【正文】 用 1500 （五檔） 1:（二檔） 可用 1500 （六檔） 1:（二檔） 可用 1500 （七檔） 1:（二檔） 可用 1500 （八檔） 1:（二檔） 可用 1500 （九檔） 1： （一檔） : 可用 1500 （十檔） 1： （一檔） 可用 1500 （十一檔） 1： （一檔） 可用 1500 （十二檔） 1： （一檔） 1650 可用 根據(jù)轉(zhuǎn)矩要求確定各檔位選擇是否符合設(shè)計要求： 輸入轉(zhuǎn)矩（ Nm） 變速器傳動比 升速箱傳動比 升速箱 轉(zhuǎn)矩輸出（ NM） 升速箱轉(zhuǎn)矩輸出是否在負載電機轉(zhuǎn)矩允許范圍0Nm~4456Nm 內(nèi) 2650 （一檔） 1:8（四檔） 可用 2650 （二檔） 1:8（四檔） 可用 2650 （三檔） 1:4（三檔） 4134 可用 2650 （四檔） 1:4（三檔） 2915 可用 2650 （五檔） 1:（二檔） 可用 2650 （六檔） 1:（二檔） 可用 2650 （七 檔） 1:（二檔） 可用 2650 （八檔） 1:（二檔） 可用 2650 （九檔） 1： （一檔） 可用 2650 （十檔） 1： （一檔） 可用 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 9 2650 （十一檔） 1： （一檔） 可用 2650 （十二檔） 1： （一檔） 可用 所以升速箱傳動比初步選擇合適，且各檔位使用時間如下： 變速器檔位 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 六檔 七檔 八檔 九檔 十檔 十一檔 十二檔 變速傳動比 4 0 4 0 9 1 7 7 1 2 升速箱檔位 四檔 三檔 二檔 一檔 升速箱傳動比 1:8 1:4 1:2 1: 根據(jù)初步選定的各檔傳動比可知： z8/ z4=1:8 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 10 z7/ z3=1:4 z6/ z2=1: z5/ z1=1: 因為變位系數(shù)為 0，所以 z8+ z4= z7+ z3= z6+ z2= z5+ z1=zh 由此可知齒輪 8齒數(shù)最少，因為斜齒輪的齒數(shù)最少為 11，所以取 z812即四檔從動齒數(shù)。各種傳動方案的共同特點是 :變速器的第一軸后端與常嚙合主 動齒輪做成一體。使用直接擋 ,變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載 ,發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出 ,此時變速器的傳動效率高 ,可達到 90%以上 ,噪聲低 ,齒輪和軸承的磨損減少。在其它前進擋位工作時 ,變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸 ,中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞 ,因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下 ,一 擋仍然有較大的傳動比 。在除直接擋以外的其它擋位工作時 ,中間軸式變速器的傳動效率略有降低 ,這是它的缺點。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支撐在發(fā)動機飛輪上 ,第一軸上的重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 11 花鍵用來裝設(shè)離合器的從 動盤 ,而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。 如圖中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別為：圖 b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔 ,第二軸為三點支承 ,前端支承在第一軸的末端孔內(nèi)，軸的中部和后端分別支承在變速器殼體和附加殼體上。 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （ 題目、小五、宋體 ） 1 12 3 變速器的主要參數(shù)選擇 A的確定 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 A。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對齒輪的接觸強度由影響。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證齒輪必要的接觸強度來確定。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。 對于中間軸式變速器，初選中心距是可以根據(jù)以下經(jīng)驗公式計算 : A=KA錯誤 !未找到引用源。 已知變速器的傳動比在 8左右，取 i1=7. 8， ； Temax=2865 Nm 帶入上式得出初選中心距的范圍 A= 綜上所述選擇 A=300mm 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擋機構(gòu)的布置方案來初步確定。 乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為（ ~） A 當(dāng)變速器選用的擋數(shù)和同步器較多時，上述中心距系數(shù)應(yīng)選取上限。 齒輪參數(shù) 模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響他的選取因數(shù)又有很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。少數(shù)情況下汽車變速器各檔的齒輪選用相同的模數(shù)。選用時應(yīng)用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡量不用。實驗證明：對于直齒輪，壓力角在 28176。時強度增加的不多；對于斜齒輪 ,壓力角在 25176。 實際上因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20176。嚙合套或同步 器的結(jié)合壓力角有 20176。、 30176。的壓力角。同步器的壓力角為 30176。 螺旋角β 斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，車型 微型、輕型轎車 中級轎車 中型貨車 重型汽車 nm 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 14 因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。不過當(dāng)螺旋角大于 30176。因此從高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望有過大的螺旋角，以 15176。