14、范I制為叫二(65%-70%)叫，選取
65. 3%ma,即滿載時后軸質量為4571kg
將式3-9代入式3-10求得
iglM
取(p = 0.7,計算可得igl < 6.71o結合上而已經(jīng)計算數(shù)值igi$4?23。故c初
步取igl二4. 5,即變速器傳動比范圉是「4.5,傳動系最大傳動比innax =18.495o
2.2.3擋位數(shù)確定
增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽午的動力性和經(jīng)濟性。擋位數(shù)越多，變速器的 結構越復雜，使輪廓尺寸和質最加大，而且在使用時換擋頻率也增高。
存最低擋傳動比不變的條件下?增加變速器的描位數(shù)會便變速器相鄰的低擋 與高擋之間的傳動比比值減小，換擋容易進
15、行。在確定汽午最大和最小傳動比之 后，應該確定中間各擋的傳動比。實上上，汽車傳動系各擋傳動比大體上是按照 等比級數(shù)分配的。因此，各擋傳動比的大致關系為
Z = ...q
1弗 lg3
式中：q為各擋之間的公比。
當擋位數(shù)為n時，有
對于本變速器，擋位數(shù)暫定為4,則
q=吋訂=^4?5 =1.65<1.8 一般擋數(shù)選擇要求如下。
1) 為了減小換擋難度，相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。
2) 高擋區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。
即本例滿足要求，確定擋位數(shù)為4,則igi=4.5, ig2=q2=2.72, ig3=q=1.65, ig4=l.
16、
2.2.4中心距A
對于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變
速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質量大小、齒輪的接 觸強度都有影響。
中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心 距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。
初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算 A=Ka ^Tanaxigr] 3-11
式中：
%為中心距系數(shù)，貨午為8.6~9.6;人】曲為發(fā)動機最大轉矩，N.m； igi為變速器1擋傳動 比：q為變速器傳動效率，取96%。
g
貨車的變速器中心距在80-170mm范圉內變化。對于本中型貨車，可
17、取KA=9.0, 其余取值按照己有參數(shù)計算3-11式可得A~120. 07mm。
2.2.5外形尺寸設計
貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關，4擋為(2. 2^2.7) Ao當變速器選
用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應取給出范闈的上限。
本中型貨車,4擋變速器殼體的軸向尺寸取2. 7A,即324.20mm,取整得
L=325iumc
2.2.6齒輪參數(shù)
2.2.6.1?模數(shù)的選取
變速器齒輪模數(shù)選取的一般原則如下
1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；
2） 為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬：
3） 從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用同一種模數(shù)；
4）
18、從強度方面考慮，格擋齒輪應該選用不同模數(shù)：
5） 對于貨車，減少質量比減小噪聲更加重要，因此模數(shù)應該選得大一些；
6） 抵擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他檔位選用另一種模數(shù)。
査表可知，中型貨午變速器齒輪法向模數(shù)范闈為3.5~4.5,所選模數(shù)應該符合 國家標準GB/T1357-1987《漸開線圓柱齒輪模數(shù)》的規(guī)定。優(yōu)先選用第一系列 的模數(shù)，盡最不選括號內的模數(shù)。
遵照以上原則，1擋直齒齒輪選用模數(shù)m=4.0mm,其余檔位斜齒齒輪選 nin=4.00mma
同步器與嚙合套的結合齒多采用漸開線齒形，出于工藝性考慮，同一變速器 中的結合齒模數(shù)相同，其取值范圍如下表。
接合齒模數(shù)取值
乘用車
19、
中型貨車
重型貨車
2.0^3.5
1.8 <14
n\ >14
2.0^3.5
3.5-5.0
選収較小的模數(shù)可是齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取2.0。
2?2?6?2壓力角a
壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；圧力角較大時，可提高 齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。
對貨花.為提高齒輪強度應選用22.5或75等大些的壓力角國家規(guī)定的 標準床力角為20 ,所以普遍采用的床力角為20。嚙合套或同步器的床力角 有20、25、30等，普遍采用30壓力角。遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為 20 ,嚙合套或同步器床力角為30“。
2.2.63螺旋角B
齒輪的螺旋角對齒輪
20、工作噪聲、齒輪強度、軸向力有影響。選用大些的螺旋 角時，可使齒輪嚙合的重合度增加，因而半穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高抵擋齒輪 的抗彎強度出發(fā)，以15 -25為宜，從提高高檔齒輪的接觸強度和重合度出發(fā), 應當選用大些的螺旋角。
