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貴州大學本科畢業(yè)論文（設計）任務書 學生信息 學號 學院 機械工程 班級 姓名 專業(yè) 車輛工程 教師信息 姓名 職稱 學歷 任務書 發(fā)出時間 論文（設計）題目 CA1116汽車6檔變速器設計及一檔齒輪 論文（設計）起止時間 2015年3月2日——2015年6月5日 共需周數(shù) 14周 主要內容: 一、原始數(shù)據：1、T=320 N.m/1000~1400rpm，2、i=6.33 ，3、i=7.2，4、車輪滾動半徑 r=495 mm ，5、壽命 22000 Km 。 二、設計要求：1、變速器總體布置方案的確定，2、檔數(shù)及各檔傳動比的確定，3、齒輪幾何尺寸計算（計算機編程）及強度計算，4、軸和軸承的計算，5、鍵和花鍵的設計計算， 6、同步器換檔機構設計，7、變速器換檔機構設計 主要要求: 說明書1.5萬字以上，要求具有300~500字的中、英文摘要及以上設計內容，設計計算表格化，符合設計說明書規(guī)范，圖紙包括變速器總裝配1張，零件圖3張，包括軸1張，齒輪2張，全部采用AutoCAD繪圖不少于2張0號圖，要求符合國家機械制圖標準。 預期目標: 完成變速器總體設計及部分零件設計，并編寫說明書。 計劃進程: 1、第1～２周：3月3日～3月13日：收集資料，完成開題報告及答辯； 2、第3～5周：3月16日～4月3日：設計相關數(shù)據的計算 3、第6～8周：4月6日～4月24日：CAD繪制設計裝配圖 4、第9～10周：4月27日～5月8日：CAD繪制設計零件圖 5、第11周：5月11日～5月15日：編寫說明書并檢查完成設計 6、第12～13周：5月18日～5月29日：周一交指導教師預審, 準備畢業(yè)設計答辯，周三正式上交畢業(yè)設計! 7、第14周：6月1日～6月5日：周一～ 周三畢業(yè)設計答辯 主要參考文獻: ［1］陳家瑞. 汽車構造［M］. 北京：機械工業(yè)出版社，2000.10 ［2］陳家瑞. 汽車構造［M］. 北京：人民交通出版社，1987.4 ［3］王望予. 汽車設計［M］. 北京：機械工業(yè)出版社，2004.8 ［4］高維山. 變速器［M］. 北京：人民交通出版社，1990 ［5］汝元功， 唐照明等. 機械設計手冊［M］. 北京：高等教育出版社，1995 ［6］廖念釗. 互換性與技術測量［M］.北京：中國計量出版社，2000.1（重?。? ［7］余志生. 汽車理論［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2005 附錄A 學生用表 附表A.1： 貴州大學本科生畢業(yè)論文（設計）開題報告表 論文(設計)名稱 CA1116汽車6檔變速器設計及一檔齒輪有限元分析 論文（設計） 來源 論文（設計）類型 指導教師 學生姓名 學號 班級 一、研究或設計的目的和意義： 汽車在不同使用場合有不同的要求，采用往復活塞式內燃機為動力的汽車，其在實際工況下所要求的性能與發(fā)動機的動力性、經濟性之間存在著較大的矛盾。此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動機本身是不可能倒轉的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。上述發(fā)動機牽引力、轉速、轉向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動機本身是難以解決的，車用變速器應運而生，它與發(fā)動機匹配，通過多擋位切換，可以使驅動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的幾分之一。因此對汽車變速器的設計使其結構最優(yōu)變得尤其重要。 通過本次設計可以熟悉汽車變速器結構，對大學所學汽車構造、汽車設計、機械原理、機械設計、機械制圖、互換性等專業(yè)知識進行梳理鞏固，掌握汽車變速器的設計過程，熟練使用機械制圖軟件及制圖規(guī)則等。 二、研究或設計的國內外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢： 20世紀90年代以來，科學技術的急速發(fā)展和市場競爭的日益加劇，促使汽車工業(yè)發(fā)生了根本性的變革，其生產組織方式從傳統(tǒng)的大批量、少品種的剛性生產結構向著多品種、中小批量的柔性生產結構轉變。以CAD/CAE等為代表的現(xiàn)代汽車設計方法正逐漸代替?zhèn)鹘y(tǒng)的設計方法。許多大型應用軟件也應運而生，如文件處理、繪圖軟件、數(shù)學分析軟件、數(shù)據庫管理軟件、加上計算機網絡的建立，以及基于這些通用軟件的專業(yè)應用軟件的誕生，使“無紙化設計”在一些發(fā)達國家的機械制造企業(yè)中得以實現(xiàn)。 目前汽車發(fā)達國家的汽車開發(fā)能力越來越依賴于汽車自動開發(fā)設計軟件。發(fā)達國家汽車開發(fā)能力的高低已不再用它擁有多少高級開發(fā)能力的人才和先進設備的多少來評價，而是用更重要的一個方面就是它是否擁有最先進的開發(fā)軟件和數(shù)據庫來評價。 