汽車設計課程設計---貨車總體設計及各總成選型設計

1、<p><b>　　汽車課程設計計劃</b></p><p>　　一、題目: 貨車總體設計及各總成選型設計</p><p><b>　　二、要求:</b></p><p>　　分別為給定基本設計參數的汽車，進行總體設計，計算并匹配合適功率的發(fā)動機，軸荷分配和軸數，選擇并匹配各總成部件的結構型式，計算確定

2、各總成部件的主要參數；詳細計算指定總成的設計參數，繪出指定總成的裝配圖和部分零件圖。其余參數如下：</p><p>　　分組：每種車型由5名同學完成</p><p><b>　　三、設計計算要求</b></p><p>　　1.根據已知數據，確定軸數、驅動形式、布置形式。注意國家道路交通法規(guī)規(guī)定和汽車設計規(guī)范。2.確定汽車主要參數：

3、0;  1）主要尺寸，可從參考資料中獲?。?#160;  2）進行汽車軸荷分配；   3）百公里燃油消耗量；   4）最小轉彎直徑   5）通過性幾何參數   6）制動性參數3.選定發(fā)動機功率、轉速、扭矩。可以參考已有的車型。4.離合器的結構型式選擇、主要參數計算5.確定傳動系最小傳動比，即主減速器傳動比。6.確定傳動系

4、最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比。7.機械式變速器型式選擇、主要參數計算，設置合理的檔位數，計算出各檔的速比。8.驅動橋結構型式，根據主減速器的速比，確定采用單級或雙級主減速器。9.懸架導向機構結構型式10.轉向器結構形式、主要參數計算11.前后軸制動器型式選擇、制動管路分路系統(tǒng)型式、主要參數計算四、完成內容:</p><p>　　1．設計計算說明書1份（手寫）。</p><

5、p>　　2．關鍵部件裝配圖1張（1號圖）和重要零件圖3張（3號圖）（可手寫可CAD圖）。 </p><p><b>　　五、參考文獻</b></p><p>　　1．機械設計手冊（第三版）2．汽車工程手冊     人民交通出版社3． 汽車構造 人民交通出版社4．王望予 汽車設計   &

6、#160; 機械工業(yè)出版社5．汽車理論     機械工業(yè)出版社</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1 總體設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．3</p><p>　　1.1軸數、驅動形

7、式、布置形式．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．3</p><p>　　1.2 汽車主要參數．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．4</p><p>　　1.3發(fā)動機功率、轉速、扭矩．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．4</p><p>　　1.

8、4 汽車輪胎的選折．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．5</p><p>　　1.5 傳動系傳動比．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．6</p><p>　　1.6 變速器傳動比．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．6<

9、;/p><p><b>　　2 變速器設計</b></p><p><b>　　一． 基本數據選擇</b></p><p><b>　　1.1設計初始數據</b></p><p>　　1.1.1變速器各擋傳動比的確定 </p><p>　　1.1.2中心距

10、 </p><p>　　1.2齒輪參數 </p><p>　　1.3各擋齒輪齒數的分配</p><p><b>　　二． 齒輪校核</b></p><p>　　2.1齒輪材料的選擇原則</p><p>　　2.2計算各軸的轉矩 </p><p>　　2.3齒輪強

11、度計算 </p><p>　　2.3.1齒輪彎曲強度計算 </p><p>　　2.3.2齒輪接觸應力 </p><p>　　2.4計算各擋齒輪的受力</p><p>　　軸及軸上支撐件的校核 </p><p>　　3.1軸的工藝要求 </p><p>　　3.2軸的強度計算

12、 </p><p>　　3.2.1初選軸的直徑 </p><p>　　3.2.2軸的強度校核 </p><p>　　3.3軸承及軸承校核 </p><p>　　3.3.1一軸軸承校核 </p><p>　　3.3.2中間軸軸承校核</p><p><b>　　1.

13、 總體設計</b></p><p>　　已知設計參數如下：</p><p>　　根據已知數據，查有關書籍得以下初步總體設計方案：</p><p>　　1.1 軸數、驅動形式、布置形式</p><p>　　1.1.1 軸數：兩軸</p><p>　　1.1.2 驅動形式：4*2后輪雙胎</p>

14、;<p>　　1.1.3 布置形式：平頭式發(fā)動機前置后驅動，發(fā)動機置于前軸之上，駕駛室之正下方</p><p>　　1.2 汽車主要參數：</p><p>　　1.2.1 外形尺寸(mm)：5200*1900*2100</p><p>　　外廓尺寸的確定需考慮法規(guī)、汽車的用途、裝載質量及涵洞和橋梁等道路尺寸條件。GB 1589-1989規(guī)定了汽車外廓尺

