奇瑞微型汽車設計（變速器設計）（4+1擋手動變速器）【全套含8張CAD圖紙】

喜歡就充值下載吧，，資源目錄下展示的全都有，，下載后全都有，dwg格式的為CAD圖紙，有疑問咨詢QQ：414951605 或1304139763 奇瑞微型汽車設計（變速器設計）摘 要設計一個應用在奇瑞微型汽車上的 4+1 擋手動變速器是這次設計的主要任務。對于變速器有以下基本要求：（1）動力性能和經濟性必須能被確保；（2）要有倒擋機構，讓微型車可以實現(xiàn)倒退；（3）要有空擋裝置，能夠把驅動輪接受的來自發(fā)動機的動力給中斷掉；（4）要有輸出動力的機構，可以把功率在需要的時候輸出來；（5）換擋方便、省力、迅速；（6）不可以發(fā)生亂擋、跳擋和換擋沖擊等，即要工作可靠；（7）應該有相當高的工作效率；（8）工作噪聲應該比較低。本設計采用的是三軸式變速器，即中間軸式。該變速器具有兩個顯著的優(yōu)點：其一，一擋傳動比仍然可以實現(xiàn)的比較大，即使中心距較小；其二，直接擋能夠得到比較高的傳動效率，噪聲及磨損相對來說也最小。 根據(jù)設計任務書所給的微型車的參數(shù)，如汽車總質量、最高車速、最大爬坡度等，通過類比實際生產的微型車，選擇一款合適的發(fā)動機，進而可以得知發(fā)動機的排量、最大功率、最大扭矩、最高功率轉速和最高扭矩轉速等重要的參數(shù)。根據(jù)這些數(shù)據(jù)，可以通過計算取值一個合適的主減速比。再結合已學過的汽車理論、汽車設計的相關知識，計算出變速器內齒輪、軸等各部件的參數(shù)并校核其是否符合要求。關鍵詞：變速器，主減速比，中間軸，第二軸，齒輪，鎖環(huán)式同步器THE CHERY MINIVANS DESIGN(DESIGN OF THE TRANSMISSION )ABSTRACTDesigning one manual transmission for chery minivans is the main task of the graduation design. For the transmission ,there have some basic requirements: (1) To ensure that the car has the necessary power performance and economic performance; (2) Setting the reverse gear to make cars can go backwards; (3) Setting up the gap, which is used to cut off the transmission from the engine power to the drive wheels;(4) Setting up the power output equipment, so can put power out when necessary; (5) Shifting conveniently and fastly,energy saving; (6) When cars in the process of marching, the transmission can not have a messy, jumping phenomenon such as block and shift shock, namely to reliable operation; (7) Working efficiently; (8) Low noise when working. This design is a three axises transmission. This type of transmission has two obvious advantages: Firstly,even the center distance is short.it can still get the large transmission ratio; Secondly, direct gears efficiency is high and the noise and abrasion is relatively less. According to the parameters given, including total quality, top speed, maximum gradability, etc, and analogying to the actual production of minivans, chose a suitable engine, which shows the capacity of the engine, the maximum power, maximum torque, rotating speed of the highest power speed and torque and other important parameters. According to these parameters, I can chose a suitable by calculating the main reduction ratio. Combining the studied automobile theory and automobile design knowledge to calculate the gears and shafts data of the transmission and check them whether meet the requirements.KEY WORDS:transmission,transmission ratio,counter shaft, the second axis,gears,lock ring Synchronizer目目 錄錄前 言.1第 1 章 變速器的概述.2 1.1 變速器功用及設計要求.21.1.1 汽車變速器的功用.21.1.2 變速器的設計要求.21.2 設計任務及主要數(shù)據(jù).3第 2 章 變速器的選擇及主要零件的設計.42.1 變速器的選擇.42.1.1 變速器形式.42.2 倒擋傳遞方案.62.3 變速器主要零件的分析.72.3.1 齒輪型式.72.3.2 換擋結構形式.82.4 軸承形式.92.5 