為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。 ~25176。 一檔齒輪齒數(shù)的確定 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 15 此次所設(shè)計的兩軸四檔變速器，已知負載電機的額定功率 400— 450kw,轉(zhuǎn)速1500r/min,最大轉(zhuǎn)矩 2865Nm,安全系數(shù)大于 2，載荷平穩(wěn)可靠。 （ 31） 為了求 Z1和 Z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Zh，公式如下： 直齒 Zh=錯誤 !未找到引用源。 （ 32） (2)選取中間軸一檔的齒數(shù) 一檔傳動比 ，由于四檔為斜齒，從動齒輪齒數(shù) Z=12 Z8 = Z i=12 8=96 所以齒數(shù)和為 Zh= A=20cos2 mZh=300mm 所以一檔齒輪齒數(shù)和 Zh=63002x =100 所以 Z1= 取整為 56， Z2=45 重新計算傳動比i=45/56= 二擋齒輪齒數(shù)的確定 i2=錯誤 !未找到引用源。初選螺旋角β =20176。 =108 Zh=108 先取二擋的傳動比 i2=，則帶入式 （ 33）中得到， =108, Z3=72，則Z4=10872=36 然后對中心距 A 進行修正 由于齒輪齒數(shù)取整后會使中心距發(fā)生變化，固需要重新計算中心距： A=Zhmn/2cosβ A=300 故中心距 A,A=300mm。 （ 34） 先取三檔的傳動比為 i3=，則帶入式（ 34）中得到， =108 Z5=，取整 Z5=86 則 Z6=10886=22。 （ 35） 該擋為最高檔，傳動比在 1/8左右，初選四檔的傳動比為 i4=，則帶入式（ 35）中得到， =108 Z7=96，則 Z8=10896=12螺旋角不變。 其余各擋的齒寬系數(shù)取 kc=6， b=kcmn=6 5/cosβ =，取 b=32mm 各擋齒輪的參數(shù)如下表所示： 表 31 各擋齒輪的參數(shù) 擋數(shù) 主動齒輪 齒數(shù) 從動齒輪 齒數(shù) 中間齒輪 齒數(shù) 齒寬 B（ MM） 模數(shù) M （ MM） 螺旋角Β （176。 齒輪折斷發(fā)生在以下幾種情況：齒輪收到足夠大的沖擊載荷作用，造成齒輪彎曲折斷；齒輪在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。 齒輪工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細小裂紋中的潤滑油壓升高，并導(dǎo)致裂紋擴展，然 后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點，稱之為齒面點蝕。 用移動齒輪的方法完成的換擋的低檔和倒檔出論，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪的存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)的較 少。 （ 41） 式中，? W為彎曲應(yīng)力（ MPa）； F1為圓周力（ N）， F1=2Tg/d； Tg為計算載荷（ ）； d重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 17 為節(jié)圓直徑（ mm）； K? 為集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值 K? =； Kf為摩擦力影響系數(shù)，主、從動輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪 Kf=從動齒輪 Kf=； b 為齒寬（ mm）； t為端面齒距（ mm） t=π m， m 為模數(shù)； y為齒形系數(shù)，如圖（ 41）所示。 圖 41 齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂α =20176。 ? W = （ 42） 已知電動機的最大轉(zhuǎn)矩為 Temax=2865N. m=， 輸入軸上的齒輪其 Tg=Temax，輸出軸上的齒輪其 Tg=iTemax 計算一檔主動齒輪：齒數(shù) z1=56，根據(jù)上圖，取得 y= Kc=8，帶入式（ 42），一擋的許用彎曲應(yīng)力為 98~250Mpa。 故滿足許用彎曲應(yīng)力要求。 ? w=錯誤 !未找到引用源。 （ 2）斜齒輪彎曲應(yīng)力? w ? W = （ 43） 式中，式中，? W為彎曲應(yīng)力（ MPa）； F1為圓周力（ N）， F1=2Tg/d； Tg為計算載荷（ ）；d 為節(jié)圓直徑（ mm） d=（ mnz） /cosβ， mn 為法向模數(shù)（ mm）； K? 為集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值 K? =； b為齒寬（ mm）； t 為法向齒距（ mm） t=π mn； y 為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù) Zn= Z/cos3β在上圖中查得； Kε 為重合度影響系數(shù)， Kε =。 （ 44） 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180~350MPa 的范圍 ,對貨車在 100250MPa. 在計算常嚙合齒輪時由于沒有采用變位，所以主、從動齒輪的彎曲應(yīng)力大小只差在 y上，而 y隨著當(dāng)量齒數(shù)的增大而減小，所以計算時只要計算該對齒輪中彎曲應(yīng)力大的，即齒數(shù)小的那個齒輪即可。 滿足許用彎曲應(yīng)力要求。 Zn=104 從表中查的 y= 帶入式（ 44） ? w= o s/ o s2 8 6 5 0 0233 ????? ??? = 滿足許用彎曲應(yīng)力要求。 Zn=116 從表中查的 y= 帶入式（ 44） ? w= o s/ o s2 8 6 5 0 0 0233 ????? ???= 滿足許用彎曲應(yīng)力要求。 (45) 式中，? j為齒輪的接觸應(yīng)力（ MPa）； F為齒面法向力（ N）；α為節(jié)點處壓力角 （176。 將作用在變速器第一軸上的載荷 Temax/2作為計算載荷時，變速器的許用接觸應(yīng)力見下表所示： 表 41 變速器齒輪的接觸應(yīng)力 齒輪 ? j/MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2020 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 F=F1/cosα .cosβ F1=2Tg/d 輸出軸上的齒輪其 Tg= Temax/2 正常嚙合齒輪的節(jié)圓直徑 d 等于分度圓直徑所以 d=mz，齒輪所選用的材料為20GrMnTi，表面滲碳處理，彈性模量 E=210000(Mpa) 將各參數(shù)帶入式（ 45）后計算得