15、寸限界，貨車、整體式客車總長不應超過12m;汽車寬不超過2.5m，汽車高不超過4m等。根據EQ1061G2D3載貨汽車的技術參數，可以設計外廓尺寸為（5200*1900*2100）</p><p>　　1.2.2 貨箱尺寸(mm)：3600*1800*380</p><p>　　車廂尺寸要考慮汽車的用途參考同類車型選取，但必須保證運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定的裝載質量。根據EQ1061

16、G2D3載貨汽車的技術參數，車廂內部尺寸為（3600*1800*380）。</p><p>　　1.2.3軸荷分配： </p><p>　　(整車整備質量的確定 </p><p>　　汽車的整車整備質量是指車上帶有全部裝備，包括隨車工具和輪胎，加滿油和水，但沒有載貨和載人時的整車質量，用表示。</p><p>　　貨車總質量是指汽車整車整備質

17、量、汽車裝載質量和駕駛室乘員（含駕駛室）質量三者之和，用表示。駕駛室乘員質量以每人65kg。按乘員人數為3人。</p><p>　　=++3*65=+1500+195=3370 得出=1675kg)</p><p>　　由汽車設計課本表1-6得如下：</p><p>　　汽車的軸荷分配可根據汽車的驅動形式、發(fā)動機位置、汽車結構特點、車頭形式及總質量等參照參考文獻[1

18、]并參考EQ1061G2D3載貨汽車的技術參數選取。</p><p>　　載貨車的主要性能、裝載面積和軸荷分配等各個方面要求下選取。各類載貨汽車的軸距選用范圍有汽車設計書如表2-1所示。</p><p>　　表2-1 載貨汽車的軸距和輪距</p><p>　　一般載貨汽車的前懸不宜過長，但要有足夠的縱向布置空間，以便布置發(fā)動機、水箱、轉向器等部件。后懸也不宜過長，一

19、般為1200～2200mm。</p><p>　　貨車輪距B應該考慮到車身橫向穩(wěn)定性，主要取決于車架前部的寬度、前懸架寬度、前輪的最大轉角和輪胎寬度，同時還要考慮轉向拉桿、轉向輪和車架之間的運動間隙等因素。主要取決于車架后部寬度、后懸架寬度和輪胎寬度，同時還要考慮車輪和車架之間的間隙。</p><p>　　軸距(mm)：2700</p><p>　　前懸/后懸(mm

20、)：850/1600</p><p>　　前/后輪距(mm)：1400/1350</p><p><b>　　質量系數：1.1</b></p><p>　　5. 貨車車頭長(mm)：1400（平頭型貨車一般在1400-1500mm之間。本次課設平頭貨車車頭長度為1400mm。）</p><p>　　軸距、輪距、前懸、后

21、懸的參數參照《汽車設計》教材，并參考了EQ1061G2D3載貨汽車選取的。</p><p>　　1.2.4 貨車動力性參數的確定</p><p>　　(1) 最高車速的確定</p><p>　　載貨汽車的最高車速主要是根據汽車的用途以及使用條件和發(fā)動機功率大小來確定,給定的=80km/h。</p><p>　　(2) 最大爬坡度的確定<

22、/p><p>　　由于載貨汽車在各地路面上行駛，要求有足夠的爬坡能力。一般在30%左右。</p><p>　　1.2.5 貨車燃油經濟性參數的確定</p><p><b>　?、?燃油經濟性參數</b></p><p>　　載貨汽車的燃油經濟性常用單位燃油消耗量來評價。單位燃油消耗量是汽車每一噸總質量行使100km所消耗的燃

23、油量。載貨汽車的單位燃油消耗量如汽車設計書表1-9所示。</p><p>　　表1-9 貨車單位質量百公里燃油消耗量</p><p>　　百公里燃油消耗量取2.5L（100t.Km）</p><p><b>　?、谧钚∞D變直徑</b></p><p>　　轉向盤轉至極限位置時，汽車前外轉向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的

24、直徑，稱為汽車最小轉彎直徑.種類汽車的最小轉變直徑見汽車設計書表1-10。</p><p>　　最小轉彎直徑Dmin=15m</p><p>　　1.2.6 貨車通過性參數的確定</p><p>　　載貨汽車的通過性參數主要有接近角、離去角、最小離地間隙和縱向通過半徑等。</p><p>　　其值主要根據汽車的用途和使用條件選取，可參考汽車設

25、計書表1-11。</p><p>　　表1-11載貨汽車的通過性參數</p><p>　　通過性幾何參數hmin=200、 r1=50、=30 ρ1=4.0</p><p>　　1.2.7 貨車制動性參數的確定</p><p>　　汽車制動性常用制動距離和制動減速度作為設計評價參數。行車制動在產生最大制動作用時踏板力不得大于700N，行車制