傳動方案的最終設計.9第 3 章 變速器傳動機構的計算.113.1 變速器主要參數(shù)的選擇.113.1.1 傳動比初選.113.1.2 中心距的確定.123.1.3 傳動零件的設計.123.1.4 各擋齒輪參數(shù)的確定.133.2 變速器齒輪的強度計算.173.2.1 齒輪的損壞原因及形式.173.2.2 齒輪的強度計算與校核.173.2.3 齒輪接觸強度的校核.19第 4 章 變速器軸的強度計算與校核.224.1 變速器軸的結構和尺.224.1.1 軸的結構.224.1.2 確定軸的尺寸.234.2 軸的校核.234.2.1 第一軸的強度與剛度校核.234.2.2 中間軸的校核計算.244.2.3 第二軸的校核計算.284.3 軸承的校核.324.4 鍵的校核.334.4.1 平鍵的校核.334.4.2 花鍵的校核.33第 5 章 同步器與操作機構的設計.345.1 同步器的設計.345.1.1 同步器的結構.345.1.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定.355.2 變速器的操縱機構.375.2.1 變速器操縱機構的功用.375.2.2 操縱機構需滿足的條件.38結 論.39參考文獻.40致 謝.41前前 言言近幾年來，世界的經濟處于一個不太景氣的狀態(tài)，然而中國的經濟發(fā)張卻一反常態(tài)的持續(xù)增長。汽車的銷售量在中國也是持續(xù)的增長，中國已經成為世界汽車的第一大國，汽車已經成為絕大多數(shù)人們出行的選擇。我國有很大一部分人處在中產階層和以下，因此微型車在我國的銷售情況很是不錯的。微型車具有價格便宜、體積小、燃油經濟性高等特點，十分適合我國這種高密度人口的國家。本次設計就是一臺用在奇瑞微型車上面的變速器。該變速器既要能夠滿足奇瑞車的使用要求，還要有良好的性價比。為了滿足這次的設計要求，本人充分地利用了機械軟件、導師資源、先進的通信工具等便利條件，認真的收集關于本次設計的相關資料，仔細的計算了種種數(shù)據(jù)還和總成及其他部件的設計者進行了認真積極的交流溝通，努力把產品設計的符合各種使用要求。另外，這是本人第一次做有關變速器的設計，經驗等各方面還有很大的不足的地方，因此會出現(xiàn)一些不足或者錯誤的地方，還希望各位老師和其他的設計者多多的指教，你們的批評也是幫助我提高自己的認知和水平。本次設計還充分地運用了 CAD 作圖、office 等各種軟件。第第 1 章章 變速器的概述變速器的概述變速器在汽車中是一個非常重要的部件，發(fā)動機所輸出的轉速和扭矩都是有比較小的，小到還不足以直接讓汽車能夠正常的行駛。而變速器的最重要的功用就是把發(fā)動機所發(fā)出的比較小的轉速和扭矩都擴大，這樣就可以讓汽車能夠進行正常的如起步、爬坡、加速等操作，同時還能夠讓發(fā)動機在一個有利的環(huán)境下進行工作。1.1 變速器功用及設計要求1.1.1 汽車變速器的功用 1變速器的最主要功用就是要能夠讓發(fā)動機所輸出的扭矩和轉速隨著汽車在行駛過程中可能面臨的不同的情況來進行改變，以保障汽車可以正常的行進，而且還能讓發(fā)動機在一個有利的環(huán)境下進行工作，這樣也就可以讓發(fā)動機的壽命得到有效的延長。2汽車在路上行駛的過程中有的時候會需要倒退行駛，而發(fā)動機的曲軸的旋轉方向是不會改變的，這就需要在變速器中設置一個倒擋，以確保發(fā)動機能夠在曲軸的轉動方向不發(fā)生改變的情況下讓汽車倒退行駛。3汽車有時還需要在發(fā)動機不熄火的情況停車、怠速等，這樣就需要在變速器中設置有空擋位，可以切斷發(fā)動機向車輪的動力的傳輸。1.1.2 變速器的設計要求1. 對于汽車來說，動力性能和經濟性能是兩個關鍵的指標。因此，在設計變速器的時候就要充分考慮這兩個因素。 2. 在某些情況下，發(fā)動機必須要和傳動系能夠長時間的分離，以完成一些工作，因此需要設置空擋；而且還需要有倒擋機構，讓微型車可以實現(xiàn)倒退。3. 工作必須可靠，換擋方便、省力、迅速。因此變速器設計得必需要安全可靠，避免這些潛在危害現(xiàn)象的發(fā)生。換擋時采用同步器換擋，現(xiàn)在許多高檔汽車上也有了半自動、自動的換擋方式，這些都可以讓駕駛員很省力的就能夠進行換擋操作。這樣一來可以減輕駕駛員的駕駛疲勞感，而來也提高了行駛安全性和道路安全性。4. 輪廓尺寸和質量小。輪廓尺寸的減小可以增加汽車內部的空間，提高乘坐的舒適性。中心距是和這個方面相關的最重要的參數(shù)。選用合理的齒輪型式以及進行適當?shù)凝X輪變位可以讓變速器獲得一個較好的中心矩。變速器質量的減小可以減輕整車的質量，能夠讓汽車得到較好的速度，這一點可以通過選用質量較好的的材料以及進行適當?shù)臒崽幚矸椒▉韺崿F(xiàn)。5. 傳動效率高。動力在傳遞的工程中會有部分的能量流失，為了減小能量的流失量，可以加大零部件的加工精度和安裝質量以及選用合適的潤滑方法。還有個有效的措施是設置直接擋。6. 噪音小。減小噪音對于提高乘坐舒適性很有幫助。采用合適的潤滑方法等方法都可以顯著的減小噪音。7. 汽車內很多零部件都是標準件。設計時需要貫徹零件標準化、部件通用化等設計要求，并且要遵守有關的設計法規(guī)。另外，變速器應滿足制造成本、拆裝、維修等方面的要求。1.2 設計任務及主要數(shù)據(jù)題目名稱：奇瑞微型汽車設計（變速器設計）設計參數(shù):發(fā)動機：SQR373F，排量 1.3L，總質量 950Kg，最高車速160Km/h，最大功率 51Kw/5500rpm，最大扭矩 93N.m/35004500rpm，輪胎175/60 R14。第第 2 章章 變速器的選擇及主要零件的設計變速器的選擇及主要零件的設計2.1 變速器的選擇變速器的形式有手動、自動、手自一體等，各國的汽車行業(yè)的發(fā)展速度和使用條件不同，變速器的使用也不盡相同。按擋位數(shù)分，變速器有四擋、五擋和多擋式；軸的數(shù)目不同，又可分成兩軸三軸和多軸；有級變速、無級變速是按傳動比變化是否連續(xù)分的。選用哪種變速器不僅考慮汽車總布置，還主要參考以下：1. 徑向尺寸2. 使用壽命3. 變速器的效率最常見使用的是其中的固定軸式變速器，可以分為兩軸式和中間軸式。 2.1.1 變速器形式1. 兩軸式變速器如圖所示是兩軸式。