三軸五檔輕型貨車汽車變速器總成設計【4張CAD高清圖紙、文檔所見所得】【YC系列】

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Provided to interrupt the power transmission in neutral, reverse gear set so that the car can travel in reverse. This paper describes the design LGV transmission at a given engine output torque, speed and maximum speed, maximum gradeability and other conditions, to design their own independent five-speed gearbox intermediate shaft to meet the requirements. The main contents of the present design is performed to determine the selection of gear ratios, gear selection parameters, and select the second intermediate shaft and the axis of calculation of the bearing selection based on known parameters. The main parameters of the transmission of the text were verified, including checking, checking gear bearing life strength check, transmission shaft and stiffness and so on. The results show overall performance to meet the requirements. Keywords: transmission; intermediate shaft; transmission ratio; gear重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 目錄目 錄摘要IAbstractII1 緒論11.1 變速器設計的目的和意義11.2國內外研究狀況22 變速器結構方案分析42.1齒輪形式的確定42.2換擋結構形式的確定42.3軸的形式及布置42.4軸承形式62.5潤滑與密封63 變速器主要參數(shù)的計算73.1 設計參數(shù)要求73.2擋數(shù)的選擇73.3各檔傳動比分配73.3.1 最低檔傳動比計算73.3.2其他各擋傳動比初選84 齒輪參數(shù)的確定94.1齒輪模數(shù)的選取94.2齒輪壓力角94.3齒輪寬度b的確定104.4斜齒輪螺旋角的選取104.5各擋齒輪齒數(shù)的分配114.5.1一檔齒輪齒數(shù)124.5.2常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數(shù)確定134.5.3二檔齒數(shù)的確定134.5.4三檔齒數(shù)的確定144.5.5四檔齒數(shù)的確定144.5.6倒檔齒數(shù)的確定154.6變速器齒輪的變位155 各檔齒輪副的計算及校核175.1齒輪材料的選擇175.2各軸的轉矩計算175.3齒輪強度計算185.3.1斜齒齒輪輪齒彎曲強度計算185.3.2倒檔齒輪輪齒彎曲強度計算205.3.3斜齒齒輪輪齒接觸應力205.3.4直齒倒檔齒輪接觸應力校核236 軸的設計與校核246.1軸的工藝要求246.2初選軸的直徑246.3軸最小直徑的確定256.4軸的強度校核266.5 花鍵的計算297 軸承的選擇與校核327.1一軸軸承的選擇與校核327.2中間軸軸承的選擇與校核348 同步器及操縱機構的選擇358.1同步器358.1.1同步器工作原理358.1.2慣性同步器358.2操縱機構的選擇378.2.1概述378.2.2典型操縱換檔機構378.3變速器殼體的設計38總 結40致 謝41參考文獻42重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 1 緒論1 緒論輕型貨車主要從事城市市區(qū)或農村間中短途距離運輸?shù)慕煌üぞ?，具有機動靈活、快捷方便的優(yōu)勢，特別是在運輸噸位不大且距離又比較近時，輕型貨車便發(fā)揮出巨大優(yōu)勢。近幾年來隨著我國城市規(guī)模的不斷擴大，城市市區(qū)間越來越需要輕型貨車。變速器是汽車傳動系統(tǒng)中重要的組成部分，它直接影響汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性，是汽車的重要部件之一。本設計是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的變速器作為設計原型，在給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨立設計出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設計的重點部分是檔位傳動比的選擇及計算依據(jù)、齒輪參數(shù)的選擇計算及校核、二軸及中間軸的強度校核等。此次輕型貨車的變速器設計將基本滿足輕型貨車的使用要求，通過對變速器的分析、方案選擇、設計計算和整理，能達到了預期的效果，完成此次畢業(yè)設計。畢業(yè)設計是對自己大學四年所學知識進行系統(tǒng)的綜合運用，通過此次設計，了解了變速器設計的基本過程和在設計過程中應該注意的問題，學會了設計的過程和方法。