傳統(tǒng)的設計方法一般是根據性能要求利用經驗公式取初值，然后驗算其強度，傳動質量指標等，如果不符合要求則根據經驗改變某些參數(shù)，繼續(xù)驗算，直至符合所有的條件與要求。這種設計方法計算量較大，得到的答案僅僅是符合要求的一個解，而一般的經驗公式又較保守，對于不符合要求時改變的參數(shù)有一定的局限性，導致結果過于保證安全性。產品笨重，而許多性能未必很好甚至變的較差。在當今轎車市場日益競爭激烈，國際市場已趨于飽和，而國內市場正在蓬勃發(fā)展的同時，又是各主要廠家占領市場的良好機會。那么憑什么來吸引大量客戶呢？只有良好的性能價格比，盡量在降低成本的基礎上提高性能，才是所有產品打開市場的根本所在。 當前對轎車設計中動力性與經濟性要求日漸提高的情況下，對零部件的限制條件也越來越多，越來越復雜。傳統(tǒng)的經驗公式已經無法滿足新型變速器設計的要求。而總結新的經驗公式又需要豐富的設計經驗與知識，是一個長期的過程。當今科技日新月異，轎車生產的手段方法與目標也不斷在改變。大量使用的經驗公式已不具備長期生存實用的必要性和可能性。 綜上所述，不僅從變速箱本身的特點，還是設計手段與方法的整個趨勢來看，將先進的設計方法引入變速箱的設計是及其必要的。其優(yōu)點不僅僅在于得到一個能使性能達到較高水平的設計方案，而且由于知識工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴展性。它可以直接將一個復雜的要求引入到設計過程中，能在不改變或較少改變設計系統(tǒng)的情況下，進行進一步設計和檢驗其合理性。而在傳統(tǒng)設計方法中，要做到這樣是很困難的，因為改變設計系統(tǒng)和過程將是一個復雜的工作。 三、主要研究或設計內容，需要解決的關鍵問題和思路： 1.主要內容 （1）變速器總體布置方案的確定； （2）檔數(shù)及各檔傳動比的確定； （3）齒輪幾何尺寸計算（計算機編程）及強度計算 （4）軸和軸承的計算； （5）鍵和花鍵的設計計算； （6）同步器換檔機構設計； （7）變速器換檔機構設計 2.實施方案 根據設計要求及查閱相關資料，本次設計的解放CA1116型汽車變速器六檔機械式變速器采用6檔變速，且最高檔為直接檔。因此選定的傳動結構方案如下圖2-1所示： 圖1 解放CA1116變速器結構方案簡圖 圖中所標示的為一檔傳動路線，各傳動路線描述如下： 一檔：一二擋同步器接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→2軸一齒22→一圈21→一二套20→一二轂28→2軸26； 二檔：一二擋同步器接合套左移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸二齒34→2軸二齒17→二圈18→一二套20→一二轂28→2軸26； 三檔：三四擋同步器接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸三齒35→2軸三齒16→三圈15→三四套12→三四轂13→2軸26； 四檔：三四擋同步器接合套左移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸四齒36→2軸四齒9→四圈10→三四套12→三四轂13→2軸26； 五檔：五六擋同步器接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸五齒37→2軸五齒8→五圈7→五六套5→五六轂40→2軸26； 六檔：五六擋同步器接合套左移，1軸①→1常齒②→六圈3→五六套5五六轂40→2軸26 倒檔：倒檔接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸倒齒32→2軸倒齒8→倒圈24→倒套23→倒轂27→2軸26； 3. 關鍵問題及思路 本次設計的關鍵問題是變速器結構的設計、齒輪的設計校核及變位、軸的設計；此次設計首先通過調查分析變速器研究現(xiàn)況及結構原理，在此基礎上提出變速器的設計方案，接著對其主要零部件進行設計及校核，最后通過AutoCAD繪制其裝配圖和主要零件圖。 四、完成畢業(yè)論文（設計）所必須具備的工作條件及解決的辦法： 完成本次設計首先需要對變速器的國內外研究現(xiàn)況及類似車型變速器的結構及原理進行分析，其次要掌握變速器設計理論、齒輪、軸、鍵、軸承等設計，最后還要能夠熟練使用AutoCAD制圖軟件。 五、工作的主要階段、進度與時間安排： 本課題的實施計劃如下： 1、第1～2周：3月3日～3月13日：收集資料，完成開題報告及答辯； 2、第3～5周：3月16日～4月3日：設計相關數(shù)據的計算 3、第6～8周：4月6日～4月24日：CAD繪制設計裝配圖 4、第9～10周：4月27日～5月8日：CAD繪制設計零件圖 5、第11周：5月11日～5月15日：編寫說明書并檢查完成設計 6、第12～13周：5月18日～5月29日：周一交指導教師預審, 準備畢業(yè)設計答辯，周三正式上交畢業(yè)設計 7、第14周：6月1日～6月5日：周一～ 周三畢業(yè)設計答辯 六、閱讀的主要參考文獻及資料名稱： ［1］陳家瑞. 