兩軸式變速器和三軸式相比較而言少了軸和軸承，因此結構變得不是很復雜、輪廓尺寸也減小了，這是它的一個優(yōu)點。而且它的傳動效率比較高同時噪聲也相應的減小因為每個中間的擋位都是只經過一對齒輪的嚙合傳動。但是，一擋傳動不可能設計的很大是它的一個缺點；而且，它還不能夠設置直接擋，因此在高的擋位工作的時候，軸承和齒輪都會受到載荷的作用，這樣不僅容易損壞齒輪和軸承，工作的噪聲也會隨著變大。而且對于前進擋而言，三軸式變速器的輸入軸和輸出軸的轉動的方 向是相同的，但是兩軸式的輸入軸和輸出軸的旋轉方向卻是相反的。圖 2-1 兩軸式變速器1.第一軸；2.第二軸；3.同步器2. 三軸式變速器如圖所示是三軸式。一般來說，一軸和常嚙合的主動齒輪是做成一個整體的，第二軸套在齒輪的內部，它們之間通過軸承支承，要保證兩根軸處在同一條直線上面，經過嚙合套的嚙合作用后，它們就可以連接在一起，這樣就構成了直接擋。當直接擋在工作的時候，只有輸入軸和輸出軸會受到載荷的作用，其他部件都不受力，這時變速箱內的噪音低，齒輪和軸承的磨損也會減少，而且傳動效率也會變得非常高，可以高達 90%或者更高。一般而言變速器內的其它的擋位的使用率都比直接擋要低，因此變速器的使用壽命就會得到很好的延長。當不是直接擋在工作的時候，變速器需要經過兩對齒輪的嚙合來傳遞動力，三根軸及其上面的齒輪都會參加工作，所以在變速器的中心距不大的情況下，一擋仍舊能夠獲得一個比較大的傳動比。除直接擋以外的其他擋位的換擋方式，一般情況下是選用了用同步器或者嚙合套的方式換擋，它們是被裝置在第二軸上各個齒輪之間的。盡管在直接擋的時候傳動效率比較高，但是當其他擋位工作時，它的傳動效率沒有一擋的時候的那么高，這是它的一個缺點。圖 2-2 轎車三軸式四擋變速器1.第一軸；2.第二軸；3.中間軸由上述對比可得，三軸式變速器用在本次設計的汽車上是比較合適的。2.2 倒擋傳遞方案倒檔是變速器里的一個重要的部分，掛上倒檔都是在停車的情況下進行，倒檔的使用率并不是特別高。換倒檔的形式多種多樣，大多數(shù)的方案都是使用一個直齒輪作為倒檔齒輪，然后用同步器推動它，這樣就可以掛上倒擋。下面來介紹幾種常用的倒擋形式：圖 a 所示方案，這種方案使用了正常擋位的齒輪，運用倒檔齒輪來加入了轉動，這種改變可以讓構造變得不那么復雜，卻會讓齒輪工作在交變應力下面，會加快齒輪的損壞速度。圖 b 所示方案。把中心軸上的一個齒輪在倒檔的時候成功的使用了進去。如此一來，中心軸的長度就會被減小了。但是倒擋齒輪和一檔齒輪就一起參與了工作在換擋中，這樣一來換擋就看起來不是那么的方便了。圖 c 所示方案的優(yōu)點是傳動比之于倒檔能夠得到很好的提升，不足的地方就是操作不是特別方便，操作換擋也變得十分繁瑣。圖 d 所示方案是把圖 c 方案的不足的地方做出了一些改變來彌補，增加了其合理性，所以經常在使用在貨車上。圖 e 所示方案。制造一個長的齒輪，即雙聯(lián)齒輪。圖 f 所示方的案換擋是十分容易操作的，一般是用在所有的齒輪副都是常嚙合齒輪的情況下。圖 g 所示的方案是貨車上的一種布置方案，這種方式的布置大大減小的在軸方面的長度，空間也得到了極大的使用。然而一擋和倒擋都必須各自使用一根撥叉，多了一根撥叉也就多了一根撥叉軸，這樣操縱機構就會變得距離簡單簡便的原則相去甚遠。這是它的一個缺點。通過比較各種方案，使用圖 f 的倒擋換擋形式是比較符合的。圖 2-3 幾種倒擋傳動方案2.3 變速器主要零件的分析2.3.1 齒輪型式使用在變速箱里的齒輪都是圓柱式的齒輪，一般情況下是有兩種的：斜齒和直齒。一擋和倒擋的齒輪一般都是圓柱式的，倒檔時齒輪可以通過滑動來接合。它們的制造容易，結構簡單，然而齒輪的斷面產生一定量的沖擊并且噪音會發(fā)生在換擋的瞬間。這樣的一個沖擊會讓齒輪的使用壽命減小，并且駕駛員在駕駛的過程中，猛的聽到這樣一個沖擊的聲音會變得精神緊張，同時，車上乘客的乘坐舒適性也會大打折扣。這種缺點也可以被避免，但是需要駕駛員的駕駛水平過硬，而大多數(shù)人是做不到這點的。即使這樣，駕駛員的精神注意力都用在了換擋上面，可能導致忽視了道路的情況，行駛危險性就可能會變大，道路安全性隨之降低。和上面所說的那種樣式的相比較，斜齒輪的優(yōu)點就凸顯出來了。它的噪聲在工作的時候很低，并且使用壽命也很長；缺點也有，就是是使用的時候會產生一定量的軸向力，而且加工也稍微麻煩。在本次設計中，直齒斜齒輪都被使用在了變速箱里，直齒傳動運用在一擋倒檔上，別的擋位則使用斜齒傳動。2.3.2 換擋結構形式換擋結構有以下三類。1.直齒滑動齒輪換擋這種方式構造不是那么復雜，加工同樣也是不那么復雜。但是缺點比較多。因為有沖擊的存在在掛檔的瞬時，因此會造成齒輪會損壞的比較快，而且噪音也會被突顯出來。進一步會讓汽車的行駛安全性降低。同時乘坐舒適性也會被降低。2.嚙合套換擋采取嚙合套換擋時，換擋的過程齒輪是不加入的，因此它們都不會過早的失效。但是還是有想當多的齒數(shù)在換擋時受到沖擊的作用，而這種沖擊還是不能夠被抵消掉的。而且，這種換擋形式也需要把常嚙合齒輪數(shù)和嚙合套數(shù)變得比較多，這樣轉動慣量就會有一些加大，這對變速器是不好的。3.同步器換擋選取同步器來實現(xiàn)換擋是現(xiàn)在絕大部分乘用車的首要選擇。這樣的形式對操作人的水平要求很低，這點對于很多馬路新手的新引力還是很大的。另外，它還可以有效的抵消掉很多的沖擊力，這樣噪音也就變得很小了，因此乘用車的各方面的性能也能夠跟著一起得到提升。軸長方向上面的尺寸會有一定量的加大，加工的要求比較高，銅質同步環(huán)的使用年限較短，內部的結構也很冗雜，這是它的缺點。雖然這樣，它仍然被廣泛地使用在各種汽車上面。借助摩擦力的作用來實現(xiàn)順利工作的鎖環(huán)式的同步器被選取使用在本次設計里面。2.4 軸承形式可靠性好，壽命長是變速箱里軸承應具有的。變速箱里可以選用多種多樣各種各樣的軸承。但是什么樣的地方可以選擇什么樣形式的軸承，還受到變速器構造的約束，還要根據(jù)各軸軸上的軸向力的特點來選取。微型車由于其本身的尺寸就比較小，取變速器的也就不能太大，受到結構構造方面的限制，不能夠選取大尺寸軸承。在變速箱里，軸是一直都在旋轉的，而有的齒輪是不一定非要跟著一起來旋轉的，因此，在這些地方一般都是選用的滾針軸承或者滑動軸套。傳動率高、滾動摩擦小等這些都是滾針軸承的優(yōu)點。除了這一些，它還有好多的其它的優(yōu)點，所以經常的會被選用?