1.1 變速器設計的目的和意義 在發(fā)動機曲軸旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠啟動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。變速器的作用用一句話概括，就叫做變速變扭，即增速減扭或減速增扭。為什么減速可以增扭，而增速又要減扭呢？設發(fā)動機輸出的功率不變，功率可以表示為 N = wT，其中w是轉動的角速度，T是扭距。當N固定的時候，w與T是成反比的。所以增速必減扭，減速必增扭。機械式變速箱主要應用了齒輪傳動的降速原理。簡單的說，變速箱內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換檔行為，也就是通過操縱機構使變速箱內不同的齒輪副工作。如在低速時，讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時，讓傳動比小的齒輪副工作。汽車變速器齒輪傳動就根據(jù)變速變扭的原理，用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要，分成各個檔位對應不同的傳動比，以適應不同的運行狀況。本變速器的設計根據(jù)老師提供的參數(shù)而設計的，同時參考了同類型汽車變速器結構、性能及參數(shù)等，主要要求：（1）保證汽車具有良好的動力性及經(jīng)濟性指標；（2）具有較高的傳動效率；（3）操縱輕便，工作可靠，噪音?。槐咀兯倨鞑捎昧嘶瑝K式同步器，實現(xiàn)了噪聲小，傳遞效率高的特點。除一檔、倒檔外，其他各檔均采用常嚙合斜齒輪，降低了沖擊，為了提高齒輪的齒面強度和抗彎強度，除三、四檔外，其他各檔均采用變位齒輪，提高齒輪的工作性能。在老師的指導下，通過本課題的學習，懂得了變速器的作用及設計方法，復習和鞏固了以前所學的機械設計方面的理論知識，理論與實踐結合，使自己的知識面得到拓寬。綜合了大學所學的知識，讓自己的能力得到了檢驗，并為以后的工作打下了結實的基礎，讓自己有足夠的能力應付以后的工作，增加自己的能力，掌握更多的方法。1.2國內外研究狀況目前，汽車市場上裝備性能更佳、功能更多的自動變速器（AT）轎車迅速增加，為解決AT油耗高、動力性能低的問題，汽車廠商為AT設計可提供選擇的多種使用模式，使其智能化適應不同駕駛需要。但還是不能最終解決AT油耗高傳動效率低的問題。因為，無論采用哪種模式，都會對發(fā)動機功率或油耗作出選擇取舍。盡管普通手動齒輪變速器（MT），存在許多不足，但因其結構簡單、效率高、功率大的優(yōu)點，現(xiàn)在仍大量使用。100多年中，變速器經(jīng)歷了用變速桿改變鏈條的傳動比手動變速器有級自動變速器無級自動變速器的發(fā)展歷程。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器（MT）、電控液力自動變速器（ECT）、金屬帶（鏈）式無級變速器（CVT）、電控機械式自動變速器（AMT）、雙離合器變速器（DCT）及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器（IVT）等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢，但其中金屬帶式無級變速器前景看好。手動變速器又有兩軸式變速器、三軸式變速器、組合式變速器和雙中間軸式變速器。從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看，全世界的各個大廠商都對提高AT的性能及研制無級變速器（CVT）表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實用化進程。然而，因無級變速器技術難度很大，發(fā)展相對較慢，從而成為世界范圍內尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器（MT）、電控液力自動變速器（ECT）、金屬帶（鏈）式無級變速器（CVT）、電控機械式自動變速器（AMT）、雙離合器變速器（DCT）及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器（IVT）等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢，但其中金屬帶式無級變速器前景看好。ECT變扭器中的自動變速器油（ATF）在高速運動中，由于油液分子間的內摩擦和油液分子與各工作葉輪表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會產(chǎn)生油液溫度升高造成功率損失，存在傳動效率低油耗較大的不足，另外還存在結構復雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點。歐洲格特拉克（GETRAG）變速箱公司開發(fā)的電控機械自動變速器（AMT）則克服了AT效率低等缺點，與AT相比，具有更大的發(fā)展優(yōu)勢，可是AMT依舊需要復雜的電控系統(tǒng)來控制。據(jù)該公司預測，今后短時期內，市場大部分將被AMT占領。汽車變速器的發(fā)展趨勢：近年來，隨著微電子技術的飛速發(fā)展，電子控制自動變速器的問世，給汽車帶來了更理想的傳動系統(tǒng)。機電一體化技術進人汽車領域，推動汽車變速器裝置的重大變革。自動變速器裝置出現(xiàn)了電子化趨勢，特別是大規(guī)模集成電路技術的發(fā)展，使由微機控制發(fā)動機和變速器換擋成為可能。1、智能型電子控制自動變速器，智能電子控制自動變速器的電子系統(tǒng)可在汽車行駛過程中對運行參數(shù)進行控制，合理選擇換擋點，而且可在換擋過程中對惡化的參數(shù)(摩擦片的摩擦系數(shù)、油的粘度、車輛的復合變化等)進行修正。