汽車兩軸式五檔變速箱設計含CATIA三維及16張CAD圖,汽車,兩軸式,五檔,變速箱,設計,catia,三維,16,cad 附錄1 距1894年，一個法國工程師給一輛汽車裝上世界上第一個變速器至今，汽車變速器已經經過了一百多年的發(fā)展。變速器為汽車重要的組成部分，是承擔放大發(fā)動機扭矩，配合引擎功扭特性，實現(xiàn)理想動力傳遞，從而適應各種路況實現(xiàn)汽車行駛的主要裝置。 使用最早的是手動變速器。后來為了方便駕駛，在領個相鄰齒輪間裝上了同步器，依靠同步器的作用，我們換擋就不需要去判斷車速了。目前手動變速器依然在汽車界應用非常廣泛，自動變速器是個趨勢，但手動變速器確是駕駛樂趣的極大體現(xiàn)者。 傳統(tǒng)的變速器利用不同的齒輪搭配實現(xiàn)了換擋変扭的目的，而齒輪搭配的變換就只有靠腳踩離合手拉擋桿來實現(xiàn)，這就是所謂的手動變速器。為實現(xiàn)輕松換擋，取消離合腳踏和手動掛擋的AT(AutomaticTransmission)變速器出現(xiàn)了，它主要利用液力變扭器配合傳統(tǒng)機械齒輪箱實現(xiàn)換擋功能。其實早在1948年的通用的奧茲莫比爾汽車上就已經出現(xiàn)了如今自動變速器的雛形，不過那時的自動變速器僅僅是加了液力耦合器的手動變速器而已。 因為AT使用得較早，所以英文定名就叫“自動變速器”。然而，AT并不等同于自動變速器。只要能實現(xiàn)自動換擋變速的便可叫自動變速器，要達到此目的其實途徑很多：除AT外，還包括了無級變速器等其它形式。但以前的命名也無法推翻，所以我們姑且這樣認為：自動變速器（AT）包括：液力變速（AT）,電控變速（ECT）,無極變速（CVT）. 1908年，福特T型車最早采用一種兩個速比的自動變速器。其構造是采用多組齒輪，并且分成中央齒輪和周邊齒輪，最外邊則是一個轉輪，隨著中央齒輪從發(fā)動機引入的扭矩不同，齒輪組相機行事，從而得到高低不一的轉速，包括倒車檔的反向旋轉。轉輪式自動變速器存在一個缺點，即起步加速時令人有一種車輪打滑的感覺，于是駕車人會猛加油門，但車速又并不隨即增高。目前已有一些廠家，如日產和菲亞特，求助于電子裝置來設法消除這一缺點，日產Primera的6速變速器與菲亞特Punto的7速變速器便是這番努力的結果。駕車者根本無需扳動手柄，便可以輕松自如地改變車速。 雖然自動變速器不斷地演變進步，但始終有缺點，即車速的反應與踏板的動作之間總有一定的差距，駕駛中缺乏直覺的印象。1969年出現(xiàn)的電子控制系統(tǒng)及1982年出現(xiàn)的數字技術對此作了改進。 隨著發(fā)動機燃油噴射與點火裝置的不斷完善，自動變速器也有新的花樣，如設置了“運動式’或“雪地行駛”等不同的操控方式，有的在儀表盤上設有一個印有S字母的按鈕，可以在加速時變得格外迅捷；或者印有雪花圖案代表雪地行駛的按鈕，可避免在起步時打滑。更有甚者，新一代“隨機應變式”變速器還可以順應駕車者不同的習慣、相應的反應、使駕駛變得更加得心應手。將自動變速器智能化，并且普及到大眾化的汽車上，這是法國人的功勞。1997年標致206與雷諾Clio率先采用了最先進的電腦控制技術及被稱為“fuzzylogie”的原理，即“模糊邏輯”。這樣的汽車可以依據駕車者的性情、路面的狀況、車身的負荷乃至周邊環(huán)境等多種因素，在9種程式中挑選最適合的功能，實現(xiàn)智能化駕駛，以充分發(fā)揮車輛的性能，降低油耗，確保安全。如今無級變速器即CVT(ContinuouslyVariableTransmission)也已大量使用，無級變速器在變速系統(tǒng)中不使用齒輪，提供平穩(wěn)和“無級的”速比轉換的變速系統(tǒng)，同時具有重量輕、體積小、零件少的特點，是公認的理想的汽車傳動裝置。相比較AT，CVT無極變速器主要是在傳動方式上有所不同。后者是采用傳動鋼帶和工作直徑可變的主、從動輪相配合來傳遞動力，從而實現(xiàn)傳動比的連續(xù)改變。 然而，傳統(tǒng)CVT在技術上存在著的弱點，如傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷等等，使得該變速器一直以來多應用在小排量、低功率的汽車上。隨著技術的發(fā)展，能源危機引發(fā)全球性的節(jié)約能源和環(huán)境保護意識的提高，在總結第一代的CVT的經驗基礎上，人們開發(fā)出了性能更佳，轉矩容量更大的CVT。但目前在要求打扭矩的車型上無級變速器依然無法擔當重任。 與無級變速器共同發(fā)展的電控自動變速器又迎來了DSG（雙離合器自動變速器）的普及，如今大眾汽車已經開始將以前只應用于超級跑車的技術應用到了普通家用轎車上來了。DSG技術使得自動變速器換擋更加迅捷，動力損失更小，因此更加節(jié)油。 自動變速器的發(fā)展使汽車好像有了人的智慧，甚至比人更善于思索。它根據外界路面的變化，經過計算，代替人作出準確聰明的決斷。 附錄2 From 1894, a French engineer to a car fitted with the world's first transmission date, transmission has been car a hundred years of development. Important for the automotive transmission component of the commitment to enlarge the engine torque, torsional characteristics of reactive power with the engine, to achieve the desired power transmission, and thus adapt to various road conditions to achieve the main devices driving. The first is the use of manual transmission. Later, for the convenience of motorists, in the collar between adjacent gear fitted with a synchronizer, the synchronizer rely on, and we do not need to shift to judge the speed. Manual transmission is still present in the automotive industry a wide range of applications, automatic transmission is a trend, but the manual transmission is great fun, embodied persons. The traditional gear transmission with the use of different shift achieved the purpose of twisting, but with the change of gear by foot only hand-off to achieve, and this is the so-called manual transmission. Easily shift to achieve the abolition of clutch pedal and manual the AT (AutomaticTransmission) transmission occurred, it is the main browser using hydraulic Torque traditional mechanical gearbox with the shift function to achieve. In fact, as early as the 1948 Oldsmobile car GM has already emerged on the automatic transmission is now taking shape, but then the automatic transmission is only the addition of hydraulic coupler manual transmission only. AT used because earlier, so the English name is called "automatic transmission." However, AT is not the same as in the automatic transmission. As long as we can to achieve the automatic transmission shift automatic transmission can be called, it is necessary to achieve this in fact means a lot: In addition to AT, but also includes other forms of CVT. However, before the overthrow of the name can not, so let us not think so: automatic transmission (AT) including: hydraulic transmission (AT), Electronically Controlled Transmission (ECT), non-polar transmission (CVT). 