26、動效能的要求如汽車設計書表1-12所示。</p><p>　　表1-12 載貨汽車制動效能要求</p><p>　　1.3 發(fā)動機功率、轉速、扭矩的確定</p><p>　　1.3.1 發(fā)動機型式的選擇</p><p>　　目前汽車發(fā)動機主要采用往復式內燃機，分為汽油機和柴油機兩大類。當前在我國的汽車上主要是汽油機，由于柴油機燃油經濟性好

27、、工作可靠、排氣污染少，在汽車上應用日益增多。</p><p>　　輕中型汽車可采用汽油機和柴油機，參考同類車型，本車選取柴油發(fā)動機。</p><p>　　比功率Pb是汽車裝發(fā)動機的標定最大功率Pemax與汽車最大總質量Ma之比。即Pb=Pemax/Ma。有已知Pb=15 （KW·t-1）得Pemax=MaxPb所以 Pemax=3x15=45KW</p><

28、;p>　　比轉矩Tb是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩Temax與汽車總質量Ma之比，</p><p>　　Tb=Temax/Ma。它能反應汽車的牽引能力。由Tb=38(N·m·t-1)，所以Temax=MaxTb，即Temax=3x38=114(N·m）</p><p>　　根據下式估算發(fā)動機的最大功率：</p><p>　　式中的A為

29、正投影面積，根據外形尺寸計算得到，貨車CD取0.8~1.0。 </p><p>　　根據估算出來的最大功率從國內主要汽車發(fā)動機生產廠家的產品中選定發(fā)動機型式（汽油機或者柴油機）和型號，國內汽車發(fā)動機生產廠家主要有：玉柴、朝柴、解放、東風、長安、柳州動力、云內動力、北京內燃機等，可上網查詢相關產品的型號及參數</p><p><b>　　A為正投影面積</b></

30、p><p>　　1900*2400 mm = 4560000mm2 =4.56 m2 </p><p><b>　　CD取0.8</b></p><p>　　ηT 為傳動系效率，根據參考文獻[1]，對驅動橋單級主減速器的4×2汽車可取90%，故ηT取90%</p><p>　　fr為滾動阻力系數，根據參考文獻[1

31、]，對貨車取0.02</p><p>　　g為重力加速度，取9.8m/s2 </p><p>　　ma為汽車總質量，3370kg</p><p>　　vamax為最高車速，80km/h</p><p>　　由以上參數可計算得：</p><p>　　Pemax =43.57KW</p><p>　

32、　式中的A為正投影面積，可以參考已有的同類車型的尺寸計算得到，貨車CD取0.8~1.0。根據估算出來的最大功率從國內主要汽車發(fā)動機生產廠家的產品中選定發(fā)動機型式（汽油機或者柴油機）和型號，國內汽車發(fā)動機生產廠家主要有：玉柴、朝柴、解放、東風、長安、柳州動力、云內動力、北京內燃機等，可上網查詢相關產品的型號及參數。</p><p>　　因此選取發(fā)動機功率為44kW。</p><p>　　由汽

33、車設計書P29知最大功率對應轉速的范圍：總質量小的貨車用高速柴油機，值常取在3200-4000r/min。</p><p>　　發(fā)動機的基本參數： </p><p><b>　　表1-1</b></p><p>　　發(fā)動機最大轉矩及其相應轉速的選擇</p><p>　　當發(fā)動機最大功率和相應的轉速確定后，則發(fā)動機最大轉

34、矩和相應轉速可隨之確定，其值由下式計算：</p><p>　　== （3-2）</p><p>　　式中： —轉矩適應系數，一般1.1-1.3，在這里取1.1；</p><p>　　—最大功率時的轉矩，N*m</p><p>　　____最大功率，kw</p><p>　　_____

35、_最大功率時轉速，r/min</p><p>　　____最大轉矩，N*m</p><p>　　而/=1.4-2.0，在這里取為1.6，則有：</p><p>　　=/2.0=3200/1.6=2000r/min</p><p>　　=1.1x9550x44/3200=144N*m</p><p>　　滿足所選發(fā)動機的

36、最大轉矩及相應轉速要求。</p><p>　　1.4汽車輪胎的選擇</p><p>　　輪胎及車輪用來支撐汽車，承受汽車重力，在車橋（軸）與地面之間傳力，駕駛人員經操縱轉向輪，可實現對汽車運動方向的控制。</p><p>　　輪胎及車輪對汽車的許多重要性能，包括動力性、經濟性、通過性、操縱穩(wěn)定性、制動性及行駛安全性和汽車的承載能力都有影響，因此，選擇輪胎是很重要的工