；瑒育X套的優(yōu)點是價錢不高，加工不難，但是徑向的配合尺寸會比較大，比較容易磨壞。2.5 傳動方案的最終設計最終設計的方案的傳動路線如下圖： 圖 2-4 變速器結構簡圖1 擋：一軸1 號齒輪2 號齒輪中間軸8 號齒輪7 號齒輪5 號齒輪、7 號齒輪間同步器二軸輸出2 擋：一軸1 號齒輪2 號齒輪中間軸6 號齒輪5 號齒輪5 號齒輪、7 號齒輪間同步器二軸輸出3 擋：一軸1 號齒輪2 號齒輪中間軸4 號齒輪3 號齒輪3 號齒輪、5 號齒輪間同步器二軸輸出4 擋：為直接擋，即一軸1 號齒輪1 號齒輪、3 號齒輪間同步器二軸輸出倒擋：一軸1 號齒輪2 號齒輪中間軸10 號齒輪11 號齒輪9 號齒輪7 號齒輪、9 號齒輪間同步器二軸輸出第第 3 章章 變速器傳動機構的計算變速器傳動機構的計算3.1 變速器主要參數(shù)的選擇3.1.1 傳動比初選初選傳動比： = 0.377 (3-1)maxau0miniirngp式中： 最高車速maxau 發(fā)動機最大功率轉速pn 車輪滾動半徑r 變速器的最小傳動比，本設計里沒有超速擋，取 1mingi 主減速器傳動比0i =0.377=0.377=3.845 0imaxminagpuirn16011027260003最大傳動比的選擇：1gi1).滿足最大爬坡度： (3-2) TegiTfGri0max1sincos式中：G作用在汽車上的重力，汽車質量，950Kg，重力加mgG mg速度，取 9.8；發(fā)動機最大轉矩，=93N.m；maxeTmaxeT主減速器傳動比，=3.845；0i0i傳動系效率，=90%；TT車輪滾動半徑， =0.272m；rr滾動阻力系數(shù)，對于乘用車取=0.0165；ff爬坡度，取=16.7帶入數(shù)值計算得 385. 21gi2).滿足附著條件： (3-3)riiTTg01emaxz2F 是道路附著系數(shù)，取值范圍為 0.50.6，在這里取為 0.6為汽車滿載靜止于水平面，驅動橋給地面的載荷，這里取 70%mg ；z2F計算得3.305； 1gi由上述計算得，取=3.2 ；1gi 校核最大傳動比為 3.2，在 3.04.5 范圍內，故符合。其他各擋傳動比的確定：根據(jù)汽車內傳動比等比數(shù)列的原則，即： (3-4)qiiiiiigggggg433221式中：為各擋之間的傳動的公比；所以，各擋的傳動比為：q， ，31qig22qigqig3=1.471n1giq32 . 3所以其他各擋傳動比為： =3.2， =2.16，=1.47 ，=11gi2gi2q3giq4gi3.1.2 中心距的確定中心距是一個舉足輕重的因素，它的大小對變速箱的尺寸、質量大小和體積都有很大程度上面的影響，并且還對齒輪的接觸強度也有一定程度上的影響?？梢园凑障旅娴墓絹沓踹x變速箱里一軸和中心軸的中心距： A= (3-5)31maxgeAiTK叫做中心距系數(shù)，取 8.9-9.3 是比較適用在乘用車上的，本次設計取 9.0AK則 A=9.0mm27.5996. 02 . 3933初選 A 為 60mm。3.1.3 傳動零件的設計齒輪參數(shù)的初步選擇1. 初選齒輪模數(shù) m通過排量和國家規(guī)定的標準模數(shù)值來確定，一擋和倒檔模數(shù)選擇 2.5mm，其他擋位選擇 2.25mm。變速器中齒輪上的花鍵和結合套模數(shù)取 2.5mm。2. 初選齒輪材料變速箱里的齒輪一般情況下選用的是合金鋼，來應對齒輪轉速比較高，各個齒輪又都挨的比較近的特點。選用這種材料來制造齒輪，能夠極大地減低齒輪被磨壞的速度，也就側面延長了它的壽命，同時，還可以讓抗彎曲疲勞的能力的到很好的提高。因此，本次設計采用 40Cr 材料。3. 齒輪的壓力角 在本次設計中齒輪的壓力角 取 =20，同步器的壓力角 取 =30。這些壓力角的選取都是符合國家規(guī)定的標準的。4. 初選斜齒輪的螺旋角 設計中很多的齒輪都是選用的斜齒，這樣能夠讓傳動變得十分的平順，即把噪音給降得很低，還能夠在一定程度上提高了傳動的效率。在初選的時候旋轉25齒輪的螺旋角，然后再將其進行變位操作。使用斜齒了傳動有一個直齒沒有的特點，就是會有軸向力。一軸和二軸上面的斜齒輪的旋向一樣，中心軸上的斜AF齒輪選用另一種相反的旋向，這樣一來，產生的軸向力就可以被平衡掉一部分，通過軸承來傳給變速器殼體來承受。5. 初選齒寬 b齒寬也是一個相當重要的參數(shù)，對于軸向的尺寸、工作的平穩(wěn)性和齒輪的受力均勻程度等都有十分重要的影響。根據(jù)汽車設計 ，直齒：b=，取 4.58.0mKccK 斜齒：b=，取 6.08.5ncmKcK1 號齒輪上的的齒寬系數(shù)值可以取用大一點的值，這樣可以加長接觸線的長度，降低接觸應力，如此可以有效的增加齒輪傳動的平穩(wěn)性和延長齒輪的使用壽命。6. 齒頂高系數(shù)我國規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00. 3.1.4 各擋齒輪參數(shù)的確定各個嚙合齒輪的齒數(shù)之比不應該是整數(shù)，如果是整數(shù)的話齒面的磨損會不平均，造成某些齒過早的損壞，一旦一個齒損壞，整個齒輪也就報廢了。中心距、螺旋角和齒輪的模數(shù)等參數(shù)被確定之后，各擋齒輪的齒數(shù)也可以根據(jù)傳動比被計算出來。1. 確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋選用直齒輪，m=2.5mm (3-6)87121ZZZZi先求其齒數(shù)和： Z = (3-7)Zm2A其中 A=60mm，故有=48。 Z因為初算的一擋傳動比是 3.2，因此選擇=15，則=33。8Z7Z從上面的計算可得 A 是一個整數(shù)，中心距仍然是 60mm，不必進行修正。2. 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)選用斜齒輪， =2.25mm， =25 nm由式(3-6)求出常嚙合齒輪的傳動比 (3-8) 78112ZZZiZ =1.45 12ZZA= (3-9)2cos)(21ZZmn由此可得： (3-10)nmAZZcos221根據(jù)已經算出的數(shù)據(jù)可以得出： =48.336 21ZZ 取 49 與聯(lián)立可求得=20 ，=29。