大眾速騰五檔手動變速器設計,大眾速騰五檔手動變速器設計,大眾,群眾,五檔,手動,變速器,設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1 本次設計的目的意義 隨著經濟和科學技術的不斷發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產業(yè)，汽車的使用已經遍布全國。而隨著我國人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級消費品已進入平常家庭。 在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨的是機遇和挑戰(zhàn)。隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速發(fā)展，如何設計出經濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經是當前汽車設計者的緊迫問題。在面臨著前所未有機遇同時不得不承認在許多技術上，我國與發(fā)達國家還存在著一定的差距。 發(fā)動機的輸出轉速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉速區(qū)出現。為了發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能，就必須有一套變速裝置，來協調發(fā)動機的轉速和車輪的實際行駛速度。在經濟方面考慮合適的變速器也非常重。本次設計對轎車變速器的結構進行了介紹，闡述了轎車主要參數的確定，在機構方面選擇了機械式變速器確定變速設計的主要參數，在變速器的壽命方面以及與變速器相關的操縱機構也進行了介紹。 1.2 變速器的發(fā)展現狀 汽車問世百余年來，特別是從汽車的大批量生產及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車已經成為世界經濟的發(fā)展、為人類進入現代生活，產生了無法估量的巨大影響，為人類社會的進步做出了不可磨滅的巨大貢獻，掀起了一場劃時代的革命。自從汽車采用內燃機作為動力裝置開始變速器就成為了汽車重要的組成部分，現代汽車廣泛采用的往復活塞式內燃機具有體積小、質量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點，但其轉矩和轉速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內變化，故其性能與汽車的動力性和經濟性之間存在著較大的矛盾，這對矛盾靠現代汽車的內燃機本身是無法解決的。因此在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器，以達到減速增矩的目的。變速器對整車的動力性與經濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。汽車行駛的速度是不斷變化的，即要求汽車變速器的變速必要盡量多，盡管傳統的齒輪變速器并不理想但以其結構簡單、效率高、功率大三大顯著特點依然占領者汽車變速器的主流地位。雖然傳統機械師的手動變速器具有換擋沖擊大，體積大，操縱麻煩等諸多缺點，但仍以其傳動效率高、生產制造工藝成熟以及成本低等特點，廣泛應用于現代汽車上。 早在1889年，法國標致研制成功世界上第一臺手動機械式4擋齒輪傳動汽車變速器。在現在汽車中，變速器的結構對汽車的動力性、經濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數作優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒檔安全裝置可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自動脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，降低噪聲水平已成為提高變速器質量和設計、工藝水平的關鍵。隨著汽車技術的發(fā)展，增力式同步器，雙中間軸變速器，后置常嚙合傳動齒輪變速器，各種自動、半自動以及電子控制的自動換擋機構等新結構也相繼問世。 到目前為止變速器主要經歷了以下發(fā)展階段： 1)手動變速器 手動變速器（MT:Manual Transmission）主要采用了齒輪傳動的降速原理。變速器內多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛的換擋工作，也就是通過操縱機構式變速器內不同的齒輪副工作。如在低速時，讓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。由于每檔的齒輪組的齒數是固定的，所以各檔的速度比是個定值。手動變速器是最常見的變速器，它的基本構造用一句話概括，就是兩軸一中軸，即指輸入軸、輸出軸和中間軸，它們構成了變速器的主體，當然還有一根倒檔軸。手動變速器又稱為手動齒輪變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達到變速變矩的目的。手動變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結構簡單、故障相對較低、物美價廉。 手動變速器也有自身的缺點：在當今的大城市中，“堵車”現象愈演愈烈，駕駛員需要頻繁地踩離合器換擋，體力消耗大，發(fā)動機很難工作在最佳的狀態(tài)，動力性沒有完全發(fā)揮，經濟性差，排氣中有害物質含量高，污染嚴重。 2)自動變速器 自動變速器（AT:Automatic Transmission）是根據車速和負荷來進行雙參數控制，檔位根據上面的兩個參數來自動升降。AT與MT的共同點，就是二者都是有級式變速器，只不過AT能根據車速的快慢來自動實現換擋，可以消除手動變速器“頓挫”的換擋感覺。AT的結構與手動變速器相比，液力自動變速器在結構和使用上有很大不同。手動變速器主要由齒輪和軸組成，通過不同的齒輪組合產生變速變矩；而自動變速器是液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱系統組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩。自動變速器采用液力便舉起來代替離合器，因此減少了離合器換擋帶來的沖擊，檔位少變化大，連接平穩(wěn)，因此容易操作，提高駕駛方便性，減少駕駛員的勞動強度，也提高了駕駛員的舒適性。 自動變速器也存在不足之處：一是對速度變化反應慢，沒有手動離合器靈敏，因此許多駕駛員選用手動變速器車；二是費油不經濟，液力變矩器的傳動效率不高，變矩范圍有限，近幾年引入電子控制技術對此做了改進；三是機構復雜，維修困難。