1908 Ford Model T the first use of a two-speed ratio automatic transmission. Constructed using multiple sets of gear, and gear into the central and peripheral gear, the outside is a runner, with the introduction of the central gear of the torque from the engine is different from camera gear groups so as to be different levels of speed, including Reverse rotation reversing file. Runner-type automatic transmission, there is a drawback, that is, when people start to accelerate there is a feeling of spin the wheels, so drivers will be meng refueling door, but does not immediately increase the speed again. At present, some manufacturers such as Nissan and Fiat, have recourse to some electronic device to try to eliminate this shortcoming, Nissan Primera and the 6-speed transmission Fiat Punto 7-speed gearbox is the result of this effort. Drivers pulled no need to handle, they can easily change the speed. Although the automatic transmission continue to evolve and progress, but there will always be a drawback, that is, the response speed of action and between the pedal there will always be a gap, driving in the impression of a lack of intuition. Appeared in 1969 and the electronic control systems appeared in 1982, which was to improve digital technology. With the engine fuel injection and ignition devices continued to be refined, automatic transmission is also new tricks, such as set up a "campaign-style 'or" snow road ", such as the manipulation of different ways, some in the instrument panel has a bearing S letter button, you can become extremely rapid acceleration; or snowflake patterns are printed on the button on behalf of the snow moving to avoid slipping in the start. Even worse, a new generation of "adaptable style" Transmission can also adapt to motorists different habits, the corresponding reaction, so that drivers will become more user-friendly. the intelligent automatic transmission, and spread to the vehicle mass, which is a credit to the French. in 1997 with the Renault Clio Peugeot 206 took the lead in the most advanced computer-controlled technology and is known as "fuzzylogie" the principle that "fuzzy logic." This car can drive based on the temperament, road conditions, vehicle load and the surrounding environment and other factors, in the nine kinds of programs select the most suitable function, the realization of intelligent driving, in order to give full play to the vehicle performance and reduce fuel consumption and ensure safety. now that is, continuously variable transmission CVT (ContinuouslyVariableTransmission) also have been widely used, continuously variable transmission system in the non-use of gears, to provide smooth and "no class" conversion ratio of the transmission system at the same time light weight, small size, the characteristics of small parts, is recognized as the ideal vehicle transmission. compared to AT, CVT transmission wuji primarily in the drive way there different. The latter is the use of drive belts and the work of the main variable diameter driven wheel to transfer power line in order to achieve the continuous transmission ratio change. However, the traditional CVT technical weaknesses exist, such as the transmission belt easily damaged, can not afford a larger load, etc., makes the transmission has been used in more