1Z2Z根據(jù)公式(3-8)可算出此時一擋的傳動比 =3.191i3. 其他擋位的齒數(shù)二擋選用斜齒輪 nm=2.25mm， =25 傳動比 (3-11)65122ZZZZi而,故有：16. 22i 49. 1Z65Z關于斜齒輪， (3-12)nmAZcos2故有：，取 49 336.4865 ZZ聯(lián)立求得 ，295Z206Z同理，可計算出三擋齒輪齒數(shù)，一到三擋的齒數(shù)如下表所示表 3-1 一到三擋齒輪齒數(shù)常嚙合一擋二擋三擋主動齒輪20152024從動齒輪293329254. 倒擋齒輪齒數(shù)的確定倒擋齒輪使用的是直齒輪，模數(shù) m=2.5mm，在一般情形下，倒擋軸齒輪齒數(shù)選取 2123，在這里取 21。初選倒檔的齒輪在第二軸上的齒數(shù)=29。倒擋齒輪9Z是 10 和 11 嚙合，11 再和 9 嚙合，9 和 10 是不接觸的。0.5mm 以上的間隙必須被確保存在于 9 號齒輪和 10 號齒輪的齒頂圓之間，只有這樣，它們之間的運動才不會受到干涉的影響，那么齒輪 10 的齒頂圓直徑應為10eD (3-13)ADDee25 . 02910 =41.5mm12910eeDAD =14.6，取=1410Z則倒擋傳動比 =3.00 121011119ZZZZZZiR這樣一來中心軸與倒擋軸的中心距： mmZZmA75.432)(1110那么倒擋軸與第二軸的中心距： mmZZmA5 .622)(119 5. 變位系數(shù)變位在齒輪運用的還是相當多的，如此一來可以讓中心距達到合格，也有效的避免了根切現(xiàn)象的發(fā)生，而且還能增強齒輪的抗膠合能力，傳動的平順性也能得到提高，噪聲也可以一定程度的減小。變位對于齒輪來說一般來說主要分成兩類：高度方面的變位，還有就是角度方面的變位。變位被運用在高度方面的的話可以讓小齒輪的齒根上面的強度得到一定的增長，和它嚙合的大齒輪的齒根上強度本來就大，這樣可讓它倆強度差不多一樣。但是卻不能同時加大這一對互相咬合齒輪的強度，而且難以抵消工作時所產生的噪聲，這是它的一個不足的地方。然而與之相比，角度方面的變位既有效避開了它的缺點，高度方面變位的優(yōu)點又沒有被丟失，故采用得較多。綜合齒輪的計算結果如下表：表 3-2 齒輪參數(shù)齒輪齒數(shù)d/mmda/mmdf/mm/b/mm12048.9853.4843.3623.261822971.0275.5265.4023.261832561.2265.7255.6023.261842458.7763.2753.1523.261852971.0275.5265.4023.261862048.9853.4843.3623.261873382.587.576.2502081537.542.531.2502092972.577.566.250201014354028.75020112152.557.546.250203.2 變速器齒輪的強度計算3.2.1 齒輪的損壞原因及形式齒輪在使用了一段的時間之后都會報廢的，造成齒輪的報廢主要有三種情況：齒輪的輪齒在長時間的使用中被折斷、齒輪的齒面因為疲勞接觸而產生一塊一塊的剝落和在換擋的過程中齒輪會受到沖擊力的作用而端部被破壞。齒輪的輪齒被折斷還可以分成兩種情況：一是輪齒遭受到比較大的沖擊力的作用時候，輪齒的彎曲折斷現(xiàn)象就可能會發(fā)生；還有就是齒根可能會發(fā)生裂縫的現(xiàn)象，而裂縫的深度又會慢慢的變大在使用的過程之中，進而會讓整個齒被折斷，這種現(xiàn)象通常發(fā)生在交變載荷的作用之下。齒輪在長時間的使用過程中會有齒面點蝕現(xiàn)象的發(fā)生，這是因為齒面與齒面之間存在有一定量的潤滑油，兩個齒面在轉動的過程中相互擠壓，這樣一來潤滑油的油壓會隨著變高，可能造成齒面上本來就因為使用、制造等因素而存在的一些小裂縫慢慢的變大，這樣齒面上就會有一塊塊的塊狀脫落，就形成了點蝕。這樣以來齒輪齒形的誤差會越來越大，造成傳動不準確的現(xiàn)象，進而產生動載荷，然后輪齒會被折斷。在正常運轉的時候，變速箱里面每個齒輪的轉速都是不一樣的。因此在換擋的過程之中角速度差是存在于兩個即將嚙合的齒輪之間的，這樣以來換擋的瞬時沖擊載荷就會作用在齒輪的端部上面，從而讓齒輪受到損壞。3.2.2 齒輪的強度計算與校核用低碳合金鋼來精加工的齒輪通常被選取用在變速箱的里面，齒輪的表面一般是通過滲碳淬火等熱處理工藝，精度不能比 7 級還要低。（1）滿足工作條件的要求 下面的數(shù)是不同模數(shù)的時候的滲碳深度值：時滲碳層深度 0.81.2。5 . 3法m時滲碳層深度 0.91.3。5 . 3法m時滲碳層深度 1.01.3。5法m表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348。（2）計算各軸的轉矩發(fā)動機最大扭矩為=93N.m，每個部件的傳動效率也不同，選取齒輪的為maxeT99%，離合器的為 98%，軸承的為 96%。 軸 =1T87.494N.m=96%98%93=max承離eT中間軸 =2T120.574N.m=29/200.990.9687.494=1齒承T軸 一擋 252.105N.m=)(12131iTT齒承二擋 165.963N.m =)(22132iTT齒承三擋 119.335N.m=)(32133iTT齒承倒擋 225.330N.m)(319倒齒承倒iTT倒擋軸 11倒T171.890N.m=2齒承T（3）輪齒強度計算1. 齒輪彎曲強度校核1） 直齒輪彎曲應力： (3-14)btyKKFfw1式中，-彎曲應力（MPa） ；w-圓周力（N） ，；1FdTFg21-摩擦力影響系數(shù)，對于主動齒輪來說取值=1.1；對于從動齒輪來說fKfK取值=0.9；fK-計算載荷（Nmm） ；gTd節(jié)圓半徑（mm） ； 為應力集中系數(shù)，取=1.65；KKt端面齒距（mm） ，t=m；b齒寬（mm） ；齒形系數(shù)；y圖 3-1 齒形系數(shù)圖當以代入上式中進行計算得時候，400850Mpa 是許用安全的彎曲應力maxeT范圍，對于一擋直齒輪而言。2） 斜齒輪彎曲應力 (3-15)KyKzmKTcngw3cos2式中：計算載荷（N.mm） ；gT法向模數(shù)（mm） ；nm齒數(shù)；z斜齒輪螺旋角（） ；應力集中系數(shù)，=1.50；KK齒寬系數(shù)；cK重合度影響系數(shù)，=2.0；KKy齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在上圖中查得。