在液力變矩器內告訴循環(huán)流動的液壓油會產生高溫所以要用指定的耐高溫液壓油。 機械式自動變速器是在傳統干式離合器和手動齒輪變速器的基礎上改造而成主要改變了手動換擋操縱部分。即在手動變速器結構不變的情況下改用電子控制來實現自動換擋。機械式自動變速器控制單元（簡稱ECU）的輸入信號有駕駛員的意圖（加速踏板的位置和黨委的選擇）和汽車的工作狀態(tài)（包括發(fā)動機轉速、節(jié)氣門開度、車速等） 3)無級變速器 無級變速器（CVT：Continuously Variable Transmission），又稱為連續(xù)變速式無級變速器。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別是它省去了復雜而笨重的齒輪組合變速傳動。金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組、從動輪組、金屬帶和液壓泵等基本部件主動和被動工作輪由固定和可動兩部分組成，形成V型槽，與金屬片構成的金屬帶嚙合。當主動輪和被動輪和被動輪可動部分作軸向移動時，相應改變主動輪與從動輪上傳動帶的接觸半徑，從而改變傳動比?？蓜虞喌妮S向移動通過液壓控制系統進行連續(xù)的調節(jié)可實現無級變速。 4)無限變速式機械無級變速器 無限變速式機械無級變速器（IVT:Infinitely Variable Transmission）由英國Torotrak公司研發(fā)出來，只是業(yè)界一直將他視為CVT，直至2003年3月在美國底特律舉行的SAE（美國汽車工程師學會）年會上才將他單獨分類。IVT采用的是一種摩擦板式變速原理。早在1905年就出現過這種無級變速器，它由圓盤和滾輪構成，結構簡單，但由于摩擦本身帶來的能量損耗大，發(fā)熱量高，傳遞轉矩小和材料不耐用等缺點，沒有進行批量生產。這種變速器原理便是今天的IVT的基礎。 IVT與其它自動變速器之一是不使用變矩器，Torotrak 公司開發(fā)的IVT使用了2套離合器，驅動力由一套稱為Variato的裝置傳遞，通過鎖止離合器和行星齒輪機構將動力傳遞至傳動軸。IVT的核心部分由輸入傳動盤、輸出傳動盤分別位于兩端，輸出傳動盤只有1個位于中間位置，Variato傳動盤則夾于輸入傳動盤和輸出傳動盤中間，他們之間的接觸點以潤滑油作介質，金金屬間不接觸，通過改變Variato裝置的角度變化而實現傳動比的連續(xù)而無限的變化。 回顧變速器的技術的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統的主要組成部分，其技術的發(fā)展是衡量汽車技術水平的一項主要依據。21世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術發(fā)展的重要領域，這些領域的科技進步推動了變速器的發(fā)展。并且向著節(jié)能與環(huán)境保護；應用新型材料；高性能、成本低、微型化；智能化、集成化發(fā)展。 1.3 變速器設計面臨的主要問題 在汽車工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價格的日益上漲和運用在汽車各種配件上的技術日趨成熟，變速器發(fā)展面臨的主要問題如下： 1. 如何設計出節(jié)能環(huán)保、經濟型的變速器，將是變速器乃至汽車發(fā)展所要面臨的一個巨大問題。 2. 自動變速器之所以發(fā)展如此迅速是因為它操縱起來簡單方便，但同時也減少了駕車樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時，又能使操縱更加方便快捷，也是變速器設計時要考慮的一個重要問題。 3. 如何設計出結構簡單、傳動效率更高、使汽車車速變化更加平穩(wěn)以及駕車舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設計所要攻克的技術難關。 第2章 變速器的總體方案設計 2.1 變速器的功用及設計要求 變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置，又稱變速箱。它作為汽車動力系統重要的組成部分，主要用于轉變從發(fā)動機曲軸傳出的轉矩和轉速，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輪牽引力以及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在啟動發(fā)動機以及汽車滑行或停車時使發(fā)動機傳動系保持分離；必要時還應有動力輸出功能。 為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下設計要求： 1. 保證汽車有必要的動力性和經濟型。 2. 設置空擋。用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3. 設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4. 設置動力傳輸裝置，需要時進行功率輸出。 5. 換擋迅速、省力、方便。 6. 工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現象發(fā)生。 7. 變速器應有高的工作效率。 8. 變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應該滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器擋數、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大。 2.2變速器傳動機構的形式選擇與結構分析 變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式。有級變速器根據前進擋的不同可以分為三、四、五檔和多檔變速器；按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線和綜合式。其中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。 2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器 現代汽車大多采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案。 三軸式變速器如圖2.1所示，其第一周的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪聲也小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其它前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 1. 