than a small displacement, low-power vehicles. As technology advances, the energy crisis triggered a global energy conservation and environmental protection awareness, at the conclusion of the first generation of CVT based on the experience, people develop a better performance, greater torque capacity CVT. However, playing in the torque requirements on the CVT model is still unable to take on heavy responsibilities. Continuously Variable Transmission and the common development of electronically controlled automatic transmission also ushered in DSG (dual clutch automatic transmission) the popularity of Volkswagen has now started to apply only to the super sports car before the technology is applied to the ordinary family car has been up. DSG automatic transmission shifting technology enables faster, less power loss, so more fuel-efficient. The development of automatic transmission car seems to have wisdom, and even more good than people think. It changes according to the road outside, after the calculation, instead of smart people to make an accurate decision. 變速箱應用及發(fā)展趨勢 摘 要 汽車變速箱的主要功能是滿足汽車在前進的過程中對速度的不同要求。除此之外，變速箱還可以用于汽車的倒退，在重要的時候還應存在動力的輸出這項功能。 變速箱按輸出轉矩給設計系列分級，不同的車型選擇不同的變速箱，也可以根據汽車制造性能的具體要求自行進行設計制造。還可以根據性能要求類似的汽車類型在實際檢測中產生的隨機載荷，利用數學總結中統(tǒng)計分析的方法制成載荷譜，以便進行變速箱的使用壽命的計算。這種設計方案是在實際生產當中比較常用的可靠方案，如果在選擇設計參數時使用優(yōu)化設計的方法進行輔助選擇 ，那么將會產生事半功倍的效果，即設計出用最簡單最小尺就能滿足所有設計要求的變速箱。當然設計方式并不唯一，有時還可以使用其他的分析方法，如有限元來分析。 根據變速箱的傳動方式不同一般可分為兩種：三軸式變速箱和兩軸式變速箱。三軸式變速箱適用的汽車類型為發(fā)動機在前驅動力在后輪上；二軸式變速箱一般適用于發(fā)動機在前驅動力也在前輪上的小型汽車上。本文是關于兩軸五檔變速箱的設計說明。 關鍵詞：齒輪；強度校核；檔數；軸；傳動比 Abstract The main function of the automobile gearbox is to meet the different requirements of speed in the process of moving forward.In addition, the gearbox can also be used to retrograde the car, and it should have the power to output this function when it is important. The gearbox is graded according to the output torque, and different gearboxes are selected for different models, and it can be designed and manufactured according to the specific requirements of automobile manufacturing performance. Can also according to the performance requirements of similar vehicle type in the actual detection of random load, the method of using mathematical statistical analysis in the summary made load spectrum, so that the service life of the gearbox is calculated. Are frequently used in production of this kind of design scheme is reliable solution, if use when choosing design parameters optimization design method for auxiliary selection, then will produce the effect of get twice the result with half the effort, which designed with the simplest minimum scale can meet all the design requirements of transmission. Of course, the design method is not unique, sometimes other analytical methods can be used, such as finite element analysis. According to the transmission mode of the gearbox, there are two types of transmission: three-axis gearbox and two-axle gearbox. The three-axis gearbox is suitable for the engine in the front drive on the rear wheel; The two-axis gearbox is generally suitable for the engine in the front drive and on the front wheel of the small car. This article is about the design of the two-axis five-speed gearbox. Keywords: Gear; Strength check;Block; Axis; Transmission ratio 課題背景 汽車是現(xiàn)代人生活中至關重要的代步工具，很多城市的限號政策就是因為私家車過多，交通擁堵，而且汽車尾氣污染環(huán)境。但是人們對于汽車的需求依然很大。而變速箱可以說是相當于汽車的“心臟”。目前很多國家的設計師都在致力于汽車變速箱的設計，當然我們國家也不例外，所以對汽車變速箱的研究與設計是社會發(fā)展中不可或缺的一部分。 汽車變速箱的主要功能是滿足汽車在前進的過程中對速度的不同要求。除此之外，變速箱還可以用于汽車的倒退，在重要的時候還應存在動力的輸出這項功能。 相關理論 綠色汽車、節(jié)能減排已經成為當今汽車工業(yè)發(fā)展的主旋律，未來新能源汽車的應用與車輛的“智能化”結合，也是汽車工業(yè)發(fā)展的方向。變速箱發(fā)展的總體趨勢主要體現(xiàn)在以下6個方面：產品系列化；結構緊湊化、輕量化、多檔化；高度集成化；更加智能化；信息網絡化；節(jié)能環(huán)?；０l(fā)達國家車輛變速箱發(fā)展情況和需求各有特點，手動與自動并存，不同地域需求比例不同。 日本和北美市場自動變速和北美市場自動變速箱的普及率較高。