乘用車變速器設(shè)計(jì)【捷達(dá)汽車變速器】【含8張cad圖紙+文檔全套資料】

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具有若干個(gè)數(shù)值一定的傳動(dòng)比，傳動(dòng)比的變化呈階梯式或跳躍式。有級(jí)式變速器應(yīng)用最為廣泛，傳動(dòng)方式采用齒輪傳動(dòng)（包括軸線固定的普通齒輪傳動(dòng)和部分齒輪軸線旋轉(zhuǎn)的行星齒輪傳動(dòng)）。目前，轎車和輕、中型載貨汽車裝用的有級(jí)式變速器多為36個(gè)前進(jìn)擋和一個(gè)倒檔。2.無級(jí)式變速器 無級(jí)式變速器的傳動(dòng)比可以在一定范圍內(nèi)連續(xù)變化。有電力式和液壓式無級(jí)變速器兩種。傳動(dòng)部分分為直流串勵(lì)電動(dòng)和液力變矩器。3.綜合式變速器 綜合式變速器由液力變矩器和齒輪式有級(jí)變速器組成的液力機(jī)械式變速器，其傳動(dòng)比可以在最大值與最小值之間的幾個(gè)間斷的范圍內(nèi)作無級(jí)變化。目前應(yīng)用較多。（2）按操縱方式 變速器可分為強(qiáng)制操縱式變速器、自動(dòng)操縱式變速器和半自動(dòng)操縱式變速器三種。1.強(qiáng)制操縱式變速器 靠駕駛員直接操縱變速換擋。2.自動(dòng)操縱式變速器 傳動(dòng)比的選擇和換擋是自動(dòng)進(jìn)行的，駕駛員只需操縱加速踏板，變速器就可以根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷信號(hào)和車速信號(hào)來控制執(zhí)行元件，實(shí)現(xiàn)擋位的變換。3.半自動(dòng)操縱式變速器 分為兩類：一類是部分擋位自動(dòng)換擋，部分擋位手動(dòng)換擋；另一類是預(yù)先按鈕選定擋位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時(shí)，由執(zhí)行機(jī)構(gòu)自動(dòng)換擋。三 變速器的工作原理普通齒輪變速器也叫定軸式變速器，它由一個(gè)變速器殼、軸線固定的幾根軸和若干齒輪等零件組成，可實(shí)現(xiàn)變速、變扭和改變旋轉(zhuǎn)方向。1. 變速原理一對齒數(shù)不同的齒輪嚙合傳動(dòng)時(shí)，設(shè)主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)為，從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)為。若小齒輪帶動(dòng)大齒輪時(shí)，轉(zhuǎn)速就降低了；若大齒輪帶動(dòng)小齒輪時(shí)，轉(zhuǎn)速即升高。在相同的時(shí)間內(nèi)嚙合的齒數(shù)相等，即=。齒輪的傳動(dòng)比為=/=/。齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比定義為主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速與從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速之比，它也等于從動(dòng)齒輪的齒數(shù)與主動(dòng)齒輪的齒數(shù)之比，即這就是齒輪傳動(dòng)的變速原理。汽車變速器就是根據(jù)這一原理利用若干大小不同的齒輪副傳動(dòng)而實(shí)現(xiàn)變速的。2. 變向原理汽車發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過程中是不能逆轉(zhuǎn)的。為了能使汽車倒退行駛，在變速器中設(shè)置了倒擋（R）。倒擋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是在主動(dòng)齒輪與從動(dòng)齒輪之間增加一個(gè)中間齒輪，利用中間齒輪來改變輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，因此，這個(gè)中間齒輪油稱之為倒擋換擋齒輪。1.1.1 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 變速器作為傳遞動(dòng)力和改變車速的重要裝置，國外對其操縱的方便性和擋位等方面的要求越來越高。目前對4擋特別是5擋變速器的應(yīng)用有日漸增多的趨勢，同時(shí)，6擋變速器的裝車率也在上升。中國汽車變速器(汽車變速器市場調(diào)研)市場正處于高速發(fā)展期。2009年中國汽車銷售1364萬輛，同比增長46.15%，2015年汽車銷售規(guī)模將達(dá)到4000萬輛。在汽車行業(yè)市場規(guī)模高速增長的情況下，中國變速器(變速器行業(yè)分析)行業(yè)面臨著重大機(jī)遇。2009年中國汽車變速器(汽車變速器市場調(diào)研)市場規(guī)模達(dá)520億元人民幣，并且以每年超過20%的速度增長，預(yù)計(jì)2015年有望達(dá)到1500億元。由于近年來乘用車市場增長迅速，2007年中國乘用車變速器需求量在600萬件以上，其中大部分為手動(dòng)變速器，但是自動(dòng)變速器的需求比例不斷提高。與此同時(shí)隨著商用車市場快速發(fā)展，2007年商用車變速器的市場需求量有200萬件，其中輕型貨車用變速器占市場主流，然而重型車變速器市場有望成為未來的新亮點(diǎn)。在手動(dòng)變速器領(lǐng)域，國產(chǎn)品牌已占主導(dǎo)地位。但技術(shù)含量更高的自動(dòng)變速器市場卻是進(jìn)口產(chǎn)品的天下，2007年中國變速器產(chǎn)品(變速器產(chǎn)品進(jìn)口統(tǒng)計(jì))進(jìn)口額達(dá)到30億美元。國內(nèi)變速器企業(yè)未來面臨嚴(yán)峻挑戰(zhàn)。1.1.2 研究的目的、依據(jù)和意義隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，因此它的性能影響到汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對轎車而言，其設(shè)計(jì)意義更為明顯。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評價(jià)汽車的一個(gè)重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計(jì)如果不合理，將會(huì)使汽車的舒適性下降，使汽車的運(yùn)行噪聲增大。通過本題目的設(shè)計(jì)，學(xué)生可綜合運(yùn)用汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚?、汽車設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)、液壓傳動(dòng)等課程的知識(shí)，達(dá)到綜合訓(xùn)練的效果。