斜齒輪螺旋角選用范圉為貨車變速器是18 -26 o
2.2.6.4 齒寬 b
齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的 均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質最, 但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點削弱，齒輪工作應力增加:選用較大的齒寬, 工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，是齒輪沿齒寬方向受力不均勻，并在齒寬方 向磨損不
21、均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來確定齒寬b。直齒為b=Kcm,心為齒寬系數(shù)，取 值范圍4.5~8.0, o斜齒為b=Kcmn , Kc取值范圍6.0~8.5。
嚙合套或同步器接A齒的匸作寬度初選時可選為2-4mm3
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)心可取大些，是接觸線長度增加，接觸應力 降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。
因此，在此1擋第1軸常嚙合克齒齒輪寬度取^=8.0x4.0=32 (mm),第2軸 常嚙合直齒齒輪的寬度取b2=7.0x4=28 (mm),其余檔位斜齒齒輪寬度取 ^=7.0x4=28 (mm)o同時為增加嚙合強度和穩(wěn)定性，相互嚙合齒輪寬有 調整。
2?2?6?5齒輪變
22、位系數(shù)的選擇原則
采用變位齒輪的原因為：配湊中心距：提筒齒輪的強度和壽命：降低齒輪的 嚙合噪聲。
高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小 齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于 零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。
變位系數(shù)的選擇原則如下。
1） 對于高檔齒輪，應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)。
2） 對于低檔齒輪，為提髙小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的 條件來選擇大小齒輪的變位系數(shù)。
3） 總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易丁?吸收沖擊振動，噪聲
23、要小一些。
為了降低噪聲，對于變速器屮除去1、2擋以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要 選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低,總變位系數(shù)應該逐擋增大。
1、2擋和倒擋齒輪應該選用較大的值。
2?2?6?6齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)，選標準值1.0。
2?2?6?7各檔齒輪齒數(shù)的分配
（1）確定一檔齒輪齒數(shù)
1擋傳動比
3-11
1擋采用直齒滑動齒輪傳動
2A
ZX=m=Z7+Zs
3-12
其中模數(shù)m=4.0,中心距A=120.7mm,代入3-12式得乜=60.035,取整為60, 然后進行大小齒輪數(shù)分分配。中間軸匕1擋齒輪Z8的齒數(shù)應該盡量少些，以便使 勺的傳動比
24、大些，初取z8=17,貝ljz7=43o
Z8
（2）修正中心距A
Az =mz^/2=120 (mm )
通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為A=120mmo
(3) 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式3J1可知
-=igi - 3-13
Z 丄 8—7
常嚙合傳動齒輪Z1、Z2中心距和1擋齒輪的屮心距相等，即
A』n(Zl+Z2) 3-14
2 COS 02
其中，常嚙合齒輪Zi、Z2采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=4,初選螺旋角p2=26 ,
代入343和344,解得zx % 19.40,取整得zx=19,則z?取整為35,此時iKi=—
b z 丄 Z8
25、4.66,接近原傳動比4.5,可認為齒輪齒數(shù)分配合理。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子3J4修正螺旋角p2=25.8 o
(4) 確定其他各檔齒輪的齒數(shù)
mn(Zs+Z6)
2 cos p6
A=
1)2擋齒輪齒數(shù)。2擋采用斜齒輪傳動
3-15
3-16
_21ig2+Z2
Z1+Z2
3-17
此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式
tail p2_ Z2 tan 卩 6 Z1+Z2
其中ig2=2.72,初選螺旋角p6=18，計算式347左右兩端得
空企L.57
Z 丄+Z2
彰M.49V1.57
tail 卩 6
相差不大，基本滿足要求
26、。
將p6=18 代入 3-15 和 3-16 可求得Ze=23.04,取整 23： zs=33.96,取整為 34。
根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比ig訐樂=2.72等于原始傳動比2.72,故滿足設
5 zlz6
計要求。
按式3?16算出精確的螺旋角p6=18.2。
2) 3擋齒輪齒數(shù)的計算。3擋常嚙合齒輪采用斜齒輪，計算方法與2擋類似
3-18
3-19
3-20
A^mn(z3+z4) tan 02_z丄ig3+Z2
tan p4 Z1+Z2
其中ig3=1.65,初選螺旋角卩4=22 ,計算式3-20左右兩端得
空斗23
Zi+Z?