3coszzn計算的各擋齒輪彎曲應力的結果匯總如下表：表 3-3 齒輪彎曲應力擋位彎曲應力 MPa常250MPa100156.084MPa:1w250MPa100136.233MPa:2w一850MPa400404.248MPa:7w 850MPa400609.354MPa:8w二250MPa100187.517MPa:5w250MPa100215.098MPa:6w三250MPa100161.914MPa:3w250MPa100171.620MPa:4w850MPa400422.983MPa:9w850MPa400627.175MPa:10w倒850MPa400495.494MPa:11w3.2.3 齒輪接觸強度的校核下面的公式可以用來計算齒輪的接強： (3-16)bzjbEF11418. 0式中，-齒輪的接觸應力（MPa） ；j F-齒面上的法向力（N） ，；coscostFF -圓周力（N） ，=；tFtFdTg2 -計算載荷（Nmm） ，gT -節(jié)點處的壓力角（） ； -齒輪螺旋角（） ； d-節(jié)圓直徑（mm） ； b-齒輪接觸的實際寬度，20mm； E-齒輪材料的彈性模量（MPa） ，查資料可取；Mpa5101 . 2 、-主、從動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑（mm） ；zb 直齒輪：=，=；zsinzrbsinbr 斜齒輪：，；2cossinzzr2cossinbbr式中，是主動齒輪的節(jié)圓半徑，而是從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm） 。zrbr當將代入上面的式子進行計算的時候，變速器齒輪的許用接觸應力如maxeTj下表所示：表 3-4 變速器齒輪許用接觸應力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700通過復雜的大量的計算可以得到各個擋位的齒輪的接觸應力： 表 3-5 各擋齒輪接觸應力擋位 接觸應力 MPa1400MPa1300a1140.011MP:1 j常1400MPa1300a1111.389MP:2j2000MPa1900a1645.483MP:7 j一2000MPa1900a1813.071MP:8 j1400MPa1300a1303.795MP:5j二1400MPa1300a1338.280MP:6j1400MPa1300a1170.911MP:3j三1400MPa1300a1201.256MP:4j:2000MPa1900a1452.099MP:9j2000MPa1900a1840.910MP:10j倒2000MPa1900a1490.395MP:11j由上面兩個表可以得出，所設計的變速器齒輪的接觸應力都是符合要求的。第第 4 章章 變速器軸的強度計算與校核變速器軸的強度計算與校核4.1 變速器軸的結構和尺4.1.1 軸的結構由于中間軸式變速器的特殊構造形式，它的第一軸是加工成為一個齒輪軸，飛輪內腔的軸承上支承了第一軸左端的大部分。前軸承的內徑確定下來，軸的各部分直徑也就隨之可以通過計算得到了。軸的軸向通常來說是使用卡環(huán)還有通過軸承蓋來實現(xiàn)定位的。離合器的軸向尺寸確定下來之后，變速箱里各個軸的軸向尺寸也跟著確定下來。第一軸如圖 4-1 所示：圖 4-1 變速器第一軸中間軸的形式有固定式和旋轉式。這次變速箱里選取的是旋轉式的中間軸。因為倒擋一擋和二擋的齒輪直徑很小，在這里要和中間軸制造成為一個整體，而高擋齒輪可以用鍵分別固定在中間軸上，這樣可使齒輪磨損后更加方便地更換。其結構如下圖所示：圖 4-2 變速器中間軸 4.1.2 確定軸的尺寸變速器軸的直徑用下面的經驗公式來進行初步的確定： 第一軸花鍵部分直徑：，mm (4-1)3max6 . 40 . 4eTd）（第二軸和中間軸中部直徑：，mm (4-2)Ad）（6 . 045. 0式中，-發(fā)動機的最大扭矩，NmmaxeT軸徑 d 與軸長 L 也是有一定的相干的，一般來說，第一軸和中間軸的直徑和支承長度的比值是 0.16 到 0.18 之間；第二軸的直徑和支承長度的比值通常在0.18 到 0.21 之間。由以上準則求出：第一軸花鍵部分直徑 d=20mm，支承長 L=120mm；第二軸 d=32mm，L=200mm；中間軸 d=36mm，L=220mm。4.2 軸的校核考慮到軸的制造和裝配的尺寸，通常情況下強度是夠的，校核的時候只需校核危險截面的強度就可以了。在實際的使用過程中，一擋所傳遞的扭矩是最大的，所以校核時一般只校核一擋時的強度。當一擋位的強度滿足時，其它擋位也大都滿足。4.2.1 第一軸的強度與剛度校核第一軸是齒輪軸，它上面的齒輪也就是常嚙合齒輪距離支承的地方很近，它所承受的載荷也不是特別大，一般而言撓度不是很大，所以可以不必計算。這樣一來，只需要計算一下扭轉強度： (4-3) TTtdnpWT32 . 09550000式中：-扭轉切應力，MPa；T T-軸所受的扭矩，Nmm； -軸的抗扭截面系數(shù)，3mm；TW P-軸傳遞的功率，kw； d-計算截面處軸的直徑，mm； -許用扭轉切應力，MPa。 T其中，T=87494 N.mm，d=20mm；代入上式得：=54.684Mpa。t由查表可知=55MPa，故，符合強度要求。 Tt T4.2.2 中間軸的校核計算1. 軸的強度校核計算一擋時軸的強度=6430.61N，=2340.55N；8tF8rF=3395.49N，=1345.08N，=1459.92N，2tF2rF2aF=2aF=51841.76N.mm2M2r水平面：220+2tF192-8tF74=01NHF 2NHF220+2tF28-8tF146=0解得 1NHF= -800.31N，2NHF=3835.43N垂直面：1NVF220+2M-2rF192-8rF74=02NVF220-8rF146-2rF28-2M=0解得 1NVF=1725.52N，2NVF=1960.11N水平彎矩： =1NHF28= -22408.68N.mm1HM2HM=2NHF74=283821.82N.mm垂直彎矩：1VM=1NVF28+=100156.32N.mm2M 2VM =2NVF74=145048.14N.mm扭矩： =120574N.mm2T 則 A 截面 AM=158339.91N.mm121NVNHMTM B 截面 BM=340781.28N.mm所以=34.59MPa，B=BBWM=128.63MPa AAAWM在低擋工作時=400Mpa，因此有： ；符合要求。 