北美市場由AT自動變速箱的技術實力較強，產生能力較大，隨著多檔位AT變速器的開發(fā)，其性能完全可以與CVT變速器抗衡，同時其傳遞扭矩的能力還要好于CVT變速器。因此，在北美的汽車廠家，為了利用現(xiàn)有AT變速器的生產資源，其仍在大力發(fā)展AT變速器，而在CVT變速器的開發(fā)投入工作較少，在MT、AMT變速器的投入就更少了；日本自動變速器市場仍然是傳統(tǒng)的AT自動變速器占主導地位。但是，受燃油供給的限制，其加大了開發(fā)CVT自動變速器的力度，已經開發(fā)出能夠傳遞350N.m的CVT變速器；在開發(fā)CVT自動變速器的同時，日本公司也在研究多檔位AT變速器，以延續(xù)現(xiàn)有變速器生產線的壽命。AMT變速器在日本發(fā)展較緩慢，沒有投入太多的研發(fā)力量。 研究目的和意義 歐洲市場受駕乘習慣與汽車燃油供給的影響自動變速器普及率不高，手動機械式變速器仍占據變速器的主導地位。引領手動變速器開發(fā)的也是歐洲的整車廠和變速器公司，比如大眾，格特拉克等。就乘用車的手動變速器而言，在過去的20年里面主要從5速向6速方向發(fā)展。由于機械部分設計、工藝已經相當成熟，在要有突破性的發(fā)展空間已經非常小了，因為整車開發(fā)的需要，降低排放，耗油是目前發(fā)展方向，所以更多的廠商也將當前的目標瞄準了DCT。在手動變速器方面，一方面是系統(tǒng)集成性，安裝性還有發(fā)展空間，另外就是新的材料、工藝，比如沖壓零件，注塑零件替代產品的加工工藝。 在國內，仍然以手動變速器為主，自動變速器比例很低，并且主要來自進口。中國乘用車用手動檔變速器生產企業(yè)分為兩類，一類是像一汽、東風、上汽等整車生產集團，集團內自產變速器為其整車配套；另外一類是獨立的變速器生產企業(yè)，專門為各整車廠配套。其中以一汽集團作為代表，一汽集團除了主要研究手動變速器以外，更以6AT和7DCT作為開發(fā)重點。其發(fā)展趨勢為：a.以手動變速器開發(fā)為基礎，以自動變速器開發(fā)為重點。b.重點提升制造能力和水平。c.重點發(fā)展DCT、AMT，適時發(fā)展AT。d.產品平臺系列化適用面更廣。目前雖然我國手動變速器技術發(fā)展已日益成熟，但相對發(fā)達國家水平仍然存在一定的差距，因此對于手動變速器的研究仍然十分重要。 結論 變速箱按輸出轉矩給設計系列分級，不同的車型選擇不同的變速箱，也可以根據汽車制造性能的具體要求自行進行設計制造。還可以根據性能要求類似的汽車類型在實際檢測中產生的隨機載荷，利用數學總結中統(tǒng)計分析的方法制成載荷譜，以便進行變速箱的使用壽命的計算。這種設計方案是在實際生產當中比較常用的可靠方案，如果在選擇設計參數時使用優(yōu)化設計的方法進行輔助選擇 ，那么將會產生事半功倍的效果，即設計出用最簡單最小尺就能滿足所有設計要求的變速箱。當然設計方式并不唯一，有時還可以使用其他的分析方法，如有限元來分析。 根據變速箱的傳動方式不同一般可分為兩種：三軸式變速箱和兩軸式變速箱。三軸式變速箱適用的汽車類型為發(fā)動機在前驅動力在后輪上；二軸式變速箱一般適用于發(fā)動機在前驅動力也在前輪上的小型汽車上。本文是關于兩軸五檔變速箱的設計說明。  參考文獻 [1]程乃士.減速器和變速器設計與選用手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006. 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The gearbox is graded according to the output torque, and different gearboxes are selected for different models, and it can be designed and manufactured according to the specific requirements of automobile manufacturing performance. Can also according to the performance requirements of similar vehicle type in the actual detection of random load, the method of using mathematical statistical analysis in the summary made load spectrum, so that the service life of the gearbox is calculated. Are frequently used in production of this kind of design scheme is reliable solution, if use when choosing design parameters optimization design method for auxiliary selection, then will produce the effect of get twice the result with half the effort, which designed with the simplest minimum scale can meet all the design requirements of transmission. Of course, the design method is not unique, sometimes other analytical methods can be used, such as finite element analysis. According to the transmission mode of the gearbox, there are two types of transmission: three-axis gearbox and two-axle gearbox. The three-axis gearbox is suitable for the engine in the front drive on the rear wheel; The two-axis gearbox is generally suitable for the engine in the front drive and on the front wheel of the small car. This article is about the design of the two-axis five-speed gearbox. Keywords: Gear; Strength check;Block; Axis; Transmission ratio  目 錄 引 言 1 第1章 緒論 2 1.1.1變速箱的設計要求 2 1.2變速箱的結構形式 2 1.2.1三軸式變速 2 1.2.2二軸式的變速箱 2 第2章 變速箱的傳動機構及操縱機構的布置 3 2.1 變速器的傳動機構 3 2.1.1變速箱的齒輪 3 2.2變速箱的機構布置方案 3 2.2.1變速箱結構設計 3 2.2.2倒擋結構布置 4 2.2.3操縱機構的布置方案 4 本章小結 4 第3章 變速箱的主要結構參數 5 3.1變速箱的主要參數 5 3.1.1變速箱的傳動比范圍、檔位 5 3.1.2確定變速箱的各檔傳動比 5 3.1.3 確定變速箱的中心距A 6 3.1.4 確定變速箱齒輪的參數 7 3.1.5計算各檔齒輪的參數 7 3.2 變速箱齒輪的強度校核 12 3.3.1齒輪損壞的原因及形式 12 3.3.2變速箱齒輪彎曲應力強度計算 13 3.3.3變速箱齒輪接觸應力強度計算 14 3.3.4齒輪材料的選擇及熱處理 17 3.4變數箱軸的設計與校核 18 3.4.1軸的尺寸計算 18 3.4.2軸的剛度校核 18 3.4.3軸的強度計算 22 本章小結 25 第4章 減速器與差速器的設計 26 4.1 減速器的設計 26 4.1.1主減速齒輪計算載荷的確定 26 4.1.3主減速器基本參數的選擇 27 4.1.4主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 28 4.2差速器的設計 30 4.2.1差速器齒輪的基本參數選擇 30 4.2.2差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 31 本章小結 33 第5章 同步器和離合器的設計 34 5.1同步器的設計 34 5.1.1慣性式同步器 34 5.1.2同步器的工作原理 34 5.