呼"9V1.23
27、卩4
相差不大，基本滿足要求。
將04=22代入348和3-19可求得z4=30.12,取整為30： z3=26.87,取整為
27,為避免出現(xiàn)不均與接觸傳動，改為Z4=29。根拯所確定的齒數(shù)，核算傳動比
ig3=1.72^1.65,滿足設計要求。
按式3-16算出精確的螺旋角p4=210 0
3） 4擋為直接擋，
（5）確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距
倒擋選用的模數(shù)與1擋齒輪相同，屮間軸上倒擋齒輪Z8的齒數(shù)已經(jīng)確定為29, 倒擋軸上的倒擋齒輪勿一般在21-33之間選取.
初選z9=21, m =4,則中間軸與倒擋軸的中心距為
A，=呼么76（亦）
倒擋齒輪Ze與1擋齒輪z?嚙
28、合，初選z10=23,則可計算倒擋軸與第2軸的中 心距為
A” -in（Z7；Z10）=132（mm）
：嚴當=35><2嘆41 = 3.63
ZjZgZiQ 19xl9x 23
重新確定各檔傳動比：
檔位
一檔
二檔
三檔
四檔
倒檔
傳動比
4.66
2.72
1.72
1.00
3.63
3變速器的設計計算
變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換 檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用: 一對齒輪相互嚙合，齒而相互擠壓造成齒而點蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊 載荷。 所以需要對齒輪進行計
29、算和校荷。
3.1輪齒設計計算
與其它機械設備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相 似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、糟度級別、支 承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加 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。因此，比用于計 算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較 為準確的結果。
3.1.1齒輪彎曲強度計算
（1）一檔直齒輪彎曲應力入，查文獻［2］可知：
% _ -礦 3-21
式中：
6▼—彎曲應力（MPa）；
p 2T
徑(mm )；
*—圓周力（N
30、）,珥=〒~； 為計算載荷（N?mm）； d為節(jié)圓直
K存一應力集中系數(shù)，K” =1.65；
Kf—摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪Kf=l.l,從動齒輪Kf=0.9： b —齒寬（mm）：
t—端面齒距，t =
7—齒形系數(shù)，7=0.19
因為齒輪節(jié)圓直徑d = niz,式中 z為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)帶入式 3-21后得
齒形系數(shù)圖（假定戴荷作用左齒頂a=20 , fo=l）
3-22
當計算載荷取作用到變速器第
-軸上的最大轉距1；血x時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應力在400-850MPaz査文
獻［2］可知，［久］=600 MPa。
E取作用在變速器第1軸上的最大轉矩根
31、據(jù)傳動比換算到1擋的值，知
l^=Temax^ = 54970（k—= 10126053
勺 19
由公式3-22得：
2TgKgKf
2x1012605 xl.65xl.l
~ ^x43x19x8.0x0.19
=633.02MPa<110%［aw］
滿足設計要求。
（2）二檔斜齒輪彎曲應力久，査文獻［2］可知：
3 23
6.—彎曲應力（MPa）；
耳一圓周力（N）,珥=3殳；人為計算載荷（N?mm）； d為節(jié)圓直
1 d
徑（mm）；
宀=1】人Z/C 0目.
