沖擊 振動，噪聲要 小 一些。 1 7 0 1 6 7 .5 0 .55t AAy m??? ? ? 220 .5 0 .0 1 567ztHyy z? ? ? ? ? 9 ? 10 ? 其余齒輪的變位 計算過程 同上。 合理選擇材料配對 如對硬度 ≤ 350HBS 的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪 ,且 使兩輪硬度差在 30～ 50HBS 左右。一檔小齒輪 用 20 rNGMTi 滲碳后淬火，硬度為 56～ 62HRC，大齒輪 40rG ，調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 46～ 55HRC。 第一軸花鍵部分的直徑可根據(jù)發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 maxeT (N若軸在垂直面內(nèi)撓度為 cf ，在水平而內(nèi)撓度為 sf 和轉(zhuǎn)角為 ? ；，可分別用下式計算 1 223c Fa bf EIL? （ ） 2223s Fa bf EIL? （ ） ? = ? ?1 3Fab b aEIL? （ ） 式中： 1F — 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）； 2F — 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）； E— 彈性模量（ MPa）， E= 510 MPa； I— 慣性矩（ 4mm ），對于實心軸， I= 464d? ； d—— 軸的直徑（ mm），花鍵處按平均直徑計算； a、 b 為齒輪上的作用力矩支座 A、 B的距離（ mm）； L—— 支座間的距離（ mm）。 amSL v? ，式子中 m a 110 ,am zvv? ? ? 425 110L ?? ? =3788h 一軸軸承的選擇與校核 (l)初選軸承型號根據(jù)軸承處直徑選擇 6208 型號軸承，查得： Cr = , orC =18kN (2)計算軸承當(dāng)量動載荷 P 當(dāng)變速器在一檔 工 作時軸承受到的力分別為： 1 ? , 1aF =, BC=, aorFC = = 查《機械原理 與 設(shè)計》得到 e=， arFF =＞ e,查《機械原理與設(shè)計》得到 y=， x= 當(dāng) 量動載荷計算 ? ?p r aP f xF yF?? （ ） 將各 已 知參數(shù)代入式 ()： pf 在 到 之間取，取 pf 為 ， p=（ + ） =9675367 軸承壽命計算公式為： 61060h CL nP???? ???? （ ） 將個己知參數(shù)代入式 ()得到： 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 30 61060h CL nP???? ????= 1063310 1060 2100 ?????? ??= 對于汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬公里，貨車和大客車 25 萬公里。本章設(shè)計 是 變速器設(shè)計環(huán)節(jié) 中 計算量最大的一部分，涉及到許多的專業(yè)基礎(chǔ)知識，而且變速器的能 不 能滿足許用要求也必 需 進行強度校核這 一 關(guān)鍵步驟。用得最廣泛的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖然結(jié)構(gòu)有所區(qū)別，但工作原理無異，都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件 [14]。 摩擦元件是鉚在鎖銷兩端的同步錐環(huán)及與之相配并固定在齒輪上的內(nèi)錐面。換擋時，嚙合套帶動滑塊推動鎖環(huán)與被接合齒輪的錐面相靠，轉(zhuǎn)速差產(chǎn)生的摩擦力矩使鎖環(huán)相對于嚙合套及 滑塊轉(zhuǎn)過一個角度并由滑塊定位，恰使嚙合套齒端與鎖環(huán)齒端以鎖止斜面相抵，如圖 所示， 此類同步器的工作 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 35 原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。鎖銷與同步環(huán) 2 剛性連接。得到廣 泛使用的是慣性式同步器。 中間軸軸承的選擇與校核 初選軸承型號根據(jù) 中間 軸裝軸承處軸直徑 選擇 32207 型號軸承， 查 得 kN? ， rC =, e=, Y= 軸承受力為： 2rF =, 1rF =, rF =+=