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 35 5.1.4同步環(huán)主要尺寸的確定 35 5.3離合器的設計 36 5.3.1離合器的主要參數計算 36 5.3.2彈簧片的選擇和布置 36 5.3.3減振器的設計 38 5.3.4從動盤和壓盤的設計 38 本章小結 39 總 結 40 致 謝 41 參考文獻 42  引 言 汽車是現(xiàn)代人生活中至關重要的代步工具，很多城市的限號政策就是因為私家車過多，交通擁堵，而且汽車尾氣污染環(huán)境。但是人們對于汽車的需求依然很大。而變速箱可以說是相當于汽車的“心臟”。目前很多國家的設計師都在致力于汽車變速箱的設計，當然我們國家也不例外，所以對汽車變速箱的研究與設計是社會發(fā)展中不可或缺的一部分。 汽車變速箱的主要功能是滿足汽車在前進的過程中對速度的不同要求。除此之外，變速箱還可以用于汽車的倒退，在重要的時候還應存在動力的輸出這項功能。  第1章 緒論 1.1.1變速箱的設計要求 為保證變速箱具有良好的工作性能，對變速箱應提出了相應的設計要求。為了使汽車能夠達到不同的動力和行駛速度，不同檔位要使用不同的傳動比來達到不同的速度；在不需要行駛時，要有空檔，斷開動力的傳動；使用效率盡量提高，使用壽命盡量延長；安全可靠，方便操作，制造成本低也是關鍵。 1.2變速箱的結構形式 汽車機械傳動系的變速箱，有三軸式和兩軸式之分，三軸式用于前置后驅動的各類汽車；二軸式用在驅動力在前并驅動前輪的小轎車上。 1.2.1三軸式變速 三軸式變速箱有三根軸組成：第一軸也叫輸入軸，第二軸也叫中間軸，第三軸也叫輸出軸。輸入軸是發(fā)動機將動力輸入到變速箱的橋梁，也是離合器控制變速箱的開關。中間軸作為動力的中轉站，工作時和輸入軸、輸出軸上的齒輪都進行嚙合。三軸式變速箱的優(yōu)點是，當輸入軸與輸出軸上的齒輪直接嚙合時，變速箱的傳動效率很高而且噪音低，而且有中間軸可以在中心距小的情況下也能達到大的傳動比。但是三軸式變速箱的不足是其他檔位工作時不如上述情況傳動效率高。 1.2.2二軸式的變速箱 兩軸式顧名思義只包括兩根軸，即：輸入軸、輸出軸。變速箱工作時兩根軸上的齒輪直接嚙合。沒有中間軸損失動力，其傳動效率更高。而且結構也更簡單，產生的噪音小。這樣的變速箱更適用于小型汽車上。是本文主要研究的方向。  第2章 變速箱的傳動機構及操縱機構的布置 2.1 變速器的傳動機構 2.1.1變速箱的齒輪 變速箱中通常采用斜齒輪，因為斜齒輪傳動起來更加平穩(wěn)，產生的噪音低。在齒輪的兩側再配以同步器或嚙合套換檔，使其工作起來更加平穩(wěn)，效率更高。 2.2變速箱的機構布置方案 2.2.1變速箱結構設計 大體結構如圖2-1所示。 圖2-1 變速箱結構式示意圖 2.2.2倒擋結構布置 圖2-2 倒檔的布置方式 倒檔的布置方式大致分為圖2-2所示的幾種類型。圖2-2f所示的布置方案滿足所有齒輪副都是常嚙合齒輪的要求，故選圖2-2f所示的布置方式。 2.2.3操縱機構的布置方案 圖2-3 操縱機構的布置方案 本章小結 本章主要詳細的介紹了變速箱的傳動機構以及其操縱機構的布置方案，對各個結構的作用進行了詳細的說明。如：軸要采用軸側定心的矩形花鍵軸等，下面將對各個零件進行詳細的計算。 第3章 變速箱的主要結構參數 3.1變速箱的主要參數 本次變速箱的基本設計參數如表3-1所示。 表3-1 主要參數 發(fā)動機的最大功率 115Kw 車輪型號 215/60R15 發(fā)動機的最大轉矩 189N.m 最大功率時轉速 6300r/min 最大轉矩時轉矩 4300r/min 最高車速 200km/h 總質量 1430kg 整備質量 2500kg 3.1.1變速箱的傳動比范圍、檔位 根據設計手冊的介紹，微型、輕型以及各類轎車一般采用3~5個前進檔。本文主要設計小轎車使用的變速箱，所以選用5檔式。 3.1.2確定變速箱的各檔傳動比 （1）根據汽車需要克服的爬坡阻力以及汽車需要克服的摩擦力來確定變速箱一檔的傳動比，可按照公式（3.1）進行計算： Temaxig1i0ηTrr≥mgfcosαmax+sinαmax=mgψmax (3.1) 式中：m——汽車的總質量； g——重力加速度； f——滾動阻力系數，一般范圍是f=0.018～0.020，故取f=0.019； rr——車輪的半徑； Temax——發(fā)動機最大轉矩； i0——主減速比，乘用車取3.5～4，故取4； ηT——傳動效率，轎車可取0.9～0.92，故取ηT=0.9； αmax——最大爬坡度，i=tan αmax=0.34,故坡度角αmax=20°； ig1——變速箱一檔傳動比。 將上述數據代入式子（3.1）中，求得： ig1≥3.469 （2）根據式子（3.2）可計算附著條件有： Temaxig1i0ηTrr≤G2φ （3.2） 式中：G2——一般乘用車滿載的時候后軸占總重量的55%～65%，取G2=60%mg； φ——取值范圍是φ=0.5～0.6，取φ=0.6。 將上述數據代入式子（3.2）中，求得： ig1≤3.474 求得：3.469≤ig1≤3.483，故取ig1=3.47。 （3）校核一檔傳動比： ig1應滿足汽車最低穩(wěn)定車速υamax要求，則有 ig1=0.377rrnemaxυamaxi0=0.377×0.268×8003.47×4=5.82km/h<10km/h 所以υamax<[υamax]，滿足要求。 （4）確定其他檔位傳動比 初選五檔傳動比i5=0.77，根據設計手冊中的公式（3.3）可計算各檔傳動比： q=n-1ig1ign （3.3） q=4ig1ig5=43.470.77=1.457 i2=i1q=3.471.457=2.38 i3=i2q=2.381.457=1.63 i4=i3q=1.631.457=1.12 4檔和5檔為常用檔，其檔位間公比應小一些，取q=1.4,求得： i5=i4q=1.121.4=0.80 3.1.3 確定變速箱的中心距A 根據設計手冊中的公式（3.4）可計算中心距： A=K3Temaxig1ηg (3.4) 式中：K——中心距系數，轎車取K=8.9～9.3； Temax——發(fā)動機最大轉矩(N?m)； ig1——變速箱一檔傳動比； ηg——變速箱的傳動效率，取ηg=0.96。 將上述數據代入式子（3.3）中，取得： A=(76.28～79.71)mm 轎車變速箱的中心距的取值范圍一般是60～80mm，故A=80mm。 3.1.4 確定變速箱齒輪的參數 1.齒輪模數 變速箱齒輪的法向模數由表3-1給出的范圍按國標GB/T1357—1987規(guī)定選取。 表3-2 汽車變速箱的法向模數mn(mm) 車型 微型、普通級轎車 中級貨車 中型貨車 重型車 mn 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 變速箱中各個齒輪采用同一個法向模數，根據表3-1所給的數據，選?。簃n=2.5mm。 2.變速箱齒輪的齒形、變速箱齒輪的壓力角α和變速箱齒輪的螺旋角β 根據《減速器和變速器設計與選用手冊》選取變速箱的上述參數： 國家標準規(guī)定了壓力角的大小為20°。β不適宜大于30°，會影響齒輪的性能，故取β=28°。 3.齒寬b 可按公式計算： b=Kcmn KC——齒寬系數，斜齒輪一般取KC=7.0～8.6，直齒輪一般取KC=4.4～7.0，取Kc=7； mn——齒輪的法向模數。 4.齒頂高系數 一般汽車變速箱所采用的齒頂高系數為f0=1.0。 3.1.5計算各檔齒輪的參數 1、一檔齒輪的參數 已知一檔采用斜齒輪和一檔傳動比，所以計算一檔的齒數和為： Z∑=2Acosβmn=2×80×cos30°2.5≈57 齒數和取整為55，修正后得β=28.96° 可得方程組：Z1+Z2=Z∑Z2Z1=i1 求得：Z1=14Z2=43 修正中心距：A=Z∑mn2cosβ=57×2.52×cos28.96°≈80mm 斜齒輪端面模數：mt=mncosβ=2.5cos28.96°=2.8mm 嚙合角：cosα'=mt(Z1+Z2)2Acosα=0.904,α'=25°≠α 一檔齒輪參數如下表3.1所示： 表3.1 一檔齒輪參數 序號 計算項目 計算公式 1 端面壓力角 tanαt=tanαncosβ=0.420,αt=22.78° 2 分度圓直徑 d1=Z1mt=39.2mm d2=Z2mt=120.4mm 3 齒頂高 ha1=ha*mn=2.5mm ha2=ha*mn=2.5mm 4 齒根高 hf1=1.25mn=3.125mm hf2=1.25mn=3.125mm 5 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=44.2mm da2=d2+2ha2=125.4mm 6 齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=32.95mm df2=d2-2hf2=114.15mm 7 當量齒數 Zv1=z1(cosβ)^3≈19 Zv2=z2(cosβ)^3≈63 8 齒寬 b1=Kcmn=17.5mm b2=Kcmn=17.5mm 2．