■
“一斜齒輪螺旋角（ ）, /?=203 ;
K“ 一應力集中系數(shù)，K“ =1.50：
32、b —齒寬（mm）：
t—法向齒距，t = /r ?叫:
?—齒形系數(shù)，7=0.18 瓦一重合度影響系數(shù)，瓦=2.0。
將上述有關參數(shù)帶入公式3-23,整理后得到斜齒輪彎曲應力為:
3-24
當計算載荷E取作用到變速器第一軸上的最大轉距Zwx時，斜齒輪許用彎
曲應力在100-250MP3,査文獻［2］可知，［qJ=320 MPa。
由公式3?24得:
21； cos/?Ka
龍乙叫3處^瓦
2x1012605 xcos25.8x 1.50
^x23x4^x0.18x^8.0x2
=205.4MPa<[aw]
滿足設計要求。
21/24
3.1.2輪齒接觸應力
33、
式中:
廠
Z 、
FE
(1 1
b
+
aj =0.418
3-25
7
#/24
円一輪齒的接觸應力(MPa)；
F —齒面上的法向力(N), F二耳亦 ae 0)：耳為圓周力: "—斜齒輪螺旋角( );
E —齒輪材料的彈性模量(MPa) , E = 2.1xlO5MPa b —齒輪接觸的實際寬度(mm)；
Pz—主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),直齒輪pz = r2siiia ,斜齒輪
P、—從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),直齒輪幾=rb sin a ,
斜齒輪久=(rbsin6Z)/C0^Z7;
將作用在變速器第一軸上的載
34、荷作為計算載荷時，變速器齒輪
的許用接觸應力円査文獻［2］可知，見表4.1
表4.1變速器齒輪的許用接觸應力crJMPa)
齒 輪
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一檔和倒檔齒輪
1900-2000
950-1000
常嚙介齒輪和高檔齒輪
1300^1400
650^700
7
#/24
計算第一軸常嚙合齒輪接觸應力6
dcosezcosQ?
叫弓COSQ
4597
4xl9xcos20
=64368N
Pz = (r2 sin q)/co 0 = 16.03inm 久=(幾 sin q)/coH p = 29.53mm
b = Kcmn =8
35、.0x4=32(mm)
由公式3-25得:
FE
r 1 1)
b
——+——
■ Pz Pb >
(Jj =0.418
(64368X2.1X105!
1 1 十 1 )
1 32
(29.53 16.03J
= 0.418
=842?83MPav[crJ
滿足設計要求。
計算高檔一一3擋常嚙合齒輪接觸應力
2
dcosacosQ
Pz = i; sin a/co" =
叫可sin a
2 cos2 角
=22.76mm
7
23/24
7
#/24
f\ = sin a / cos2 = 學23 嚴；
36、=21.19inm
b = 7.0 x 4 =28 mm
由3-25式得a} =518.46MP,滿足設計要求。
計算二軸一檔直齒輪接觸應力6
58365N N
F = _L_ = 2乙=九 ％ = 54970(X19x22
cosa d cosa cosa 3xl9x21x35x cos20
"sms 蘭 “4.36mm
? iie7 sin a re, r =入 sm & =—— =28.0411111
2
由公式3-25得：
FE 1
1
+——
.Pz P\ >
= 0.41&戶 36,6x2.1x107」
28
H
(14.36 28.04
37、
^619.29MPa<[ff]
滿足設計要求。
本設計變速器齒輪材料采用2OCrMnTi.并進行滲碳處理，大大提高齒輪的
耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。
3.2軸設計計算
3.2.1軸的結構
第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支搏在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根 據(jù)前軸承內徑確定。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 軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動 盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮。
中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。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
38、便齒輪磨損后更換
3.2.2確定軸的尺寸
變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加匚工藝和裝配 工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定 軸的長度。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)驗公 式初步選定：
7
25/24
第二軸和中間軸中部直徑:
d (0.40?0.50)A=0.45xl2054mn)
第一軸花鍵部分：
d = = 4.4x封549.7 3^nm
式中Xnwc■■一發(fā)動機的最大扭矩，N?m
K一經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0-4.6
為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系。因此，軸
39、的直
徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。?