2、電子控制無級變速器(ECVT)，無級變速器能自由改變速比，故能進行理想的變速控制，比多擋位齒輪傳動機構更優(yōu)越。自動變速器多擋化雖能擴大自動變速的范圍，但它并不安全、迅速，只在有級變速與無級變速之間，而理想的無級變速器是在整個傳動范圍內能連續(xù)、無擋比地切換變速比，使變速器始終按最佳換擋規(guī)律自動變速。無級化是對自動變速器的理想追求。但是無級變速器存在體積大、笨重和傳動效率低的問題，而且缺少解決耐久性問題的相應措施，不久的將來，電子控制無級變速器可望得到廣泛應用和發(fā)展。3、小型化，減輕質量、縮短動力傳遞路線能使汽車節(jié)油，自動變速器的小型化正起著這種作用。4、低噪聲化在 汽車的諸多噪聲源中，傳動系的噪聲僅次于發(fā)動機和排氣系統(tǒng)的噪聲。齒輪噪聲又是變速器的主要聲源，在降低變速器噪聲中占有非常重要的比重。 47重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 2 變速器結構方案分析2 變速器結構方案分析變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。變速器設有空檔，可在發(fā)動機起動、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪工作。2.1齒輪形式的確定變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設計倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。2.2換擋結構形式的確定變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動齒輪換擋行程小。通過比較本設計所有擋選用同步器換檔。2.3軸的形式及布置該變速器采用三軸式布置，既一軸、二軸為同心軸，二軸前端支承在一軸后端內腔中，中間軸與二軸在同一縱向平面內，相互平行，倒檔軸在、軸側面，具體結構（如圖2.1、2.2）所示：圖2.1變速器軸布置及傳動示意圖圖2.2為常見的倒檔布置方案。圖2.2b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖2.2c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2.2d方案對2.2c的缺點做了修改。圖2.2e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，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的齒輪，檔換更為輕便。為了縮短變速器軸向長度，倒檔傳動采用圖2.2g所示方案。缺點是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。本設計結合實際車型，在給定的任務書中已經(jīng)確定是中間軸式變速器，全部齒輪為常嚙合齒輪，所以綜合考慮，本身設計選擇圖2.2（b）形式進行設計。圖2.2 倒檔布置方案2.4軸承形式變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。第一軸常嚙合齒輪的內腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。本設計中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側用圓錐滾子軸承，一軸用球軸承。2.5潤滑與密封潤滑分為壓力式和飛濺式。在一軸常嚙合小齒輪上鉆四個徑向油孔，這樣，潤滑被常嚙合大齒輪從底殼中把油帶上來，然后被擠進這些油孔，潤滑了第二軸前端的滾針軸承。二軸上各檔齒輪均鉆有四個徑向油孔，潤滑油通過各自的主動輪從底殼中把油帶上來，擠進油孔，然后潤滑各自的支承滾針軸承、及與軸的配合部分。倒檔齒輪由滾針軸承支承在倒檔軸上，為進行潤滑，在倒檔齒輪上開一個油槽，以便潤滑油進入滾針軸承和軸的配合部分。為保證密封，此變速器在一軸軸承蓋內開設回油槽、二軸與變速器后殼體配合處采用非標準密封，蓋與殼體的密封用涂膠的紙墊，為防止油溫過高，氣壓過大造成滲油現(xiàn)象，在頂蓋上裝有通氣塞。變速器采用5個檔，齒輪和軸的材料均采用相同材料：20CrMnTi,通過滲碳淬火，提高齒輪及軸的抗疲勞強度及剛度。重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 3 變速器主要參數(shù)的計算3 變速器主要參數(shù)的計算3.1 設計參數(shù)要求本次設計主要技術參數(shù)如下：發(fā)動機最大轉矩：165N.M/26003000rpm變速器中心距： 88mm主減速比： 5.833最高車速： 110km/h車輪滾動半徑： 365mm3.2擋數(shù)的選擇增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。檔數(shù)越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換檔頻率也增高。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。檔數(shù)選擇的要求：（1）相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下；（2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。目前，轎車一般用45個檔位變速器，貨車變速器采用45個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在34之間，輕型貨車在56之間，其它貨車則更大。