二檔齒輪的參數 已知三檔采用斜齒輪，且螺旋角β3≠β1，由i3=Z6Z5得： Z∑=2Acosβmn 為了抵消或減少軸上的軸向力，還必須滿足以下條件： tanβtanβ2=Z6Z5=i3 采用試湊法，計算出螺旋角β2=12.3° 聯(lián)立方程組：Z3+Z4=Z∑Z4Z3=i2 求得：Z3=18Z4=45 修正中心距：A=Z∑mn2cosβ=63×2.52×cos12.3°≈80mm 斜齒輪端面模數：mt=mncosβ=2.5cos12.3°=2.60mm 嚙合角：cosα'=mt(Z3+Z4)2Acosα=0.962,α'=15.84°≠α 二檔齒輪參數如下表3.2所示： 表3.2 二檔齒輪參數 序號 計算項目 計算公式 1 端面壓力角 tanαt=tanαncosβ=0.38,αt=20.08° 2 分度圓直徑 d3=Z3mt=46.8mm d4=Z4mt=117mm 3 齒頂高 ha3=ha*mn=2.5mm ha4=ha*mn=2.5mm 4 齒根高 hf3=1.25mn=3.125mm hf4=1.25mn=3.125mm 5 齒頂圓直徑 da3=d3+2ha3=51.8mm da4=d4+2ha4=122mm 6 齒根圓直徑 df3=d3-2hf3=40.55mm df4=d4-2hf4=110.75mm 7 當量齒數 Zv3=z3(cosβ)^3≈19 Zv4=z4(cosβ)^3≈49 8 齒寬 b3=Kcmn=17.5mm b4=Kcmn=17.5mm 3．三檔齒輪的參數 已知三檔采用斜齒輪，且螺旋角β3≠β1，由i3=Z6Z5得： Z∑=2Acosβmn 為了抵消或減少軸上的軸向力，還必須滿足以下條件： tanβtanβ3=Z6Z5=i3 采用試湊法，計算出螺旋角β2=17.5° 聯(lián)立方程組：Z5+Z6=Z∑Z6Z5=i3 求得：Z5=23Z6=38 修正中心距：A=Z∑mn2cosβ=61×2.52×cos17.5°≈80mm 斜齒輪端面模數：mt=mncosβ=2.5cos17.5°=2.60mm 嚙合角：cosα'=mt(Z5+Z6)2Acosα=0.9314,α'=21.33°≠α 三檔齒輪參數如下表3.3所示： 表3.3 三檔齒輪參數 序號 計算項目 計算公式 1 端面壓力角 tanαt=tanαncosβ=0.378,αt=20.75° 2 分度圓直徑 d5=Z5mt59.8mm d6=Z6mt=98.8mm 3 齒頂高 ha5=ha*mn=2.5mm ha6=ha*mn=2.5mm 4 齒根高 hf5=1.25mn=3.125mm hf6=1.25mn=3.125mm 5 齒頂圓直徑 da5=d5+2ha5=64.8mm da6=d6+2ha6=103.8mm 6 齒根圓直徑 df5=d5-2hf5=53.55mm df6=d6-2hf6=92.55mm 7 當量齒數 Zv5=z5(cosβ)^3≈27 Zv6=z6(cosβ)^3≈44 8 齒寬 b5=Kcmn=17.5mm b6=Kcmn=17.5mm 4．四檔齒輪的參數 已知四檔采用斜齒輪，且螺旋角β4≠β1，由i4=Z8Z7得： Z∑=2Acosβmn 為了抵消或減少軸上的軸向力，還必須滿足以下條件： tanβtanβ2=Z8Z7=i4 采用試湊法，計算出螺旋角β2=22° 聯(lián)立方程組：Z7+Z8=Z∑Z8Z7=i4 求得：Z7=27Z8=32 修正中心距：A=Z∑mn2cosβ=59×2.52×cos12.3°≈80mm 斜齒輪端面模數：mt=mncosβ=2.5cos22°=2.70mm 嚙合角：cosα'=mt(Z3+Z4)2Acosα=0.866,α'=30°≠α 二檔齒輪參數如下表3.2所示： 表3.4 四檔齒輪參數 序號 計算項目 計算公式 1 端面壓力角 tanαt=tanαncosβ=0.3956,αt=21.58° 2 分度圓直徑 d7=Z7mt=72.9mm d8=Z8mt=86.4mm 3 齒頂高 ha7=ha*mn=2.5mm ha8=ha*mn=2.5mm 4 齒根高 hf7=1.25mn=3.125mm hf8=1.25mn=3.125mm 5 齒頂圓直徑 da7=d7+2ha7=77.9mm da8=d8+2ha8=91.4mm 6 齒根圓直徑 df7=d7-2hf7=66.65mm df8=d8-2hf8=80.15mm 7 當量齒數 Zv7=z7(cosβ)^3≈34 Zv8=z8(cosβ)^3≈41 8 齒寬 b7=Kcmn=17.5mm b8=Kcmn=17.5mm 5．二檔齒輪的參數 已知五檔采用斜齒輪，且螺旋角β5≠β1，由i5=Z10Z9得： Z∑=2Acosβmn 為了抵消或減少軸上的軸向力，還必須滿足以下條件： tanβtanβ5=Z10Z9=i5 采用試湊法，計算出螺旋角β2=36° 聯(lián)立方程組：Z9+Z10=Z∑Z10Z9=i5 求得：Z9=29Z10=24 修正中心距：A=Z∑mn2cosβ=53×2.52×cos36°≈80mm 斜齒輪端面模數：mt=mncosβ=2.5cos36°=3.0mm 嚙合角：cosα'=mt(Z9+Z10)2Acosα=0.9356,α'=20.678°≠α 四檔齒輪參數如下表3.2所示： 表3.5 五檔齒輪參數 序號 計算項目 計算公式 1 端面壓力角 tanαt=tanαncosβ=0.43,αt=23.4° 2 分度圓直徑 d9=Z9mt=87mm d10=Z10mt=72mm 3 齒頂高 ha9=ha*mn=2.5mm ha10=ha*mn=2.5mm 4 齒根高 hf9=1.25mn=3.125mm hf10=1.25mn=3.125mm 5 齒頂圓直徑 da9=d9+2ha9=92mm da10=d10+2ha10=77mm 6 齒根圓直徑 df9=d9-2hf9=80.75mm df10=d10-2hf10=65.75mm 7 當量齒數 Zv9=z9(cosβ)^3≈55 Zv10=z10(cosβ)^3≈46 8 齒寬 b9=Kcmn=17.5mm b10=Kcmn=17.5mm 6.計算倒檔齒輪的參數 倒檔齒輪12的齒數Z12=21~23，初選Z12=22,模數為2.5mm，代入計算得： A'=12mnZ1+Z12=12×2.5×12+22=42.5mm 避免干涉，齒輪間隙為0.5mm，則有： da12+da112=A'-0.5 da11=2A'-da1-1=2×42.5-38.6-1=45.4mm d11=da11-2ha=40.4mm Z11=d11mn=40.42.5≈16 修正后得:d11=40mm,da1=45mm 校核：A'=da12+da112+0.5=452+38.62+0.5=42.3≈42.5,滿足要求。 所以倒檔軸與輸入軸之間的中心距為A'=42.3mm。 表3.6 倒檔齒輪參數 序號 計算項目 計算公式 1 齒數 Z11=16 Z12=22 2 分度圓直徑 d11=Z11mn=40mm d12=Z12mt=55mm 3 齒頂高 ha11=ha*mn=2.5mm ha12=ha*mn=2.5mm 4 齒根高 hf11=1.25mn=3.125mm hf12=1.25mn=3.125mm 5 齒頂圓直徑 da11=d11+2ha11=45mm da12=d12+2ha12=60mm 6 齒根圓直徑 df11=d11-2hf11=33.75mm df12=d12-2hf12=48.75mm 7 基圓直徑 db11=d11cosα=37.59mm db12=d12cosα=51.68mm 8 齒寬 b11=Kcmn=17.5mm b12=Kcmn=17.5mm 3.2 變速箱齒輪的強度校核 3.3.1齒輪損壞的原因及形式 齒輪在工作的過程中，當齒輪在很大的載荷作用下，由于齒輪根部的彎曲應力以及過渡圓角的應力集中，齒輪就會因此斷裂。在汽車變速箱中齒輪很少會產生這種因為強度不夠而造成的一次性斷裂。常見的斷裂一般是因為齒輪在載荷的重復作用下過度疲勞，從而產生疲勞裂縫，裂縫在應力作用下越來越大且越來越深，從而造成齒輪折斷。尤其是變速箱中的低檔小齒輪很容易在這種載荷大、齒數少的情況下發(fā)生疲勞斷裂。 高檔齒輪齒面因為接觸應力的作用，會產生大量的尖角型的小裂縫。由于齒面互相的擠壓，使裂縫里灌進大量的潤滑油，從而油壓增大，裂縫在油壓的作用下變大直到從齒面上脫落。