37、作。</p><p>　　1、 型號：6.50-16</p><p>　　2、 技術指標：層數6，輪輞型號：5.50F，允許內壓350kpa,最大負荷6350kg,斷面寬度190mm，外直徑765mm</p><p><b>　　3、數量：6</b></p><p>　　1.5確定傳動系最小傳動比，即主減速器傳動比<

38、;/p><p>　　在選定最小的傳動比時，要考慮到最高擋行駛時有足夠的動力性能。根據參考文獻[9]機最大功率時的車速應等于最高車速或略小于最高車速： </p><p><b>　　即主減速器傳動比：</b></p><p><b>　　(最高檔為直接檔)</b></p><p>　　式中：為滾動半徑；為

39、發(fā)動機額定功率時的轉速；為最高車速（應根據選定發(fā)動機后的參數重新估算）， 為變速器的最高擋傳動比，若最高擋為直接擋，則=1。</p><p>　　由已選輪胎得：自由直徑為：d=765mm</p><p>　　由=Fd/2π得：滾動半徑=364.23mm， 得F=2.99</p><p>　　其中：子午線輪胎：F=3.05；斜交輪胎：F=2.99。故本設計輪胎為斜交輪

40、胎。</p><p>　　由上述可知，=3200 rpm；=80km/h</p><p>　　根據公式可得：=4.963。故取4.963。</p><p>　　1.6確定傳動系最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比。</p><p>　　確定傳動系最大傳動比時，要考慮三方面：①最大爬坡度；②附著力；③汽車的最低穩(wěn)定車速。就普通貨車而言，當已知

41、時，確定傳動系最大傳動比也就是確定變速器I擋傳動比。汽車爬大坡時車速很低，可忽略空氣阻力，汽車的最大驅動力應為：</p><p>　　或 </p><p>　　即 =5.72 </p><p>　　一般貨車的最大爬坡度為30％，即°</p><p>　　根據參考文獻3，表1-

42、2 滾動阻力系數f的數值 取一般的瀝青或混凝土路面f=0.018</p><p>　　由已知數據和計算數據得，最大總質量G=3370kg；=364.23mm；r=382.5mm；Ttqmax=160N?m; =4.963 </p><p>　　根據附著條件校核最大傳動比：</p><p>　　式中：為后軸軸荷；為滾動半徑；為變速器的I擋傳動比。</p>

43、<p>　　所以： </p><p>　　根據已知數據和計算數據得：=3370*65%*9.8=21466.9N;φ=0.8;rr=0.364m;</p><p>　　(α=1.1~1.3,取1.2)；=4.963;ηT=0.9</p><p><b>　　可得：=8.39</b></p&

44、gt;<p>　　又因為輕型商用車=5.0~8.0；</p><p><b>　　故?。?5.8 </b></p><p><b>　　一 基本數據選擇</b></p><p>　　1.1設計初始數據：</p><p>　　最高車速：=80Km/h</p><p&g

45、t;　　發(fā)動機功率：=44KW</p><p><b>　　轉矩：=160Nm</b></p><p>　　總質量：ma=3370Kg</p><p>　　轉矩轉速：nT=3200r/min</p><p>　　車輪： 6.50（輪胎名義斷面寬度）-16（輪輞名義直徑） LT（輕型載重汽車輪胎代號）</p>

46、<p>　　1.1.1變速器各擋傳動比的確定</p><p><b>　　由總體設計知：</b></p><p>　　五擋為直接擋，則==1</p><p>　　主減速器傳動比=4.963</p><p>　　雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%。</p><p>　　=96%， =

47、×=90%×96%=86.4%</p><p>　　=5.8 </p><p>　　其他各擋傳動比的確定：</p><p>　　按等比級數原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系：</p><p>　　式中：—常數，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：</p><

48、;p><b>　　，，，</b></p><p><b>　　==1.552</b></p><p>　　所以其他各擋傳動比為：</p><p>　　==3.716，==2.426，==1.552</p><p><b>　　1.1.2中心距A</b></p>

49、<p>　　初選中心距時，可根據下述經驗公式</p><p><b>　?。?.3） </b></p><p>　　式中：—變速器中心距（mm）；</p><p>　　—中心距系數，商用車：=8.6～9.6，取9.0 ；</p><p>　　—發(fā)動機最大轉矩（N.m）；</p><p&

50、gt;　　—變速器一擋傳動比，=5.8 ；</p><p>　　—變速器傳動效率，取96% ；</p><p>　　—發(fā)動機最大轉矩，=160N.m 。 </p><p><b>　　則，</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=86.60（mm

51、）</p><p>　　對中心距A進行圓整，取=90mm。</p><p><b>　　1.2齒輪參數</b></p><p><b>　　1、模數 </b></p><p>　　同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數都去相同，乘用車和總質量=1.8-