文中設計結合實際，變速器為5檔變速器，由于該輕型貨車最高車速為110Km/h并不高，因此不設置超速檔，即最高檔傳動比為1。3.3各檔傳動比分配3.3.1 最低檔傳動比計算由于變速器為中間軸式變速器，中心距滿足下述經(jīng)驗公式（3.5）。 （3.5）故： 式中： 變速器中心距（mm），已知A=88mm； 中心距系數(shù)，=8.6-9.6；發(fā)動機最大轉距，已知=165（N.m）； 變速器一檔傳動比； 變速器傳動效率，取96%。將各參數(shù)代入式（3.4）得到：由于本車為輕型車且無超速檔，一檔初選傳動比5。3.3.2其他各擋傳動比初選速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動傳動比的比值。各檔傳動比為等比分配 6 ，則： ，取重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 4 齒輪參數(shù)的確定4 齒輪參數(shù)的確定4.1齒輪模數(shù)的選取齒輪模數(shù)選取的一般原則：（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，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；（4）從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些。對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表4.1：表4.1 變速器齒輪的法向模數(shù)微型、普通級轎車中級轎車中型貨車重型貨車2.252.752.753.003.54.54.56.0選用時，優(yōu)先選用第一系列，括號內的盡量不要用，表4.2為國標GB/T13571987，可參考表4.2進行變速器模數(shù)的選擇。表4.2變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列11.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.5表中數(shù)據(jù)摘自（GB/T13571987）綜合考慮文中設計由于是輕型車，變速器倒檔模數(shù)取3.5mm；其他各檔為3.0mm。4.2齒輪壓力角壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5或25等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標準壓力角為20，所以普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的壓力角有20、25、30等，普遍采用30壓力角。本變速器是采取了重要輕型汽車變速器的新技術主要內容是，在保證齒輪的強度要求之下，盡量將模數(shù)減小。這樣就明顯提高了齒輪的重合度，從而減小了沖擊載荷和噪聲。4.3齒輪寬度b的確定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。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來選定齒寬b,式中：齒寬系數(shù)，斜齒為6.08.5。4.4斜齒輪螺旋角的選取齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強度來著眼，應當選用較大的螺旋角值。斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖4.1所示：圖4.1 中間軸軸向力的平衡欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： （3.6） （3.7） 為使兩軸向力平衡，必須滿足： （3.8）式中：作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T中間軸傳遞的轉矩。貨車變速器的螺旋角為：1826，一檔齒輪的螺旋角取下限4.5各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動及各部件如圖4.2所示：圖4.2 輕型貨車變速器傳動示意圖1-一軸常嚙合齒輪 2-中間軸常嚙合齒輪 3-第二軸四擋齒輪 4-中間軸四擋齒輪 5-第二軸三擋齒輪 6-中間軸三擋齒輪 7-第二軸二擋齒輪 8-中間軸二擋齒輪 9-第二軸一擋齒輪 10-中間軸一擋齒輪11-第二軸倒擋齒輪 12-中間軸倒擋齒輪 13-惰輪4.5.1一檔齒輪齒數(shù)一檔傳動比為：如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和，一檔齒數(shù)和，直齒 斜齒 （3.9）中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。貨車可在1217之間選取，本設計取=16，初選，代入公式（3.6）得到：取整得54，則。4.5.2常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數(shù)確定 （3.11）而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： （3.12）已知各參數(shù)如下：代入式（3.12）得到：取整：，4.5.3二檔齒數(shù)的確定 已知：， 由式子： （3.13） （3.14） （3.15）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： （3.16）聯(lián)解上述（3.13），（3.14），（3.15）三個方程式，可采用比較方便的試湊法。