2. 軸的剛度校核若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為 ，可分別用式計cfsf算 (4-4) 422r22r3aF643ELdbEILbaFfc (4-5) 422223aF643ELdbEILbaFftts (4-6) 43aF643ELdabbEILababFrr式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ；rF齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ；tF彈性模量（MPa） ，=2.1105MPa；EE慣性矩（mm4） ，實心軸的；軸的直徑（mm） ，花I644dId鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm） ；abAB支座間的距離（mm） 。L全撓度必須小于一個值，這個值為mm。 2 . 022scfff在垂直面內軸的撓度是有一個范圍的，超出這個值就是不安全的，這個值為=0.050.10mm，在水平的方向上軸的撓度也是有一個范圍的，超出就是不安 cf全的，這個值為=0.100.15mm。此外 0.002rad 也是齒輪平面轉角的一個極限 sf值。一擋時齒輪所受力N，N61.64308tF55.23408rFd=30mm，a=146mm，b=74 mm L=220mm =0.050mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.136mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm145. 022scfff = -0.00033rad0.002rad 43aF643ELdabbEILababFrr同理可求出其它擋位時的軸的剛度：二擋時： =0.025mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.062mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm067. 022scfff = 0.000041rad0.002rad 三擋時： =0.018mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.045mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm048. 022scfff = 0.000098rad0.002rad 四擋時： =0.0034mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.0086mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm0092. 022scfff = 0.000099rad0.002rad 倒擋時： =0.020mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.055mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm059. 022scfff = -0.00061rad0.002rad 由計算可知中間軸符合要求。4.2.3 第二軸的校核計算1. 軸的強度校核計算一擋時軸的強度7tF=6111.64N，7rF=2224.45N；1 tF=3572.64N，1rF=1415.25N，1aF=1535.67N，1M=1aF=37608.56N.mm1r水平面：1NHF220-1 tF192-7tF74=02NHF220-1 tF28+7tF146=0解得 1NHF= 1062.21N，2NHF= -3601.21N垂直面：V1NF220+1M+1rF192+7rF74=02NVF220+7rF146+1rF28-1M=0解得 V1NF= -2154.30N，2NVF= -1485.40N水平彎矩：1HM=1NHF28= 29741.88N.mm，2HM=2NHF74= - 266489.54N.mm垂直彎矩：1VM=V1NF28= -60320.40N.mm2VM=2NVF74= -109919.60N.mm扭矩：=87494N.mm，31T=252105N.mm1T則 A 截面 AM=111NVNHMTM=110355.47N.mm B 截面 BM=2312NVNHMTM=382956.82N.mm所以A=AAWM=34.32MPa，B=BBWM=119.10MPa 在低擋工作時=400Mpa，因此有： ；符合要求。 2. 軸的剛度校核若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為 ，可分別用式計cfsf算 （4-4） 422r22r3aF643ELdbEILbaFfc （4-5） 422223aF643ELdbEILbaFftts （4-6） 43aF643ELdabbEILababFrr式中：、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm） ；abAB齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ；rF彈性模量（MPa） ，=2.1105MPa；EE齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ；tF慣性矩（mm4） ，對于實心軸，；軸的直徑（mm） ，I644dId花鍵處按平均直徑計算；支座間的距離（mm） 。L軸的全撓度必須小于一個值，這個值為mm。 2 . 022scfff在垂直面內軸的撓度是有一個范圍的，超出這個值就是不安全的，這個值為=0.050.10mm，在水平的方向上軸的撓度也是有一個范圍的，超出就是不安 cf全的，這個值為=0.100.15mm。