52、14t的貨車為2~3.5mm。變速器一檔選用大些的模數，本設計一檔齒輪模數取3，其他檔位模數取2.5。</p><p><b>　　2、壓力角</b></p><p>　　國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。 3、 螺旋角</p><p>　　貨車變速器螺旋角：18&

53、#176;～26°</p><p>　　初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為23°</p><p><b>　　4、齒寬</b></p><p>　　直齒，為齒寬系數，范圍為4.5～8.0，取7.0；</p><p>　　斜齒，取為6.0～8.5，取7.0。</p><p>　　采用嚙合

54、套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取4mm。</p><p><b>　　5、齒頂高系數</b></p><p>　　在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為==1.00。 </p><p><b>　　齒根高系數</b></p><p>　　在齒輪加工精度

55、提高以后，包括我國在內，當≥1mm時規(guī)定齒根高系數取為0.25。</p><p>　　1.3各擋齒輪齒數的分配</p><p>　　圖1.3.1變速器傳動示意圖</p><p>　　確定一擋齒輪的齒數 </p><p>　　中間軸一擋齒輪齒數，貨車可在12~17之間選用，最小為12~14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。</p>

56、<p>　　一擋傳動比為 （1.4）</p><p>　　為了求，的齒數，先求其齒數和， </p><p>　　斜齒 （1.5）</p><p>　　==43.42 取整為44</p><p>　　即=-=44-1

57、3=31</p><p>　　2、對中心距進行修正</p><p>　　因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。</p><p>　　==91.25mm取整為A=92mm。</p><p>　　對一擋齒輪進行角度變位：</p><p>

58、　　端面嚙合角 ： tan=tan/cos</p><p><b>　　=21.57°</b></p><p>　　嚙合角 ： cos==0.925</p><p><b>　　=22.54°</b></p><p>　　變位系數之和 </p

59、><p><b>　　=0.725</b></p><p>　　x1=0.47 x2=0.725-0.47=0.255 </p><p>　　計算精確值：A= </p><p><b>　　一擋齒輪參數：</b></p><p>　　分度圓直徑

60、 =3×29/cos23°=121.74mm</p><p>　　=3×13/cos23°=56.52mm</p><p>　　齒頂高 =3mm</p><p><b>　　=3mm</b></p><p>　　齒根高

61、 =3.75mm</p><p><b>　　=3.75mm</b></p><p>　　齒全高 =6mm</p><p>　　齒頂圓直徑 =127.74mm</p><p><b>　　=62.52mm</b></p><p&g

62、t;　　齒根圓直徑 =114.24mm</p><p><b>　　=49.02mm</b></p><p>　　當量齒數 =35.90</p><p><b>　　=16.67</b></p><p>　　節(jié)圓直徑 </p>

63、<p>　　3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數</p><p>　　由式（1.3）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比</p><p><b>　?。?.6）</b></p><p><b>　　==2.69</b></p><p>　　常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，初選=，即<

64、/p><p><b>　　（1.7）</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=43.23</b></p><p>　　由式（1.6）、（1.7）得=11.7，=31.5取整為=12，=32，則：</p><p>　　==

65、5.87≈=5.8</p><p>　　理論中心距 ==91.52mm</p><p>　　計算精確值：A= </p><p>　　分度圓直徑 =46.82mm</p><p><b>　　=127.70mm</b></p><p>

66、　　齒頂高 =2.5mm</p><p><b>　　=2.5mm</b></p><p>　　齒根高 =3.125mm</p><p><b>　　=3.125mm</b></p><p>　　齒全高 =5mm</p>

67、<p>　　齒頂圓直徑 =54.82mm</p><p><b>　　=135.70mm</b></p><p>　　齒根圓直徑 =36.82mm</p><p><b>　　=117.70mm</b></p><p>　　當量齒數

68、 =13.26</p><p><b>　　=36.15</b></p><p>　　節(jié)圓直徑 </p><p>　　4、確定其他各擋的齒數</p><p>　　（1）二擋齒輪為斜齒輪，模數與一擋齒輪相同，初選=20°</p><p><b&

69、gt;　?。?.8）</b></p><p><b>　　==1.33</b></p><p><b>　?。?.9）</b></p><p><b>　　==43.35</b></p><p>　　由式（1.8）、（1.9）得=24.70，=18.61，取整為=2

70、5，=19</p><p>　　則，==3.64≈=3.738</p><p>　　理論中心距 =91.78mm</p><p>　　求的精確值： =20.36°</p><p><b>　　二擋齒輪參數：</b></p><p>　　分度圓直徑

71、 =115.20mm</p><p><b>　　=76.80mm</b></p><p>　　齒頂高 =2.5mm</p><p><b>　　=2.5mm</b></p><p>　　齒根高 =3.125mm</p>

72、<p><b>　　=3.125mm</b></p><p>　　齒全高 =5mm</p><p>　　齒頂圓直徑 =123.20mm</p><p><b>　　=84.80mm</b></p><p>　　齒根圓直徑

73、=105.20mm</p><p><b>　　=66.80mm</b></p><p>　　當量齒數 =32.77</p><p><b>　　=21.84</b></p><p>　　節(jié)圓直徑 </p><p>　?。?