解得結果如下： ，4.5.4三檔齒數(shù)的確定已知：，由式子 （3.17） （3.18） （3.19）聯(lián)解上式（3.17），（3.18），（3.19）三個方程式，可采用比較方便的試湊法，解得： 4.5.5四檔齒數(shù)的確定已知：，由式子 （3.20） （3.21） （3.22）聯(lián)解上述（3.20），（3.21），（3.22）三個式子，可采用比較方便的試湊法，解得： 4.5.6倒檔齒數(shù)的確定 前述已選定：；初選（22-23）之間，小于取為14， 中間軸與倒檔軸之間的距離的確定：，取整63mm。為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪11和齒輪頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙。則齒輪11的齒頂圓直徑De11為：De11=119mmZ11=32 取整為Z11=32二軸與倒檔軸之間的距離確定：mm4.6變速器齒輪的變位采用變位齒輪的原因：（1）配湊中心距；（2）提高齒輪的強度和使用壽命；（3）降低齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。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：（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，為提高小齒輪的齒根強度，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。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它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)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。本設計采用角度變位來調整中心距。1、一檔齒輪的變位已知條件：，由計算公式，代入得到：查機械設計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： 其余齒輪的變位，計算過程同上，計算結果見表4.3表4.3 變速器各齒輪的變位系數(shù)常嚙合齒輪二檔齒輪三檔齒輪四檔齒輪倒檔齒輪變位系數(shù)0.10.130.0230.0090.0210.011-0.103-0.0830.0460.309-0.22重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 5 各檔齒輪副的計算及校核5 各檔齒輪副的計算及校核變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對齒輪進行強度校核。5.1齒輪材料的選擇（1）滿足工作條件的要求不同的工作條件，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。（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、小輪應采用不同鋼號材料。（3）考慮加工、工藝及熱處理工藝常嚙合齒輪因其傳遞的轉矩較大，并且一直參與傳動，所以磨損較大，應選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20GrMnTi材料滲碳后淬火，硬度為5862HRC。大齒輪用40Gr調質后表面淬火，硬度為4855HRC。一檔傳動比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi滲碳后淬火，硬度為5662HRC，大齒輪40Gr調質后表面淬火，硬度為4655HRC；其余各檔小齒輪均采用40Gr調質后表面淬火，硬度為4855HRC，大齒輪用45鋼調質后表面淬火，硬度為4050HRC。5.2各軸的轉矩計算一軸轉距 中間軸轉矩 二軸各檔轉距：一檔齒輪：Nm；二檔齒輪：Nm；三檔齒輪：Nm；四檔齒輪：Nm；倒檔軸： 二軸倒檔齒輪： 5.3齒輪強度計算5.3.1斜齒齒輪輪齒彎曲強度計算 （4.1）式中： 圓周力（N），； 計算載荷（Nmm）； 節(jié)圓直徑（mm）； 法向模數(shù)（mm）;為斜齒輪螺旋角； 應力集中系數(shù)，； 齒面寬（mm）； 法向齒距，； 齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖（圖5.1）中查得；重合度影響系數(shù)，將上述有關參數(shù)代入（4.1），整理得到： （4.2）圖5.1 齒型系數(shù)圖當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，倒檔直齒輪許用彎曲應力在400850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。斜齒輪對貨車為100200MPa。（1）一檔齒輪彎曲強度校核 已知參數(shù)：，Nm,Nm查齒形系數(shù)圖4.1得：；代入公式（4.2）得：MPaMPa對于貨車當計算載荷取變速器第一軸最大轉距時，其許用應力應該小于250Mpa，均小于250Mpa，所以滿足設計要求。（2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強度校核常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強度校核方法與一檔齒輪相同其計算結果見表5.1：表5.1各檔齒輪的彎曲強度校核常嚙合齒輪二檔齒輪三檔齒輪四檔齒輪彎曲應力MPa218.58198.71232.1233.48221.90222.00228.19230.00各齒輪的彎曲應力均小于250MPa，所以滿足設計要求。