由于本題目模擬工程一線實(shí)際情況，學(xué)生通過畢業(yè)設(shè)計(jì)可與工程實(shí)踐直接接觸，從而可以提高學(xué)生解決實(shí)際問題的能力。1.1.3 研究的方法本次設(shè)計(jì)主要是通過查閱近幾年來有關(guān)國內(nèi)外變速器設(shè)計(jì)的文獻(xiàn)資料，結(jié)合所學(xué)專業(yè)知識(shí)進(jìn)行設(shè)計(jì)。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進(jìn)行設(shè)計(jì)，通過排量選擇變速器中心距；各檔傳動(dòng)比的計(jì)算；計(jì)算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對其進(jìn)行校核計(jì)算；計(jì)算選擇軸與軸承，同時(shí)對其進(jìn)行校核，對同步器、換擋操縱機(jī)構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進(jìn)行分析計(jì)算；另外，對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)、完善。第2章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算2.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù) 最高車速：=180Km/h 發(fā)動(dòng)機(jī)功率：=74KW 轉(zhuǎn)矩：=150 總質(zhì)量：=1500Kg 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：=3800r/min 車輪：185/60R14 2.2變速器各擋傳動(dòng)比的確定初選傳動(dòng)比： = 0.377 （2.1） 式中： 最高車速 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 車輪半徑 變速器最小傳動(dòng)比 乘用車取0.85 主減速器傳動(dòng)比 =9549 （轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)=1.11.3） （2.2） 所以，=9549=5653.008r/min/ =1.42.0 符合=0.377=0.377=4.026 （2.3）雙曲面主減速器，當(dāng)6時(shí)，取=90%最大傳動(dòng)比的選擇：滿足最大爬坡度。 （2.4） 式中：G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，=15000N；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=150N.m；主減速器傳動(dòng)比，=4.026傳動(dòng)系效率，=90%；車輪半徑，=0.289m；滾動(dòng)阻力系數(shù)，對于貨車取=0.01651+0.01(-50)=0.03795；爬坡度，取=16.7帶入數(shù)值計(jì)算得 滿足附著條件： （2.5）為附著系數(shù)，取值范圍為0.50.6，取為0.6為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，這里取70%mg ；計(jì)算得3.283 ； 由得2.5513.283 ； 取=3.2 ；校核最大傳動(dòng)比 ；在3.04.5范圍內(nèi)，故符合。其他各擋傳動(dòng)比的確定： 按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系： （2.6）式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為： ，=1.337所以其他各擋傳動(dòng)比為： =3.2， =2.390，=1.788，=1.337 ，=0.852.3變速器傳動(dòng)方案的確定圖2-1a為常見的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時(shí)有兩對齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-1f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。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2-61所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。本設(shè)計(jì)采用圖2-1f所示的傳動(dòng)方案。圖2-1 變速器倒檔傳動(dòng)方案 因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。圖2.2變速器傳動(dòng)示意圖1. 輸入軸五擋齒輪 2.輸出軸五擋齒輪 3.輸入軸四擋齒輪 4.輸出軸四擋齒輪5. 輸入軸三擋齒輪 6.輸出軸三擋齒輪 7.輸入軸二擋齒輪 8.輸出軸二擋齒輪9. 輸入軸一擋齒輪 10.輸出軸一擋齒輪 11.倒擋齒輪 12.輸入軸倒擋齒輪13.輸出軸倒擋齒輪2.4中心距A的確定初選中心距：發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選，A=66mm2.5齒輪參數(shù)2.5.1 模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 表2.1汽車變速器齒輪法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.01414.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表2.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50 發(fā)動(dòng)機(jī)排量為1.6L，根據(jù)表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數(shù)定為2.252.75mm。2.5.2 壓力角理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角。國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。2.5.3 螺旋角 實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。乘用車兩軸式變速器螺旋角：20252.5.4 齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6.08.5。采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為24mm，取4mm。2.5.5 齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00. 