第一軸；2.第二軸；3.中間軸 圖2.1轎車三軸式四檔變速器 1.第一軸；2.第二軸；3.同步器 圖2.2轎車兩軸式變速器 兩軸式變速器如圖2.2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力傳動系統緊湊、操縱性良好且可使汽車質量降低6%-10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳東西的結構簡單。如圖所示兩軸式變速器的輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可使用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪外，其他檔均采用常嚙合齒輪傳動；個檔的同步器多裝在輸出軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可裝在輸入軸后端如圖所示。 兩軸式變速器沒有直接檔因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是他的缺點。另外低檔傳動比的上限也受到較大的限制，但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。 本設計的變速器采用兩軸式變速器。 2.2.2倒檔的布置方案 常見的倒檔結構方案有以下幾種： 圖2.3倒檔布置方案 圖2.1a為常見的倒檔布置方案。在前進擋的傳動路線中加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛應用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 圖2.1b所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合使換擋困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 圖2.1c所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換擋程序不合理。 圖2.1d所示方案針對前者的缺點作了修改，因而經常載貨車變速器中使用。 圖2.1e所示方案將中間軸上的一、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，有的貨車倒擋傳動采用圖2-61所示方案。其缺點是一，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構復雜一些 本設計采用圖2f所示的傳動方案。 2.3 變速器主要零件的結構方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結構形式、軸承型式等因素。 2.3.1齒輪型式 齒輪型式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。 有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數目，從而可采用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪使用壽命長，工作時噪聲低；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使斜齒圓柱齒輪數增加，導致變速器的轉動慣量增大。 直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。 2.3.2 換擋結構形式 現在大多數汽車的變速器都采用同步器換擋。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性，此外，該種形式還有利于實現操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛用于各式變速器中。 在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現同步的。但它可以從結構上保證結合與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。 2.3.3 軸承型式 變速器軸承采用圓錐滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓柱滾子軸承、滑動軸套等。 在本設計中采用圓錐滾子軸承和滾針軸承。 2.4傳動方案的最終確定 通過對變速器型式、傳動方案及主要零件結構方案的分析與選擇，并根據設計任務與要求，最終確定的傳動方案如圖2.4 圖2.4變速器傳動簡圖 2.5本章小結 本章主要對變速器的功用進行了介紹，對變速器傳動機構的型式與結構進行了分析對兩軸式、三軸式變速器進行了介紹并結合已有的變速器傳動方案在本次設計的基礎上對變速器的傳動方案進行最終的確定，并對變速器上主要零件的結構方案進行了分析與介紹。 第3章 變速器主要參數的選擇與計算 3.1設計初始數據 最高車速： =185Km/h 發(fā)動機功率：=74KW 轉矩： =145 總質量： =1353Kg 車輪： 205/55R16 r=315.95 3.2變速器各擋傳動比的確定 初選傳動比： = (3.1) 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉速 —車輪半徑 —變速器最小傳動比 乘用車取0.85 —主減速器傳動比 =9550× (3.2) 所以，=9550×=4874r/min =0.377×=0.377×=3.9 (3.3) 最大傳動比的選擇： ①滿足最大爬坡度。 （3.4） 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質量，—重力加速度，=13530N； —發(fā)動機最大轉矩，=145N.m； —主減速器傳動比，=3.9 —傳動系效率，=90%； —車輪半徑，=0.316m； —滾動阻力系數； —爬坡度，取=16.7° 帶入數值計算得 ① ②滿足附著條件： ·φ （3.5） Φ為附著系數，取值范圍為0.5-0.6，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 ； 計算得≤5.418 ； ② 由①②得2.52≤≤5.418 ； 取=3.4 ； 校核最大傳動比 ； 在3.0~4.5范圍內，故符合。 