74、）三擋齒輪為斜齒輪，初選=21°</p><p><b>　　（1.10）</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=0.979</b></p><p><b>　?。?.11）</b></p>

75、<p>　　由式（3.10）、（3.11）得=22.64，=22.17</p><p><b>　　取整=22，=23</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=2.355≈=2.409</p><p>　　理論中心距 =91.36mm

76、</p><p>　　求的精確值： =20.36°</p><p><b>　　三擋齒輪參數：</b></p><p>　　分度圓直徑 =93.87mm</p><p><b>　　=98..13mm</b></p><p>

77、　　齒頂高 =2.5mm</p><p><b>　　=2.5mm</b></p><p>　　齒根高 =3.125mm</p><p><b>　　=3.125mm</b></p><p>　　齒全高 =5mm</p>

78、<p>　　齒頂圓直徑 =101.87mm</p><p><b>　　=106.13mm</b></p><p>　　齒根圓直徑 =83.87mm</p><p><b>　　=88.13mm</b></p><p>　　當量齒數

79、 =26.699</p><p><b>　　=27.91</b></p><p>　　節(jié)圓直徑 </p><p>　　（3）四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=22°</p><p><b>　　（1.12）</b></p><p&g

80、t;<b>　　=</b></p><p><b>　　=0.631</b></p><p><b>　?。?.13）</b></p><p>　　由（1.12）、（1.13）得=17.205，=27.295，</p><p><b>　　取整=17，=27</

81、b></p><p>　　則： </p><p><b>　　=</b></p><p>　　=1.550≈=1.565</p><p>　　理論中心距 =91.93mm</p><p>　　求螺旋角的精確值： =23.56

82、6;</p><p><b>　　四擋齒輪參數：</b></p><p>　　分度圓直徑 =74.15mm</p><p><b>　　=117.78mm</b></p><p>　　齒頂高 =2.5mm</p><p>

83、<b>　　=2.5mm</b></p><p>　　齒根高 =3.125mm</p><p><b>　　=3.125mm</b></p><p>　　齒全高 =5mm</p><p>　　齒頂圓直徑 =82.15mm</p&

84、gt;<p><b>　　=125.78mm</b></p><p>　　齒根圓直徑 =64.15mm</p><p><b>　　=107.78mm</b></p><p>　　當量齒數 =220.5</p><p><b>

85、　　=35.02</b></p><p>　　節(jié)圓直徑 </p><p>　　5、確定倒擋齒輪齒數</p><p>　　倒擋齒輪選用的模數與一擋相同，倒擋齒輪的齒數一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=23，=14，則：</p><p><b>　　=</b&

86、gt;</p><p><b>　　=74mm</b></p><p>　　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的齒頂圓直徑應為</p><p>　　=2×92－4×(14+2)－1</p><p><b>　　=127mm

87、</b></p><p><b>　　=－2</b></p><p>　　=29.75 取=29</p><p>　　計算倒擋軸和第二軸的中心距</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=102mm<

88、/b></p><p><b>　　計算倒擋傳動比 </b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=5.099</b></p><p>　　節(jié)圓直徑 </p><p><b>　

89、　二 、齒輪校核</b></p><p>　　2.1齒輪材料的選擇原則</p><p>　　1、滿足工作條件的要求 </p><p>　　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。</p><p>　　2、合理選擇材

90、料配對 </p><p>　　如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。</p><p>　　3、考慮加工工藝及熱處理工藝 </p><p>　　變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：</p><p>　　時

91、滲碳層深度0.8～1.2</p><p>　　時滲碳層深度0.9～1.3</p><p>　　時滲碳層深度1.0～1.3</p><p>　　表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48</p><p>　　對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。</p><p>　　對于大模數

92、的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，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]。</p><p>　　2.2計算各軸的轉矩</p><p>　　發(fā)動機最大扭矩為160N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。</p><p>　　Ι軸

93、 ==160×99%×96%=152.06N.m</p><p>　　中間軸 ==152.06×96%×99%×32/12=385.38N.m</p><p>　?、蜉S 一擋=385.38×0.96×0.99×31/13=873.40N.m</p><p>　　二

94、擋=385.38×0.96×0.99×27/18=549.40N.m</p><p>　　三擋=385.38×0.96×0.99×22/23=350.34N.m</p><p>　　四擋=385.38×0.96×0.99×17/27=230.61N.m</p><p>　　五擋