2.6本章小結(jié)通過初始數(shù)據(jù)，首先確定變速器的最大傳動(dòng)比，然后根據(jù)最大傳動(dòng)比，確定擋數(shù)及各擋傳動(dòng)比的大小，然后根據(jù)變速器中心距A與發(fā)動(dòng)機(jī)排量的關(guān)系，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計(jì)算做準(zhǔn)備。第3章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核3.1齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選=22一擋傳動(dòng)比為 （3.1） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （3.2） =48.96取整為49即=11.65 取12 =49-12=37對中心距進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。=66.06mm （3.3）對一擋齒輪進(jìn)行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos=0.392 （3.4） =21.42嚙合角 ： cos=0.932 （3.5） =21.29變位系數(shù)之和 （3.6） =-0.11查變位系數(shù)線圖得： 計(jì)算一擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑 =2.512/cos22=32.356mm =2.537/22=99.764mm齒頂高 =3.74mm =1.415mm式中： =（66-66.06）/2.5=-0.024 = -0.11+0.024 = -0.086齒根高 =2.1mm =4.425mm齒頂圓直徑 =39.836mm =102.062mm齒根圓直徑 =28.156mm =90.914mm 當(dāng)量齒數(shù) =15.056 =46.424二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.25，初選=24 =53.59 取整為54=15.81，取整為17 =37則，=2.1765=2.390對二擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =66.499mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.574端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 = -0.216查變位系數(shù)線圖得： -0.216 =0.35 =二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =41.870mm =91.128mm齒頂高 =3.029mm =0.9675mm式中： = -0.22 =-0.004齒根高 =2.025mm =4.086mm齒頂圓直徑 =47.928mm =93.063mm齒根圓直徑 =37.370mm =82.956mm 當(dāng)量齒數(shù) =22.298 =49.843三擋齒輪為斜齒輪，初選=22模數(shù)為2.25 =1.649 =54.39, 取整為55得=19.727取整為21，=34 = =1.619=1.788對三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝行木?=66.734mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.388 =21.218端面嚙合角 =0.9426 變位系數(shù)之和 = -0.31查變位系數(shù)線圖得： =0.19 = -0.50三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑 =50.916mm =82.508mm齒頂高 =2.642mm =1.089mm式中： = -0.326 =0.016齒根高 =2.385mm =3.938mm齒頂圓直徑 =56.245mm =84.686mm齒根圓直徑 =46.191mm =74.633mm 當(dāng)量齒數(shù) =26.389 =42.660四擋齒輪為斜齒輪，初選=24模數(shù)=2.5 = 取整為49 =20.614，取整為23 =26 則： = =1.1304=1.377對四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =67.064mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.3922 =21.42端面嚙合角 =0.946 變位系數(shù)之和 = -0.39查變位系數(shù)線圖得： = -0.03 = -0.36四擋齒輪3、4參數(shù)：分度圓直徑 =62.942mm =71.151mm齒頂高 =2.375mm =1.55mm式中： =-0.41 =-0.02齒根高 =3.2mm =4.025mm齒頂圓直徑 =67.692mm =74.251mm齒根圓直徑 =56.542mm =63.101mm 當(dāng)量齒數(shù) =30.168 =34.103五擋齒輪為斜齒輪，初選=22模數(shù)=2.25 = 取整為55 =29.4，取整為31 =24 則： = =0.774=0.85對五擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =66.734mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.388 =21.218端面嚙合角 =0.9426 變位系數(shù)之和 = -0.31查變位系數(shù)線圖得： = 0.19 = -0.50五擋齒輪1、2參數(shù)：分度圓直徑 =75.228mm =80.512mm齒頂高 =2.642mm =1.089mm式中： =-0.326 =-0.086齒根高 =2.385mm =3.938mm齒頂圓直徑 =80.512mm =60.419mm齒根圓直徑 =70.458mm =50.365mm 當(dāng)量齒數(shù) =38.896 =30.112確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選后，可計(jì)算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=13，則：=42.5mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2662.5(13+2)1=93.5mm =2=35.4為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=34計(jì)算倒擋軸和輸出軸的中心距 = =68.75mm計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 =2.6153.1.2齒輪材料的選擇原則1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動(dòng)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(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、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3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：滲碳層深度0.81.2 時(shí)滲碳層深度0.91.3時(shí)滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC。對于大模數(shù)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(xì)化材料晶面粒。3.1.3計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為192N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率98%，軸承傳動(dòng)效率96%。輸入軸 =150N.m輸出軸 =15096%99%=142.56N.m 輸出軸一擋 =142.563.2=456.129N.m 輸出軸二擋 =142.562.297=334.351N.m輸出軸三擋 =142.561.649=240.028N.m輸出軸四擋 =142.561.184=172.343N.m輸出軸五擋 =142.560.85=123.726N.m倒擋 =15030.85=372.849N.m3.2輪齒的校核3.2.1輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力圖3.1 齒形系數(shù)圖 （3.8） 式中：彎曲應(yīng)力（MPa）；計(jì)算載荷（N.mm）；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；齒寬（mm）；模數(shù)；齒形系數(shù)，如圖3.1。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa，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(yīng)力應(yīng)取下限。計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，=21，=13，=34，=0.141，=0.145，=0.162，=372.849N.m，=142.56N.m=719.114MPa400850MPa =735.948MPa400850MPa = = 512.219MPa400850MPa2、 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3.9） 式中：計(jì)算載荷，Nmm；法向模數(shù)，mm；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角，；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa范圍，對貨車為100250MPa。（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ，=12，=37，=0.118，=0.155，=456.129N.m，=150N.m，=316.37MPa180350MPa =344.001MPa180350MPa（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=17，=37，=0.164，=0.122，=334.351N.m，=150N.m， =294.47MPa180350MPa =345.728MPa180350MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=21，=34，=0.152，=0.121，=240.028N.m，=150N.m =261.042MPa180350MPa =283.588MPa180350MPa（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力=23，=26，=0.145，=0.125，=172.343N.m，=150N.m =147.791MPa180350MPa =185.136MPa180350MPa（5）計(jì)算五擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力=31，=24，=0.156，=0.148，=150N.m，=123.726N.m = =172.301MPa180350MPa = =217.892MPa180350MPa3.2.2輪齒接觸應(yīng)力j （3.10） 式中：輪齒的接觸應(yīng)力，MPa；計(jì)算載荷，N.mm；節(jié)圓直徑，mm；節(jié)點(diǎn)處壓力角，齒輪螺旋角，；齒輪材料的彈性模量，MPa；齒輪接觸的實(shí)際寬度，mm； 、主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，mm，直齒輪、，斜齒輪、； 、主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表3.2。彈性模量=20.6104 Nmm-2，齒寬表3.2變速器齒輪的許用接觸應(yīng)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（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力=456.192N.m，=150N.m， ， =31.429mm， =u=100.573 mm=6.434mm=19.838mm = =1445.184MPa19002000MPa =1342.598MPa19002000MPa（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=334.351N.m，=150N.m，=40.036mm，=91.964mm=18.672mm=8.579mm = =1212.385MPa13001400MPa =1132.459MPa13001400MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=240.028N.m，=150N.m，=49.830mm，=84.412mm=17.003mm=10.134mm = =1060.116MPa13001400MPa =987.396MPa13001400MPa（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=172.343N.m，=150N.m，=60.440mm，=71.560mm=14.579mm=12.897mm = =873.056MPa13001400MPa =740.923MPa13001400MPa（5）五擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力=150N.m，=123.726N.m，=71.351mm，=60.649mm=14.476mm=11.796mm = =833.087MPa13001400MPa = 783.954MPa13001400MPa（6）計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=372.849N.m，=150N.m， mm mm mm =5.558mm =14.536mm =8.978mm = =564.157MPa19002000MPa =1604.646MPa19002000MPa = =12303150MPa19002000MPa3.3本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R(shí)計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，然后計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)算各擋傳動(dòng)比，同時(shí)對各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計(jì)算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計(jì)算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計(jì)算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。第4章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核4.1軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1.1 軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動(dòng)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(yīng)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(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC5863，表面光潔度不低于8。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(yīng)低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。4.1.2 初選軸的直徑傳動(dòng)軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)只需按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，輸入軸軸頸 =103=24.27mm 取整后d=25mm （4.1）圖4.1 軸的示意圖4.1.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算軸的剛度驗(yàn)算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用式計(jì)算 （4.2） （4.3） （4.4） 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.1105MPa；慣性矩（mm4），對于實(shí)心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。 （4.5）軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與撓度輸入軸剛度 圖4.2 輸入軸受力分析圖一擋齒輪所受力N，Nmm，mm mm （4.6）=0.035mm （4.7）=0.090=-0.000323rad0.002rad （4.8）輸出軸剛度圖4.3 輸出軸受力分析圖N，Nmm，mm mm=0.020mm =0.052=0.00019rad0.002rad輸入軸的強(qiáng)度校核 圖4.4 輸入軸的強(qiáng)度分析圖一擋時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。 1)豎直平面面上得 =1062.39N豎直力矩=164971.09N.mm2)水平面內(nèi)上、和彎矩由以上兩式可得=6483.79N，=1004987.02N.mm按第三強(qiáng)度理論得： N.mm輸出軸強(qiáng)度校核 1)豎直平面面上得 =1048.05N豎直力矩=162447.93N.mm2)水平面內(nèi)上、和彎矩由以上兩式可得=5653.89N，=873562.59N.mm按第三強(qiáng)度理論得： N.mm4.2軸承的選擇及校核4.2.1輸入軸的軸承選擇與校核 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號(hào)，30205（左右），由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得代號(hào)為30205的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=103008=24000h 校核軸承壽命）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=2572.99N，=1062.39N ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得Y=1.6 (4.9) (4.10) ）、軸向力和 由于 所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊 ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 (4.11) =1.2（0.672572.99+1.6322.62）=2688.11N 校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。