汽車構造［M］. 北京：機械工業(yè)出版社，2000.10 ［2］陳家瑞. 汽車構造［M］. 北京：人民交通出版社，1987.4 ［3］王望予. 汽車設計［M］. 北京：機械工業(yè)出版社，2004.8 ［4］高維山. 變速器［M］. 北京：人民交通出版社，1990 ［5］汝元功， 唐照明等. 機械設計手冊［M］. 北京：高等教育出版社，1995 ［6］廖念釗. 互換性與技術測量［M］.北京：中國計量出版社，2000.1（重印） ［7］余志生. 汽車理論［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2005． 七、指導教師意見和建議： 指導教師（簽字）：　　　　　　 年 月 日 說明：1、論文（設計）類型：A—理論研究；B—應用研究；C—設計等； 2、論文（設計）來源：指來源于科研項目、生產/社會實際、教師選題或其他（學生自擬）等； 3、各項欄目空格不夠，可自行擴大。 本科畢業(yè)論文（設計） 論文（設計）題目： 學 院：＿＿＿＿＿＿＿＿ 專 業(yè)：＿＿＿＿＿＿＿＿ 班 級：＿＿＿＿＿＿＿＿ 學 號：＿＿＿＿＿＿＿＿ 學生姓名：＿＿＿＿＿＿＿＿ 指導教師：＿＿＿＿＿＿＿＿ 年 月 日 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 誠信責任書 本人鄭重聲明：本人所呈交的畢業(yè)論文（設計），是在導師的指導下獨立進行研究所完成。畢業(yè)論文（設計）中凡引用他人已經發(fā)表或未發(fā)表的成果、數(shù)據、觀點等，均已明確注明出處。 特此聲明。 論文（設計）作者簽名： 日 期： 目 錄 摘 要 III Abstract IV 第1章 緒 論 1 1.1 選題的背景及意義 1 1.2 變速器的功用和要求 1 1.3 國內外研究狀況 1 1.4主要參數(shù) 2 第2章 變速器方案的確定 4 2.1 結構方案的確定 4 2.1.1 傳動機構的結構分析與型式選擇 4 2.1.2 倒擋傳動方案 5 2.2 主要零件結構方案的分析 6 2.2.1 齒輪型式 6 2.2.2 換擋機構型式 6 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 8 3.1擋數(shù)和傳動比 8 3.2 中心距 8 3.3 軸向尺寸 9 第4章 零件的設計與校核 10 4.1 各檔齒輪的設計與校核 10 4.1.1 齒輪參數(shù)選擇 10 4.1.2齒輪齒數(shù)的確定 11 4.1.3齒輪的強度計算與材料的選擇 13 4.1.4一檔齒輪的有限元分析 16 4.2軸的設計與校核 17 4.2.1軸的結構和尺寸 17 4.2.2 軸的校核 18 4.3 軸承的選擇與校核 21 4.3.1 軸承的選擇 21 4.3.2 軸承的校核 21 4.4 變速器同步器的設計 26 4.4.1 同步器的結構 26 4.4.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 28 4.5操縱機構設計 30 總結 31 參考文獻 32 致謝 33 摘 要 變速器是汽車傳動系統(tǒng)中重要的部件，主要用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，它設計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能。 本次設計題目是解放CA1116型汽車變速器設計，根據給定參數(shù)進行結構方案分析，要求完成變速器的動力匹配、機械設計、強度計算、結構設計與設計圖紙繪制。 設計部分是本說明書的重點，它主要包括結構分析、方案論證、計算和校核。結構分析是對所選結構中各主要零部件進行設計計算，其中包括機械式變速器中心矩、齒輪參數(shù)、傳動比的設計計算，還有輸入軸中間軸和輸出軸的設計。校核計算則是對經設計計算的主要零部件進行校核。它在各零部件設計計算之后直接給出。 關鍵詞：變速器，分析，計算，校核 Abstract Transmission is important automotive driveline components, spread mainly used to change the engine torque and speed on wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car. This topic is designed to liberate CA1116-type auto transmission design, according to the given parameters of structural analysis programs require the completion of the transmission of power to match, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn. Design is