95、=385.38×0.96×0.99=366.27N.m</p><p>　　倒擋=385.38××32/13=856.88N.m</p><p><b>　　2.3輪齒強度計算</b></p><p>　　2.3.1輪齒彎曲強度計算</p><p>　　1、倒檔直齒輪彎曲應力<

96、;/p><p>　　圖2.1 齒形系數圖</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　式中：—彎曲應力（MPa）；</p><p>　　—計算載荷（N.mm）；</p><p>　　—應力集中系數，可近似取=1.65；</p><p>　　—摩擦力影響系

97、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=1.1，從動齒輪=0.9；</p><p><b>　　—齒寬（mm）；</b></p><p><b>　　—模數；</b></p><p>　　—齒形系數，如圖2.1。</p><p>　　當計算載荷取作用到變速器第一

98、軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，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。</p><p>　　計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力 ，，</p><p>　　=29，=13，=14，=0.139，=0.143，=0.149，=856.88N.m</p><p>　　=385.38N.m</p>

99、<p>　　=424.91MPa<400～850MPa</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=558.87MPa<400～850MPa</p><p><b>　　=</b></p><p>　　= 438.83MPa<400～850MPa&l

100、t;/p><p><b>　　2、斜齒輪彎曲應力</b></p><p><b>　　（2.2）</b></p><p>　　式中：—計算載荷（N·mm）；</p><p>　　—法向模數（mm）；</p><p><b>　　—齒數；</b>&l

101、t;/p><p>　　—斜齒輪螺旋角（°）；</p><p>　　—應力集中系數，=1.50；</p><p>　　—齒形系數，可按當量齒數在圖中查得；</p><p><b>　　—齒寬系數=7.0</b></p><p>　　—重合度影響系數，=2.0。</p><p

102、>　　當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，對貨車為100～250MPa。</p><p>　?。?）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ，</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=189.296MPa<100～250MPa</p><p><b&

103、gt;　　=</b></p><p>　　=184.251MPa<100～250MPa</p><p>　?。?）計算二擋齒輪7，8的彎曲應力</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=146.7MPa<100～250MPa</p><p><b&

104、gt;　　=</b></p><p>　　=163.81MPa<100～250MPa</p><p>　　（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=142.15MPa<100～250MPa</p><p><b&

105、gt;　　=</b></p><p>　　=159.71MPa<100～250MPa</p><p>　?。?）計算四擋齒輪3，4的彎曲應力</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=77.73MPa<100～250MPa</p><p><b&g

106、t;　　=</b></p><p>　　=81.36MPa<100～250MPa</p><p>　?。?）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應力</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=104.58MPa<100～250MPa</p><p><b&g

107、t;　　=</b></p><p>　　=112.07MPa<100～250MPa</p><p>　　2.3.2輪齒接觸應力σj</p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　式中：—輪齒的接觸應力（MPa）；</p><p>　　—計算載荷（N.mm）；

108、</p><p>　　—節(jié)圓直徑(mm)；</p><p>　　—節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）；</p><p>　　—齒輪材料的彈性模量（MPa）；</p><p>　　—齒輪接觸的實際寬度(mm)；</p><p>　　、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；&l

109、t;/p><p>　　、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。</p><p>　　將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見機械設計書表3-3。</p><p>　　彈性模量=20.6×104 N·mm-2，一檔齒輪齒寬=7x3=21 ， 其他齒輪齒寬 =7×2.5=17.5mm</p><p&g

110、t;　　表3-3　變速器齒輪的許用接觸應力</p><p>　?。?）計算一擋齒輪9，10的接觸應力</p><p><b>　　=11.05mm</b></p><p><b>　　=27.25mm</b></p><p><b>　　=</b></p><

111、;p>　　=1173.896MPa<1900～2000MPa</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=1230.07MPa<1900～2000MPa</p><p>　?。?）計算二擋齒輪7，8的接觸應力</p><p><b>　　=14.94mm</b>&

112、lt;/p><p><b>　　=22.41mm</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=934.19MPa<1300～1400MPa</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=958.25MPa<

113、;1300～1400MPa</p><p>　?。?）計算三擋齒輪5，6的接觸應力</p><p><b>　　=19.09mm</b></p><p><b>　　=18.26mm</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=

114、811.28MPa<1300～1400MPa</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=832.21MPa<1300～1400MPa</p><p>　?。?）計算四擋齒輪3，4的接觸應力</p><p><b>　　=21.97mm</b></p>&

115、lt;p><b>　　=13.83mm</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=783.88MPa<1300～1400MPa</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=804.09MPa<1300～1400MP

116、a </p><p>　?。?）常嚙合齒輪1，2的接觸應力</p><p><b>　　=10.79mm</b></p><p><b>　　=26.56mm</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=806.999MPa&l