5.3.2倒檔齒輪輪齒彎曲強度計算 （4.3） 式中： 彎曲應力；應力集中系數(shù)，為1.5；計算載荷（Nmm）； 節(jié)圓直徑（mm）；摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪為1.1，從動齒輪為0.9； 齒寬（mm）； 端面齒數(shù)（mm），為模數(shù)； 齒形系數(shù)；查齒形系數(shù)圖4.1得：；代入公式（4.3）得：當計算載荷取作用在變速器第一軸上的最大轉距時，倒檔直齒輪的許用彎曲應力在400-850之間，在許用范圍內，所以滿足設計要求。5.3.3斜齒齒輪輪齒接觸應力 （4.4）式中： 輪齒接觸應力（MPa）；F 齒面上的法向力（N），；F1 圓周力（N），； 計算載荷（Nmm）； 節(jié)圓直徑（mm）； 節(jié)點處壓力角； 齒輪螺旋角；E 齒輪材料的彈性模量（MPa）； 齒輪接觸的實際寬度（mm）；主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表5.2 ：表5.2 變速器的許用接觸應力齒輪MPa滲碳齒輪液體滲氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔13001400650700一檔齒輪接觸應力校核 已知條件：，Nmm,NmmN,Nmm將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得：，均小于1900 MPa，所以滿足設計要求。（2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應力校核常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應力校核的方法同上，校核計算結果見表5.3：表5.3各齒輪的接觸應力常嚙合齒輪二檔齒輪三檔齒輪四檔齒輪接觸應力（MPa）894.05894.051073.671072.13983.55999.785915.157922.77各齒輪的接觸應力均小于13001400 MPa，所以滿足設計要求。5.3.4直齒倒檔齒輪接觸應力校核已知條件：；Nm將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得到：NNN，均小于1900 MPa，所以滿足設計要求。重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 6 軸的設計與校核6 軸的設計與校核變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結構和強度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應該有足夠強的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設計變速器軸時，其剛度的大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據(jù)經(jīng)驗公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關剛度和強度方面的驗算。6.1軸的工藝要求第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面粗糙度，硬度應在HRC5863，表面光粗糙度不能過低。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。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。本設計經(jīng)過綜合考慮中間軸選用齒輪軸,材料與齒輪一樣為20CrMnTi。6.2初選軸的直徑在已知中間軸式變速器中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑d為0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離的比值：對中間軸，對第二軸，。第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選： （4.5）式中：K經(jīng)驗系數(shù)K=4.0-4.6；發(fā)動機最大轉距（Nmm）。第二軸和中間軸中部直徑=0.45mm的取值：中間軸長度初選：mm取mm第二軸長度初選：mm取mm第一軸長度初選：mm取mmmmmm取取160mm。6.3軸最小直徑的確定按扭轉強度條件計算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉矩進行計算，對實心軸，其強度條件為： （4.6） 軸傳遞的轉矩Nmm，=300Nm；軸的抗扭截面模量(mm3)； 軸傳遞的功率（kw），=88kw； 軸的轉速，=3600；軸的許用扭轉剪應力（MPa），見6.1表：表6.1軸常用集中材料的及A值軸的材料Q235-A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/MPa15-2520-3525-4535-55A149-126135-112126-103112-97由式4.5得到軸直徑的計算公式： （4.7）對中間軸為合金鋼則A查表得為100；P為88kw；。代入式（4.7）得取為35mm。二軸為查表得為110；P為88kw；代入式（4.6）得mm取為45mm。6.4軸的強度校核軸的受力如圖6.1所示： 圖6.1變速器受力圖軸的撓度驗算軸的撓度和轉角可按材料力學的有關公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖6.1所示時，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，可分別用下式計算： （4.8） （4.9） （4.10）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），=2.1105 MPa；慣性矩（mm4），對于實心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用 力距支座A、B的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。