此外 0.002rad 也是齒輪平面轉角的一個極限 sf值。一擋時齒輪所受力 7tF=6430.61N，7rF=2340.55N；d=32mm，a=126mm，b=74 mm L=200mm =0.0031mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.0086mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm0096. 022scfff = -0.00017rad0.002rad 41r3aF64ELdabb同理可求出其它擋位時的軸的剛度：二擋時： =0.026mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0=0.066mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0mm2 . 0mm071. 022scfff= 0.00011rad0.002rad 三擋時： =0.019mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.042mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm046. 022scfff = 0.00016rad0.002rad 倒擋時： =0.0081mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.022mmELdbFft422s3a64mm15. 010. 0 mm2 . 0mm023. 022scfff = -0.00024rad0.002rad由計算可知第二軸符合要求。4.3 軸承的校核中間軸上用的是圓錐滾子軸承，型號33205，tan=0.23，Cr=47KN，e=1.5tan=0.345，1.7。一擋倒檔是cot4 . 0Y直齒輪，不會產生軸向力，三擋使用較多，因此校核三擋。1902.08N，4307.27N，21211NVNHrFFF22222NVNHrFFF2188.96N。76.7292 .145942aaaeFFF559.44N，1266.84N，YFFrd211YFFrd22221daedFFF所以，左邊被放松，右邊被壓緊。559.44N，922.12N11daFF22daeaFFF0.294e，X=1，Y=011raFF2282.50N；111*ardFYFXfP0.214e，X=1，Y=022raFF5168.27N222*ardFYFXfP=6322.77310266010PCfnLrthh按汽車以最高車速的行駛 30 萬公里計算，=3125，可知所用軸承是%60hLh符合的。4.4 鍵的校核4.4.1 平鍵的校核=37.7，強度符32*50*8574.120*400040002000hldTkldTpMPa MPap9060合要求。4.4.2 花鍵的校核一擋時的花鍵：；MPazhldTmp13139*7*2 . 2*8*8 . 0105.252*20002000倒擋時的花鍵：；MPazhldTmp15235*6*2 . 2*8*8 . 0330.225*20002000三擋時的花鍵：；MPazhldTmp1305 .24*6*6 . 2*6*8 . 0335.119*20002000齒面經熱處理的用于靜連接的花鍵，可知符合要求。 MPap200120第第 5 章章 同步器與操作機構的設計同步器與操作機構的設計5.1 同步器的設計5.1.1 同步器的結構任務書中要求的變速器是全同步的，因此此次設計所選用的為鎖環(huán)式同步器。下圖是它的結構示意圖：圖 5-1 鎖環(huán)式同步器1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)）5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套上圖所看到的是它的構造圖，下圖是它的工作原理圖，鎖環(huán)式的同步器是按照下面的表述進行工作的：需要進行換擋操作的時候，駕駛員撥動換擋桿，這時會產生一個力，來推著嚙合套向需要換上的齒輪的方向運動。同時，定位銷和鎖環(huán)也會跟隨著一起運動向需要換上的齒輪的方向。當需要結合的齒輪上的錐面和鎖環(huán)的錐面接觸在一起的時候，兩個錐面的旋轉角速度是不一樣的，由于這個角速度差的存在，兩個錐面之間就會有一個摩擦力矩的產生。在這個摩擦力矩的作用下，鎖環(huán)就會轉過一定的弧度，和原來的結合套和滑塊的位置相比，而且滑塊也會被重新定位。然后，鎖環(huán)的齒端面就會和嚙合套的齒端面進行接觸，由于受到摩擦力的作用，且摩擦力有一定大，嚙合套就不能夠再進行移動。如此，鎖止的現(xiàn)象是發(fā)生在了同步器上。這是第一階段。同時，駕駛員持續(xù)施加力的作用，鎖環(huán)錐面和齒輪錐面上面的摩擦力矩也會持續(xù)的變大，然而這個時候也會有一個和摩擦力矩產生的方向對沖的撥環(huán)力矩產生在鎖止面處。在兩個力矩的共同作用之下，角速度差慢慢的變小，當角速度差變?yōu)榱愕臅r候，就是完成同步的時刻。這是第二階段。在這之后，由于角速度差而產生的摩擦力矩會在角速度差為零的時候消失不見，但是撥環(huán)力矩還沒有消失，在它的作用之下，鎖環(huán)被推向原來的位置，兩個相互鎖止的錐面也隨之被分離開來，鎖止狀態(tài)在這個時刻就會被解除掉。在駕駛員換擋力的推動下，嚙合套上面的結合齒就會和齒輪上面的突出的結合齒嚙合在一起。同步換擋就是這樣地完成了。圖 5-2 鎖環(huán)同步器工作原理5.1.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定1. 同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽上面的螺線的上端制造得狹小一點，那么就能很好地刮掉積在摩擦錐面中間的油膜。但是頂部寬度太窄的話會增加接觸面的壓強，這樣會加快損壞速度。但是如果齒頂寬度加工的太大的話，長時間的使用下，齒頂寬度較原來有明顯的縮短，這樣一來摩擦系數(shù)也會變得很小。摩擦系數(shù)的減小會造成一些后果，例如需要比平常更大的力才能