117、t;1300～1400MPa</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=839.41MPa<1300～1400MPa</p><p>　?。?）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力</p><p><b>　　=9.576mm</b></p><p&g

118、t;<b>　　=15.431mm</b></p><p><b>　　=19.456mm</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=1064.599MPa<1900～2000MPa</p><p><b>　　=</b>

119、</p><p>　　=1336.91MPa<1900～2000MPa</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=1349.96MPa<1900～2000MPa</p><p>　　2.4計算各擋齒輪的受力</p><p>　?。?）一擋齒輪9，10的受力</

120、p><p><b>　　N</b></p><p>　?。?）二擋齒輪7，8的受力</p><p>　?。?）三擋齒輪5，6的受力</p><p>　　（4）四擋齒輪3，4的受力</p><p>　?。?）五擋齒輪1，2的受力</p><p>　　（6）倒擋齒輪11，12的受力

121、</p><p><b>　　mm，mm</b></p><p>　　=856.88N.m</p><p>　　=385.38N.m</p><p>　　三 、 軸及軸上支承的校核</p><p><b>　　3.1軸的工藝要求</b></p><p>

122、;　　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。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理[。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。</p><p>　　對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面

123、擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。</p><p>　　對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。</p><p>　　對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。</p><p><b>　　3.2軸的強度計算</b></p><p>　　3.2.1初選軸的直徑</p>

124、;<p>　　已知中間軸式變速器中心距=92mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：</p><p>　　對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。</p><p>　　第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選</p><p><b>　?。?.1）</b></p>&l

125、t;p>　　式中：—經驗系數，=4.0～4.6；</p><p>　　—發(fā)動機最大轉矩（N.m）。</p><p>　　第一軸花鍵部分直徑=23.08~26.54mm取26mm；第二軸最大直徑=43.2~57.6mm取60mm；中間軸最大直徑=43.2~57.6mm取=60mm</p><p>　　第二軸：；第一軸及中間軸：</p><p&

126、gt;　　第二軸支承之間的長度=285.71~375mm取= mm；中間軸支承之間的長度=333.33～375mm取= mm，第一軸支承之間的長度=144.44～162.5mm取= mm</p><p>　　圖5.1 軸的尺寸圖</p><p>　　3.2.2軸的強度驗算</p><p><b>　　1、軸的剛度驗算</b><

127、;/p><p>　　若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計算</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p><b>　?。?.3）</b></p><p><b>　　（5.4） </b></p&g

128、t;<p>　　式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；</p><p>　　—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；</p><p>　　—彈性模量（MPa），=2.06×105MPa；</p><p>　　—慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；</p><p>　　、—齒輪上的作

129、用力距支座、的距離（mm）；</p><p>　　—支座間的距離（mm）。</p><p><b>　　軸的全撓度為mm。</b></p><p>　　軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。</p><p>　?。?）第一軸常嚙合

130、齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，</p><p><b>　　可以不必計算</b></p><p><b>　　（2）二軸的剛度</b></p><p><b>　　一檔時</b></p><p><b>　　N，N</b></p&g

131、t;<p><b>　　mm，，mm mm</b></p><p><b>　　=0.034mm </b></p><p><b>　　=0.087</b></p><p>　　=-0.00021rad0.002rad</p><p><b>　　二檔時

132、</b></p><p><b>　　N，N</b></p><p><b>　　mm，，mm mm</b></p><p><b>　　=0.033mm </b></p><p><b>　　=0.0859</b></p>&l

133、t;p>　　=-0.000022rad0.002rad</p><p><b>　　三檔時</b></p><p><b>　　N，N</b></p><p><b>　　mm，，mm mm</b></p><p><b>　　=0.049mm </b&g

134、t;</p><p><b>　　=0.26</b></p><p>　　=0.00027rad0.002rad</p><p><b>　　四檔時</b></p><p><b>　　N，N</b></p><p><b>　　mm，，mm

135、mm</b></p><p><b>　　=0.031mm </b></p><p><b>　　=0.078</b></p><p>　　=0.00048rad0.002rad</p><p><b>　　倒檔時</b></p><p>&

136、lt;b>　　N，N</b></p><p><b>　　mm，，mm mm</b></p><p>　　=0.0159mm </p><p><b>　　=0.0437</b></p><p>　　=-0.00044rad0.002rad</p><p>

137、<b>　　（3）中間軸剛度</b></p><p><b>　　一檔時</b></p><p><b>　　N，N</b></p><p><b>　　mm，，mm mm</b></p><p><b>　　=0.031mm </b>

138、;</p><p><b>　　=0.079</b></p><p>　　=0.00022rad0.002rad</p><p><b>　　四檔時</b></p><p><b>　　N，N</b></p><p><b>　　mm，，mm