第二軸軸上受力分析如圖4.5所示。圖6.2變速器的撓度和轉角變速器在一檔工作時二軸和中間軸的剛度第一軸軸上受力分析如圖6.2所示。NNN中間軸軸上受力分析如圖6.2所示。NNNNNNNNN二軸軸剛度校核：將各已知參數(shù)代入公式（4.8）得到：N,mm,mm,mm,mm各已知參數(shù)代入公式（4.9），（4.10）得到：mmmmrad所以變速器二軸在一檔工作時滿足剛度要求。同理：變速器在一檔時中間軸符合剛度要求變速器二軸在二檔工作時滿足剛度要求。變速器在二檔時中間軸符合剛度要求。變速器二軸在三檔工作時滿足剛度要求。變速器在三檔時中間軸符合剛度要求。變速器二軸在四檔工作時滿足剛度要求。6.5 花鍵的計算根據(jù)選定的軸徑和所給參考圖樣，選擇花鍵如下：第一軸矩形花鍵尺寸：第二軸前端花鍵：第二軸中部花鍵：第二軸后端輸出：花鍵的擠壓應力參考汽車設計P124，得式中：所傳遞的扭矩 ； 扭矩在花鍵上分配不均勻系數(shù)，； 花鍵齒數(shù)； 鍵的工作高度， ； 鍵的工作長度； 花鍵平均直徑， ； 花鍵外徑； 花鍵內徑。對于有載荷的滑動連接，使用條件良好時取二軸一、倒檔聯(lián)結矩形花鍵，所以此花鍵強度足夠。第二軸二、三檔聯(lián)結處漸開線花鍵： ，所以此花鍵強度足夠。第二軸四、五檔聯(lián)結處漸開線花鍵： ，所以此花鍵強度足夠。二軸四、五檔處矩形花鍵： ，所以此花鍵強度足夠。重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 7 軸承的選擇與校核7 軸承的選擇與校核軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。，式子中，h7.1一軸軸承的選擇與校核（1）初選軸承型號根據(jù)軸承處直徑選擇6208型號軸承，查得：KN，KN（2）計算軸承當量動載荷P當變速器在一檔工作時軸承受到的力分別為：N，N，N， 查機械原理與設計得到，查機械原理與設計得到，當量動載荷計算 （4.12）將各已知參數(shù)代入式（4.12）：在1.2到1.8之間取，取為1.3，軸承壽命計算公式為： （4.13）將個已知參數(shù)代入式（4.13）得到：h對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。，式子中，h。 如表7.1所示，變速器各檔位相對工作使用率為：表7.1五檔變速器各檔位相對工作使用率車型檔位數(shù)最高檔傳動比/%變速器檔位貨車5113516755113126420所以所選軸承滿足設計要求。當變速器在四檔工作時軸承受到的力分別為：N，N查機械原理與設計得到，查表機械原理與設計得到當量動載荷計算代入式（4.12）：在1.2到1.8之間取，取為1.3，將個已知參數(shù)代入式（4.13）得到：對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。本設計為貨車，式子中，h。=606.08所以軸承符合要求。7.2中間軸軸承的選擇與校核初選軸承型號根據(jù)中間軸裝軸承處軸直徑選擇32207型號軸承，查得KN，KN，軸承受力為：N，N，N，N軸承內部軸向力為：N，N，假設左側為1，右側為2，N，N，所以：N，N左側，則代入式（4.12）得：在1.2到1.8之間取，取為1.3， 代入式（4.13）得到：=606.08所以滿足使用要求。同理：中間軸右側和二軸軸承同樣滿足使用要求。重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 8 同步器及操縱機構的選擇8 同步器及操縱機構的選擇8.1同步器同步器是變速器換檔機構的主要部件，能保證汽車穩(wěn)定換檔，防止齒輪的撞擊損壞。同步器有常壓式、慣性式和增力式三種?，F(xiàn)在得到最廣泛的是慣性式同步器。8.1.1同步器工作原理目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面產(chǎn)生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時間內達到同步狀態(tài)。同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。本設計考慮到所設計的為輕型貨車選用鎖環(huán)式同步器作為設計對象。8.1.2慣性同步器慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。本設計選擇鎖環(huán)式同步器。（1）鎖環(huán)式同步器結構如圖8-1所示，鎖環(huán)式同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)4或7和齒輪1或9凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)4或7上的齒和做在嚙合套10上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑塊壓向嚙合套。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上。滑塊兩端伸入鎖環(huán)缺口內，而缺口的餓尺寸要比滑塊寬一個接合齒。（2）鎖環(huán)式同步器工作原理換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存