(4.12) =55229.2h=24000h合格4.2.2 輸出軸軸承校核 初選輸出軸的軸承型號(hào)，30206（左右），由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得代號(hào)為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=103008=24000h 校核軸承壽命）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=2538.25N，=1048.05N ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得Y=1.6 ）、軸向力和 由于 所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊 ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 =1.2（0.672538.25+1.6327.52）=2669.59N 校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3； =150426.9h=24000h 故該軸承合格4.3本章小結(jié)本章首先簡要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計(jì)算，確定軸的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長度，然后對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度的驗(yàn)算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進(jìn)行壽命計(jì)算。 結(jié) 論本次設(shè)計(jì)的變速器是以捷達(dá)參數(shù)為依據(jù)，乘用車兩軸變速器，通過排量選擇中心距的大小，齒輪的模數(shù)等，確定倒擋的布置形式，確定齒輪的壓力角，螺旋角，齒寬，齒形系數(shù)等，然后計(jì)算變速器的各擋傳動(dòng)比，各齒輪的參數(shù)，通過變?yōu)橄禂?shù)圖查找計(jì)算變?yōu)橄禂?shù)，然后對各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡要的介紹了齒輪材料的選擇原則，對齒輪進(jìn)行校核。通過最小軸頸的計(jì)算，選擇軸承，確定軸各段的長度和軸頸大小。對軸和軸承進(jìn)行校核計(jì)算。 對于本次設(shè)計(jì)的變速器來說，其特點(diǎn)是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價(jià)格低廉，而且采用結(jié)合套掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設(shè)計(jì)中采用了5+1檔手動(dòng)變速器，通過較大的變速器傳動(dòng)比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達(dá)到其經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性的要求；變速器掛檔時(shí)用同步器，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動(dòng)更平穩(wěn)。本著實(shí)用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計(jì)要求上都采用比較開放的標(biāo)準(zhǔn)，因此，安全系數(shù)不高，這一點(diǎn)是本次設(shè)計(jì)的不理想之處。 參考文獻(xiàn)1郝京順.汽車變速器的發(fā)展J.知識(shí)講座，2000(6)2楊通順變速器的黃金時(shí)代J汽車與配件，20033王尚軍.DC6J80T六檔變速器設(shè)計(jì)J.大同齒輪集團(tuán)有限責(zé)任公司，2002(1)4林紹義.一種汽車變速器設(shè)計(jì)J.機(jī)電技術(shù)，2004(1)5吳修義.國內(nèi)組合式機(jī)械變速器的現(xiàn)狀與發(fā)展J.現(xiàn)代零部件，2005(1)6吳修義.機(jī)械變速器系列化及與車輛的匹配J.變通世界，1999(9)7殷浩東.工程機(jī)械驅(qū)動(dòng)橋、變速器產(chǎn)品現(xiàn)狀與發(fā)展分析J.工程機(jī)械與維修， 2006(4)8張洪欣變速器優(yōu)化設(shè)計(jì)J哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，20039王望予.汽車設(shè)計(jì)M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，200310陳家瑞.汽車構(gòu)造M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，200511吳際璋汽車構(gòu)造M北京：人民交通出版社，200412張陽,席軍強(qiáng),陳慧巖.半掛牽引車自動(dòng)變速器換檔策略研究J.北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛工程學(xué)院，2006(2)13余志生.汽車?yán)碚揗北京：機(jī)械工業(yè)出版社，200014劉惟信.汽車設(shè)計(jì)M.北京：清華大學(xué)出版社，200115王三民.諸問俊.機(jī)械原理與設(shè)計(jì)M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，200116王世剛，張秀親，苗淑杰.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐M.哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)出版社，200117Nakayama T, Suda E. The present and future of electric power steering. Int. J. Of Vehicle Design, 1994, 15(3,4,5):243234.18Yasuo Shimizu ,Toshitake Kawai. Development of Electric Power Steering. SAE Paper No. 910014.致 謝通過本次設(shè)計(jì)，使我對變速器有了更多的了解，明白了變速器設(shè)計(jì)的重要性對變速器的現(xiàn)狀及未來有了更深刻的了解，綜合運(yùn)用了汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚撈囋O(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)、液壓傳動(dòng)等課程知識(shí)，鞏固了所學(xué)知識(shí)。在本次畢業(yè)設(shè)計(jì)中，指導(dǎo)老師蘇清源一直關(guān)注著我的每一步進(jìn)展，并給了我很多的意見和建議，同時(shí)也對我提出了嚴(yán)格的要求，我能夠順利的完成畢業(yè)設(shè)計(jì)，和蘇老師的指導(dǎo)師分不開的，在此特別感謝蘇老師對我指導(dǎo)與幫助。另外，在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)時(shí)，遇到很多問題，車輛工程老師和同學(xué)也給了我很大幫助，非常感謝幫助過我的老師與同學(xué)。 附 錄Manual transmission Overview Manual transmissions often feature a driver-operated clutch and a movable gear selector. Most automobile