其他各擋傳動比的確定： 按等比級數原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： （3.6） 式中：—常數，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，，， ==1.44 所以其他各擋傳動比為： =3.45， ==2.36，==1.64，==1.14 ，=0.8 3.3中心距A的確定 初選中心距：發(fā)動機前置前驅的乘用車變速器中心距A，可根據發(fā)動機排量與變速器中心距A的統計數據初選。 A=K ——中心距系數；=8.9~9.3.， ——變速器傳動比 ，——變速器傳動效率 取=96%，——發(fā)動機的最大輸出轉矩，單位為（Nm）； —72.83 所以A初選： 72mm 3.4齒輪參數 3.4.1 模數 對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數。 嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換擋如圖表3.1與表3.2。 表3.1　汽車變速器齒輪法向模數 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14 ＞14.0 模數/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50~6.00 表3.2　汽車變速器常用齒輪模數 一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 —— 發(fā)動機排量為1.6L，根據表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數定為2.25-2.75mm。 3.4.2 壓力角 理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用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°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。 3.4.3 螺旋角 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。 乘用車兩軸式變速器螺旋角：20°～25° 3.4.4 齒寬 直齒，為齒寬系數，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒，取為6.0～8.5。 3.4.5 齒頂高系數 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. 3.5本章小結 本章通過對初始數據的計算確定變速器的最大傳動比，然后根據最大傳動比，確定擋數及各擋傳動比的大小，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數，壓力角，螺旋角，齒寬等參數，為下一章齒輪參數的計算做準備。 第4章 齒輪的設計計算與校核 4.1齒輪的設計與計算 4.1.1 一擋齒輪齒數的分配 一擋齒輪為斜齒輪，模數為2.75，初選=23° 一擋傳動比為 （4.1） 為了求，的齒數，先求其齒數和， 斜齒 （4.2） ==48.2取整為48 即=11 =37 對中心距進行修正 因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。 ==71.7mm （4.3） 對一擋齒輪進行角度變位： 端面嚙合角 ： tan=tan/cos （4.4） =21.43° 嚙合角 ： cos= (4.5) =22.03° 變位系數之和 （4.6） 查變位系數線圖得： 對修正 （4.7） 計算一擋齒輪1、2參數： 分度圓直徑 =2.75×11/cos23°=33mm =2.75×37/23°=111mm 齒頂高 =3019mm =1.76mm 式中： =0.11 = 0.42-0.11 = 0.31 齒根高 =2.145mm =3.575mm 齒頂圓直徑 =36.38mm =114.52mm 齒根圓直徑 =28.71mm =103.85mm 當量齒數 =14.28 =48.04 4.1.2 二擋齒輪齒數的分配 二擋齒輪為斜齒輪，模數為2.75，初選=25° ==48.2取整為48 =14 =34 對二擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 =71.7mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.43° 端面嚙合角 變位系數之和 0.3 查變位系數線圖得： 0.3 =0.41 = 對修正 二擋齒輪參數： 分度圓直徑 =42mm =102mm 齒頂高 =3.355mm =1.925mm 式中： = 0.11 =0.19 齒根高 =2.31mm =3.74mm 齒頂圓直徑 =48.71mm =105.85mm 齒根圓直徑 =37.38mm =94.52mm 當量齒數 =18.18 =44.14 4.1.3 三擋齒輪齒數的分配 三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數為2.75 =1.66 =48 得=18，=30 對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋? 理論中心距 =71.18mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.43° 端面嚙合角 = 變位系數之和 0.62 查變位系數線圖得： =0.42 = 0.2 對修正 三擋齒輪5、6參數： 分度圓直徑 =54mm =90mm 齒頂高 =2.283mm =2.288mm 式中： = 0.3 =0.32 齒根高 =2.283mm =3.938mm 齒頂圓直徑 =56.245mm =84.686mm 齒根圓直徑 =46.191mm =74.633mm 當量齒數 =26.389 =42.660 4.1.4 四擋齒輪齒數的分配 四擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數=2.75 = =22.47，取整為22=26 對四擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 =71.18mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.43° 端面嚙合角 變位系數之和 0.58 查變位系數線圖得： =0.48 = 0.1 對修正 四擋齒輪7、8參數： 分度圓直徑 =65.99mm =77.99mm 齒頂高 =3.3mm =2.26mm 式中： =0.3 =0.28 齒根高 =2.12mm =3.16mm 齒頂圓直徑 =72.6mm =80.51mm 齒根圓直徑 =61.76mm =70.8mm 當量齒數 =28.56 =33.75 4.1.5 五擋齒輪齒數的分配 五擋齒輪為斜齒輪，初選=25°模數=2.75 = 取整為47 =26 =21 對五擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 =71.3mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.88° 端面嚙合角 變位系數之和 0.58 查變位系數線圖得： = 0.25 = 0.33 對修正 五擋齒輪9、10參數： 分度圓直徑 =79.69mm =54.34mm 齒頂高 =1.98mm =2.2mm 式中： =-0.25 =0.53 齒根高 =2.75mm =2.53mm 齒頂圓直徑 =83.65mm =68.74mm 齒根圓直徑 =74.19mm =58.28mm 當量齒數 =35.96 =29.04 4.1.6 倒擋齒輪齒數的分配 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，可計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=13，=23，則： = =49.5mm 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 =2×72－2.75×(13+2)－1 =101.75mm =－2 =35 計算倒擋軸和輸出軸的中心距 = =81.1mm 計算倒擋傳動比 =2.77 4.2輪齒的強度計算與材料選擇 4.2.1 齒輪的損壞原因 齒輪的損壞形式分三種：齒輪折斷、齒面疲勞剝落和移動換擋齒輪端部破壞。 4.2.2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30～50HBS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 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： 滲碳層深度0.8～1.2 時滲碳層深度0.9～1.3 時滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC。 對于大模數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。 4.2.3計算各軸的轉矩 發(fā)動機最大扭矩為145N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 輸入軸 ==145×99%×96%=137.81 N.m 輸出軸一擋 =137.81×0.96×0.99×38/11=452.46N.m 輸出軸二擋 =137.81×0.96×0.99×35/15=305.61N.m 輸出軸三擋 =137.81×0.96×0.99×31/19=213.7N.m 輸出軸四擋 =137.81×0.96×0.99×27/23=153.75N.m 輸出軸五擋 =137.81×0.96×0.99×22/28=102.91N.m 倒擋 =150×(0.96×0.99)×37/13=354.28N.m 4.2.4輪齒彎曲強度計算 1、倒檔直齒 輪彎曲應力如圖4.1 （4.8） 式中：—彎曲應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應力集中系數，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數，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； —齒寬（mm）； —模數； —齒形系數，如圖4.1。 圖4.1 齒形系數圖 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，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。 計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力 ，， =13，=37，=23，=0.136，=0.132，=0.149， = =618.98MPa<400～850MPa = =471.3MPa<400～850MPa = = 462.26MPa<400～850MPa 2、 斜齒輪彎曲應力 （4.9） 式中：—計算載荷，N·mm； —法向模數，mm； —齒數； —斜齒輪螺旋角； —應力集中系數，=1.50； —齒形系數，可按當量齒數在圖中查得； —齒寬系數 —重合度影響系數，=2.0。 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，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 （1）計算一擋齒輪1，2的彎曲應力 ， =11，=37，=0.16，=0.13，=452.46N.m，=137.81N.m， = =235.51MPa<180～350MPa = =229.13MPa<180～350MPa （2）計算二擋齒輪3，4的彎曲應力 =14，=34，=0.162，=0.143，=305.61N.m，=137.81N.m， =332.3MPa<180～350MPa =343.76MPa<180～350MPa （3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力 =18，=30，=0.164，=0.157，=213.7N.m，=137.81N.m =255.33MPa<180～350MPa =272.45MPa<180～350MPa （4）計算四擋齒輪7，8的彎曲應力 =22，=26，=0.134，=0.145，=153.75N.m，=137.81N.m =255.68MPa<180～350MPa =233.68MPa<180～350MPa （5）計算五擋齒輪9，10的彎曲應力 =26，=21，=0.144，=0.147，=137.81N.m，=153.75N.m =187.06MPa<180～350MPa =224.11MPa<180～350MPa 4.2.5輪齒接觸應力σj （4.10） 式中：—輪齒的接觸應力，MPa； —計算載荷，N.mm； —節(jié)圓直徑，mm； —節(jié)點處壓力角，°，—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計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.2。