從而使齒面上產生大量的小坑，這就是齒面點蝕。由于齒面上有大量的裂縫脫落，齒輪相比原來產生誤差，誤差導致了動載荷，動載荷過大時可能會造成齒輪斷裂。 由于部分齒輪工作時載荷大且運行速度快，齒輪局部溫度會升高，壓力會增大，導致接觸面產生粘連的情況。在粘連的齒輪轉動的過程中，粘連面就會產生拉傷，這就是所謂的齒面膠合。 3.3.2變速箱齒輪彎曲應力強度計算 1.可按下式對變速箱直齒輪進行彎曲應力的計算： σω=FtKσKfbPty≤σω=400~850N/mm2 (3.5) 式中：Ft——圓周力，F(xiàn)t=2Tjd(N); Tj——計算載荷（N??mm） Ka——應力集中系數，直齒輪取1.65，斜齒輪取1.5； Kf——攆擦力影響系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b——齒輪實際接觸的寬度，斜齒輪用bcosβ代替（mm）; Pt——端面周節(jié)，Pt=πm; y——齒形系數，查表可得； 倒檔主動齒輪1，查表得y=0.165,代入式子(3.5)中得，σω=686.33Mpa<σω; 倒檔傳動齒輪12，查表得y=0.173,代入式子(3.5)中得，σω=394.56Mpa<σω; 倒檔主動齒輪11，查表得y=0.182,代入式子(3.5)中得，σω=261.19Mpa<σω; 根據上述數據可知倒檔齒輪彎曲應力滿足要求。 2.可按下式對變速箱斜齒輪進行彎曲應力計算： σω=FtKσbPmyKε≤σω=180~350N/mm2（轎車）100~250N/mm2（貨車） （3.6） 式中：Pm——法面周節(jié)，Pbn=πmn； kε——重合度影響系數，kε=2。 一檔斜齒輪1，查表得y=0.154,代入式子（3.6）中得，σω=346.3Mpa<σω; 一檔斜齒輪2，查表得y=0164,代入式子（3.6）中得，σω=107.0Mpa<σω; 二檔斜齒輪3，查表得y=0.157,代入式子（3.6）中得，σω=158.3Mpa<σω; 二檔斜齒輪4，查表得y=0.160,代入式子（3.6）中得，σω=337.0Mpa<σω; 三檔斜齒輪5，查表得y=0.130,代入式子（3.6）中得，σω=306.3Mpa<σω; 三檔斜齒輪6，查表得y=0.147,代入式子（3.6）中得，σω=163.7Mpa<σω; 四檔斜齒輪7，查表得y=0.137,代入式子（3.6）中得，σω=234.6Mpa<σω; 四檔斜齒輪8，查表得y=0.141,代入式子（3.6）中得，σω=346.3Mpa<σω; 五檔斜齒輪9，查表得y=0.139,代入式子（3.6）中得，σω=196.6Mpa<σω; 五檔斜齒輪10，查表得y=0.137,代入式子（3.6）中得，σω=242.9Mpa<σω; 根據上述數據可知所以各檔齒輪彎曲應力滿足要求。 3.3.3變速箱齒輪接觸應力強度計算 齒面接觸應力可按下式計算： σj=ZEZHZβZεKAKVKHβKHαFtd1bu+1u<σj=1900~2000Mpa (3.7) 式中：ZE——彈性系數（N/mm2）^12，取ZE=189.8; ZH——節(jié)點區(qū)域系數，ZH=2cosβbcosαt'(cosαt)^2sinαt'； αt——端面分度圓的壓力角；αt=tan-1(tanαncosβ)； β——分度圓螺旋角； βb——基圓螺旋角，βb=tan-1(tanβ?cosαt)； αt'——端面嚙合角； Zβ——螺旋角系數；Zβ=cosβ Zε——重合度系數， 直齒輪 Zε=4-εα3 斜齒輪 當εβ≥1時 Zε=1εα 當εβ<1時 Zε=4-εα31-εβ+εβεα εα——端面重合度； εβ——縱向重合度； Ft——端面分度圓的切向力（N），F(xiàn)t=2Tjd； Tj——計算載荷（N?mm）,由發(fā)動機最大轉矩和要計算的齒輪間進行轉換得到的； d——齒輪分度圓的直徑（mm）； d1——主動齒輪的分度圓直徑（mm）； b——齒寬（mm） u——被動齒輪的齒數比上主動齒輪的齒數； KA——使用系數，轎車的各檔齒輪一般取平均值0.65； Kv——動載系數，KV=N(CV1BP+CV2Bf+CV3+Bk+1) ，查表3-4 ； N——臨界轉速比，N=n1nE1； n1——主動齒輪的轉速（r/min）； nE1——主動齒輪的臨界轉速，nE1=30000πZ1Crmred； Z1——主動齒輪的齒數； Cr——齒輪嚙合的剛度（N/mm?μm）, Cr=0.75εα+0.25c； c’——c’=1q（N/mm?μm）； q——單位齒寬的柔度（mm?μm/N） q=0.04723+0.15551zn1+0.25791zn2-0.00635x1-0.00193x2-0.11654x1zn1- 0.24188x2zn2+0.00529x12+0.00182x22 zn1、zn2——主動齒輪和被動齒輪的當量齒數； x1、x2——主動齒輪和被動齒輪的變位系數； mred——誘導質量，mred=π8(dm1db1)^2(dm12Q)； dm1——主動齒輪的平均直徑（mm），dm1=12(da1+df1)； db1——主動齒輪的分度圓直徑（mm）； da1——主動齒輪的齒頂圓直徑（mm）； df1——主動齒輪的齒根圓直徑（mm）； Q=1ρ（1+1u2），假設計算的齒輪是實心的； ρ——鋼材的密度（kg/mm3） 表3-4 總重合度εγ 系數代號 1<εγ≤2 εγ>2 CV1 0.32 0.32 CV2 0.34 0.57εγ-0.3 CV3 0.23 0.096εγ-1.56 KHβ——齒向載荷分布系數； 當2wmFβycr≤1時 KHβ=2Fβycrwm 當2wmFβycr>1時 KHβ=1+0.5Fβycrwm； wm——單位齒寬的平均載荷，wm=FtKAKVb Fβy——跑和后的嚙合齒向的誤差， Fβy=0.85×（wmfsho+λFβ） Fβ——齒向公差； λ——補償系數，一般情況下為1； fsho——1N/mm作用下產生的相對變形 fsho=（31γ+5）×10-3 直齒輪 fsho=（36γ+5）×10-3 斜齒輪 γ——主動齒輪結構尺寸的系數，γ=1+klsd12(bd1)^2； l——軸承的跨巨（mm）； s——小輪齒寬的中點到軸承跨距中點間的距離（mm）； d1——主動齒輪分度圓的直徑（mm）； K——結構系數，一般取0.4； KHα——當εγ≤2時 KHα=εγ20.9+0.4crfpb-yabFtH 當εγ>2時 KHα=0.9+0.42（εγ-1）εγ×crfpb-yabFtH 當KHα<1時，取KHα=1； 當KHα>εγεαZε2時，則取KHα=εγεαZε2； εα——端面重合度； ya——齒廓跑和量，ya=0.072fpb; fpb——基節(jié)的極限偏差，一般情況下按照大齒輪的計算。 將上述參數及查表數據代入式子（3.7）中，得： 一檔齒輪上的接觸應力：σj=807.64Mpa<σj； 二檔齒輪上的接觸應力：σj=746.37Mpa<σj； 三檔齒輪上的接觸應力：σj=801.70Mpa<σj； 四檔齒輪上的接觸應力：σj=723.27Mpa<σj； 五檔齒輪上的接觸應力：σj=743.73Mpa<σj； 倒檔齒輪上的接觸應力：σj=1034.68Mpa<σj 經校核各檔齒輪的接觸強度滿足要求。 3.3.4齒輪材料的選擇及熱處理 為了提高齒輪的各種強度、性能，如：接觸強度和耐磨性等，大部分變速箱齒輪選擇的是滲碳合金鋼作為材料制造。當然其他加工性能也是選擇齒輪材料和其熱處理方式的重要依據，加工成本也是考慮的關鍵。 小轎車使用的材料一般為20CrMnTi，20MnZTiB、20MnVB、20MnMoB這幾種材料也經常被采用。 變速箱的齒輪和軸的制造材料通常采用滲碳合金剛，有時用碳氮共滲來處理，目的是減小齒輪的變形，縮短齒輪的熱處理時間。采用齒面噴丸的方式可以有效的提高齒輪的使用壽命。 3.4變數箱軸的設計與校核 3.4.1軸的尺寸計算 變速箱的最大軸徑d與支撐距離l的關系式為： dl=0.16~0.18 輸入軸dl=0.16~0.21 輸出軸 輸入軸花鍵的直徑可以按照式（3.8）進行選擇： d≈4~4.63Temax=22.58~26.27 (3.8) 根據下式計算輸出軸的最小軸徑： （3.9） 式中：——軸的許用切應力（MPa）； P——發(fā)動機的最大功率（kw）； 將上述數據代入（3.9）式，得： mm 所以確定軸的最小軸徑為23mm。 3.4.2軸的剛度校核 1、軸的剛度校核 根據公式計算軸的剛度，如圖3-1所示： 圖3-1 變速器軸的撓度和轉角 可分別用下式計算， 和 ： （3.11） （3.12） （3.13） 式中：——齒輪的徑向力（N）； ——齒輪的圓周力（N）； ——慣性矩（mm4），； ——軸的直徑（mm），花鍵計算平均值； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸的撓度在平面內的取值范圍是=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。 