第一軸和中間軸： d/L=0.16~0.18：
第二軸： d/L=0.18~0.21。
由殼體總長L=324mm,中間軸兩支撐間距離取316mm,由經(jīng)驗公式第二軸為
268mm
則中間軸d/L=0.171,第二軸d/L=0.20,滿足設計要求。
3.2.3軸的校核
由變速器結構布置考慮到加「?和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足 夠的，僅對其危險斷面進彳J?驗算即町。對J?本i殳計的變速器來說，在設計的過程 中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，而中間軸在工作時同時有兩對齒輪副嚙 合，故應對進行校核，乂因常嚙合與一檔齒輪副十分接近支
40、撐處，變形量較小, 且高檔轉矩小，故選擇二檔進行校核。
3.23.1中間軸的剛度校核
變速器齒輪軸在垂直面和水平面內的撓度及轉角公式如F：
3EIL
F,a3b2
3EIL
W ［丄］=0.05 ~ O.lOinm
＜［fj= 0.05-0.15mm
6 =斤衛(wèi)昨一。＜[J]= 0.0021 ad 3EIL
全撓度 & = J + 鏟-[fs]= 0,20
式中：
耳一齒輪齒寬中間平而上的徑向力(N)：
比一齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N；)
E—彈性模量(MPa) ,E = 2.1xl05MPa;
1一慣性矩(mm4),對于實心軸，1 = 〃$/64：
41、d—軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算；
J b-為齒輪上的作用力距支座A、B的距離(mm)；
L-支座間的距離(mm)。
由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗算中間軸上的嚙合
齒輪處的強度和剛度即可。先校核中間軸第一對常嚙合齒輪軸，即Z】和Z2傳動
圖4.4變速器軸的撓度和轉角
對于中間軸一檔齒輪嚙合的圓周力耳、徑向力耳和軸向力片，有:
Ft = ^-= $九泌=2x54970(X5。=】3023gN
1 d
19x4
Fr = J叱=$幾叱=2x54970X31120。= 54651N d ? cos0 zn.
19x4
F _ 21；心伽0 一 血0 _
42、 2 x549700血25.8。_點鳥兀介】
* d 21%
19x4
I = ^d4 /64= 287010mm4,先取 a=30mm , b=284mm # L=324mm
_ Fra2b2
3EIL
代入上式得：
= 0.068<[f；]= 0.05 ?0.10mm
= = 0.143< f = 0.05?0.15mm
“ 3EIL l丿」
6 = F/b(a__= o QQ2rad = [J1 = 0.002rad 3EIL
f廠 jQ+Q=0.158s[f』=0.20
故滿足設計要求
3.23.2中間軸的強度校核
作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使
43、軸在垂直而內彎曲變形，而圓周 力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水半面內的支反力Fc和Fs 之后，計算相應的彎矩MC/Mso軸在轉矩Tn和彎矩的共同作用下，其應力為：
M CT = =
%
帯如)
式中：M二
號一計算轉矩，N ? mm;
d—軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內徑，mm；
彎曲截面系數(shù)，mm3；
M，—在計算斷面處軸的水平彎矩，N?mm；
Me-在計算斷面出軸的垂向彎矩，n?mm； bl—許用應力[a]=40(MPa.
變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。
對于本例支點A的水平而內和垂直而內支反力為:
F,=空= 11415 ?9N
5 L
29/24
F「=亠= 4790.4N
c L
Mc =Fca=14371Nm
Mc =F5a=3242Nm
—九= 549.7 麗
M = + = 654.06 Nm
cr= —= ^^ = 73.53MPa<[
中間軸式變速器設計