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 表4.2　變速器齒輪的許用接觸應力 （1）計算一擋齒輪1，2的接觸應力 =456.192N.m，=137.81N.m， ，， ， =u =6.72mm =21.4mm = =1802.4MPa<1900～2000MPa = =1780.8MPa<1900～2000MPa （2）計算二擋齒輪3，4的接觸應力 =305.61N.m，=137.81N.m，， ， =8.55mm =20.76mm = =1332.92MPa<1300～1400MPa = =1308.92MPa<1300～1400MPa （3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力 =213.7N.m，=137.81N.m，，， ， =18.31mm =10.99mm = =1213.51MPa<1300～1400MPa = =1170.53MPa<1300～1400MPa （4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力 =153.75N.m，=137.81N.m，， ， =15.87mm =13.43mm = =1127.02MPa<1300～1400MPa = =1095.03MPa<1300～1400MPa （5）五擋齒輪9，10的接觸應力 =137.81N.m，=102.91N.m，，， ， =16.91mm =13.66mm = =845.38MPa<1300～1400MPa = = 483.22MPa<1300～1400MPa 4.3本章小結 本章根據第3章計算出主減速器的傳動比，計算出變速器的各擋傳動比；確定齒輪的參數，齒輪的模數、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數；并根據各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數，同時對各擋齒輪進行變位。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，然后計算出各擋齒輪的轉矩。根據齒形系數圖查出各齒輪的齒形系數，計算輪齒的彎曲應力和接觸應力。最后計算出各擋齒輪所受的力。 第5章 軸的設計與計算及軸承的選擇與校核 5.1軸的設計計算 5.1.1 軸的工藝要求 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。 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)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。 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。 5.1.2 初選軸的直徑 傳動軸的強度設計只需按照扭轉強度進行計算，輸入軸軸頸 =103×取整后d=25mm （5.1） 圖5.1 軸的示意圖 5.1.3 軸的剛度計算 若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式計算 （5.2） （5.3） （5.4） 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），=2.1×105MPa； —慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、—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。 （5.5） 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。 變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與強度 軸的剛度 圖5.2 輸入軸受力分析圖 一擋齒輪所受力 N N N mm，，mm mm 輸入軸 （5.6） =0.089mm （5.7） =0.114 =0.0008rad0.002rad （5.8） 輸出軸 =0.008 =0.02 =0.0006 rad0.002rad 5.1.4 軸的強度計算 一擋時撓度最大，最危險，因此校核。 輸入軸的強度校核 圖5.3 輸入軸的強度分析圖 1)豎直平面面上 得 =2384.09N 豎直力矩=156157.6N.mm 2)水平面內上 =2134.4 由以上式可得=139803.185N.mm 按第三強度理論得： N.mm 輸出軸強度校核 8152.43 3237.08 3554.93 1)豎直平面面上 得 =2327.09N 豎直力矩=152424.1N.mm 2)水平面內上彎矩 由上式可得=256678.78N.mm 按第三強度理論得： N.mm 因此該軸符合強度要求 5.2軸承的選擇及校核 5.2.1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，30205（左右），由《機械設計手冊》查得代號為30205的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預期壽命：=10×300×8=24000h 校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內支反力、 += 由以上兩式可得=3112.61N，=203.76N Ⅱ）、內部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6 (5.9) Ⅲ）、軸向力和 由于 所以左側軸承被放松，右側軸承被壓緊 Ⅳ）、求當量動載荷 查機械設計課程設計得 故右側軸承X=0.67 左側軸承X=0.4 徑向當量動載荷 (5.10) =1.2×（0.67×3316.37+1.6×63.675）=2788.62N 校核軸承壽命 預期壽命 ，為壽命系數，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。(5.11) =41788.78h＞=24000h合格 5.2.2 輸出軸軸承校核 初選輸出軸的軸承型號，30206（左右），由《機械設計手冊》查得代號為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預期壽命：=10×300×8=24000h 校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=198.89N，=3038.19N Ⅱ）、內部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6 Ⅲ）、軸向力和 由于 所以右側軸承被放松，左側軸承被壓緊 Ⅳ）、求當量動載荷 查機械設計課程設計