計算變速器上個齒輪的圓周力、切向力、軸向力 輸入軸： 2.變速箱輸入軸的剛度計算 （1）一檔齒輪工作時的計算 已知：a=43mm；b=171mm；L=214mm；d=28mm，則有 mm mm mm （2）二檔齒輪工作時的計算 已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，則有 mm mmmm （3）三檔齒輪工作時的計算 已知a=77；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，則有 =mm mmmm 3、變速箱輸出軸的剛度計算 （1）一檔齒輪工作時的計算 已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，則有 mm mm mm （2）二檔齒輪工作時的計算 已知：a=106mm；b=117mm；L=223mm；d=34mm，則有 mm mm （3）三檔齒輪工作時的計算 已知a=69；b=154mm；L=223mm；d=34mm，則有 =mm mmmm 3.4.3軸的強度計算 1、輸入軸強度校核 已知參數：=5266.39N, =1799.28N，=tg=5266.49×tg24.11°=1711.12N 根據公式下列公式進行強度計算： += ×=× 計算得=4833.86N，=432.43N，=89428.36N·mm。 （a）輸入軸水平方向受力圖（b）輸入軸垂直方向受力圖 圖3-2　輸入軸受力圖 根據下式對V面內支反力、和彎矩進行計算： += （+）－×－= 0 得=1757.25N，=52.43N，=32332.58N·mm 彎矩圖如圖3-3所示。 = =115953.25N·mm ===103.74＜[] =89428.26 N·mm =32322.28N·mm （a）輸入軸水平彎矩圖 （b）輸入軸垂直彎矩圖 圖3-3　輸入軸彎矩圖 2、輸出軸的強度校核 已知參數：=5213.62N，=1781.19N，=tg=5213.62×tg24.11°=1694.01N 根據下列公式對H面內支反力、和彎矩進行計算： += = 得：=1243.54N，=539.63N，=117946.68N·mm 對V面內支反力、和彎矩進行計算： 受力如圖3-4（b）所示，則 += （+）=－= 0 得=1244.64N，=538.64N，=31712.36N·mm = =265267.77N·mm ===29.67＜[] （a）輸出軸水平方向受力圖 （b）輸出軸垂直方向受力圖 圖3-4　輸入軸受力圖 彎矩圖如圖3-5所示。 =117946.68N·mm =31710.27N·mm （a）輸出軸水平彎矩圖 （b）輸出軸垂直彎矩圖 圖3-5　輸出軸彎矩圖 本章小結 本章對變速箱各檔的齒輪和軸進行了設計計算并且進行了強度校核，可以說是本次設計的核心章節(jié)。變速箱使用的斜齒輪較多，角度計算也都不同，每一步的設計校核都至關重要。每個檔位都需要一對齒輪，本次設計有五個前進檔和一個倒檔，齒輪較多，對軸的強度要求就會比較高。所以對軸的強度校核也是必不可少且至關重要的。  第4章 減速器與差速器的設計 4.1 減速器的設計 4.1.1主減速齒輪計算載荷的確定 根據公式（4.1）、（4.2）計算主減速器的計算載荷，即 /n=2382（） （4.1） =2646（） （4.2） 式中：——發(fā)動機最大扭矩190； ——傳動比；==4×3.5=14 ——傳動效率，取=0.9； ——超載系數，取=1.0； ——滾動半徑，取=（267毫米 X 65%）+（17 X1.4毫米/1）=0.27mm； n——驅動橋數目1； ——可初?。? ——傳動效率和傳動比，分別取0.96和1。 根據公式（4.3）計算主加速器的平均轉矩為： ==147.812（） （4.3） 式中： ——取=0； ——可初選=0.034； ——可初選取=0.15； ——汽車性能系數， 當 =46.86>16時，取=0.134。 4.1.3主減速器基本參數的選擇 1．主、從動斜齒輪齒數和 根據選擇主、從動斜齒輪齒數時應考慮如下因素選取=12。 2.從動斜齒輪大端分度圓直徑和端面模數 根據公式（4.4）計算分度圓直徑 ： （4.4） 式中：——一般取13.0～16.0； ——取值為2382； 由式（4.4）得： =（13.0～16.0）=（168.09～199.27）； 初選=197，則齒輪端面模數=/=197/48=4.1 ==484.1=197.05 由于計算出來的中心距與原來的中心距不一樣，總變位是0.89 斜齒端面模數； 主減速器齒輪參數如表4.1所示。 表4.1主減速器齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 端面壓力角 2 分度圓直徑 3 齒頂高 4 齒根高 5 齒頂圓直徑 6 齒根圓直徑 7 當量齒數 8 齒寬 4.1.4主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 斜齒輪的強度計算： （1）主減速器齒輪的強度計算 ①單位齒長上的圓周力 （4.5） 按發(fā)動機最大轉矩計算時： =846<893N/mm （4.6） 式中：——為一檔傳動比，取=3.5 按最大附著力矩計算時： =5378 （4.7） 滿足要求。 ②根據公式（4.8）計算輪齒的彎曲強度： （4.8） 式中：——超載系數1.0； ——尺寸系數==0.586； ——載荷分配系數，取=1； ——質量系數，一般取1； J——計算彎曲應力用的綜合系數 作用下： 從動齒輪上的應力=446.48MPa<700MPa； 作用下： 從動齒輪上的應力=198.37MPa<210.9MPa； 當計算主動齒輪時，/Z與從動相當，而，故<，< 齒輪的強度合格。 （2）根據公式（4.9）計算輪齒的接觸強度： （4.9） 式中：——鋼制齒輪取232.6； =1，=1，=1，=1； 相嚙合齒輪的齒數 求綜合系數J的齒輪齒數 圖4-1 彎曲計算用綜合系數J[1] ——取值為1； J——計算應力的綜合系數。 =1750Mpa==1750MPa =2745.473MPa<=2800MPa 根據上述數據可知強度滿足要求。 大齒輪齒數 小齒輪齒數 圖4-2接觸強度計算綜合系數J[1] 4.2差速器的設計 4.2.1差速器齒輪的基本參數選擇 （1）乘用車一般使用2個行星齒輪。 （2）行星齒輪球面半徑（mm）可以根據公式（4.10）確進行計算： =36.2（mm） （4.10） 圓整取=36mm 式中：——行星齒輪球面半徑系數，2.52～2.99 =（0.98～0.99）=35.24～36.62mm 取35mm （3）齒數的選擇：行星齒輪齒數與模數成反比。 z半軸的取值范圍是14～25。z半軸z行星的取值范圍是1.5～2。所以取z行星=14，z半軸=20。 （4.11）為齒數選擇驗證公式，其含義是左、右兩半軸齒輪的齒數之和除以行星齒輪的數目所得的商為整數，代入計算得： = =20 （4.11） 滿足條件。 （4）先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角： 再根據公式（4.12）可以計算出齒輪的模數： =2.95 （4.12） 取標準模數3； 式中：在前面已初步確定。 根據公式（4.13）可以計算出節(jié)圓直徑d為： （4.13） （5）按目前的國際標準選擇壓力角為，齒高系數為0.8，最少齒數可減至10。 （6）根據下列公式計算行星齒輪安裝孔直徑及其深度L： =54.8（mm） =11mm 4.2.2差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 表4.2為汽車差速器的齒輪的設計過程和主要參數： 表4.2 汽車差速器齒輪的幾何尺寸計算表 序號 項 目 計 算 公 式 及 結 果 1 行星齒輪齒數 2 半軸齒輪齒數 3 模數 4 齒面寬 =11.25mm，取F=11m 5 齒工作高 =1.6m=4.7mm 6 齒全高 h=1.788m+0.051=5.323mm 7 壓力角 8 軸交角 9 節(jié)圓直徑 10 節(jié)錐角 11 節(jié)錐距 A===34.6mm 12 周節(jié) t=3.1416m=9.27mm 13 齒頂高 14 齒根高 15 徑向間隙 16 齒根角 17 面錐角 18 根錐角 19 外圓直徑 20 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 21 理論弧齒厚