the key part of the specification, which includes structural analysis, demonstration program, calculation and verification. Structural analysis is the structure of the major components of the selected design calculations, including the central moment of mechanical transmission, gear parameters, the transmission ratio of the design calculations, as well as the input shaft and the output shaft of the intermediate shaft design. Check Calculation of the main components is performed by checking design calculations. It is given directly after each component design calculations. Key words：Transmission，Analysis，Calculation，Checking 33 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 第1章 緒 論 1.1 選題的背景及意義 汽車在不同使用場合有不同的要求，采用往復活塞式內燃機為動力的汽車，其在實際工況下所要求的性能與發(fā)動機的動力性、經濟性之間存在著較大的矛盾。例如，受到載運量、道路坡度、路面質量、交通狀況等條件的影響，汽車所需的牽引力和車速需要在較大范圍內變化，以適應各種使用要求；此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動機本身是不可能倒轉的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。上述發(fā)動機牽引力、轉速、轉向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動機本身是難以解決的，車用變速器應運而生，它與發(fā)動機匹配，通過多擋位切換，可以使驅動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的幾分之一。 1.2 變速器的功用和要求 變速器的功用是根據汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： （1）應保證汽車具有高的動力性和經濟性指標。在汽車整體設計時，根據汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 （2）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不應有自動跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換擋或自動、半自動換擋來實現(xiàn)。 （3）重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 （4）傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? （5）噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 1.3 國內外研究狀況 20世紀90年代以來，科學技術的急速發(fā)展和市場競爭的日益加劇，促使汽車工業(yè)發(fā)生了根本性的變革，其生產組織方式從傳統(tǒng)的大批量、少品種的剛性生產結構向著多品種、中小批量的柔性生產結構轉變。以CAD/CAE等為代表的現(xiàn)代汽車設計方法正逐漸代替?zhèn)鹘y(tǒng)的設計方法。許多大型應用軟件也應運而生，如文件處理、繪圖軟件、數(shù)學分析軟件、數(shù)據庫管理軟件、加上計算機網絡的建立，以及基于這些通用軟件的專業(yè)應用軟件的誕生，使“無紙化設計”在一些發(fā)達國家的機械制造企業(yè)中得以實現(xiàn)。 目前汽車發(fā)達國家的汽車開發(fā)能力越來越依賴于汽車自動開發(fā)設計軟件。發(fā)達國家汽車開發(fā)能力的高低已不再用它擁有多少高級開發(fā)能力的人才和先進設備的多少來評價，而是用更重要的一個方面就是它是否擁有最先進的開發(fā)軟件和數(shù)據庫來評價。 傳統(tǒng)的設計方法一般是根據性能要求利用經驗公式取初值，然后驗算其強度，傳動質量指標等，如果不符合要求則根據經驗改變某些參數(shù)，繼續(xù)驗算，直至符合所有的條件與要求。這種設計方法計算量較大，得到的答案僅僅是符合要求的一個解，而一般的經驗公式又較保守，對于不符合要求時改變的參數(shù)有一定的局限性，導致結果過于保證安全性。產品笨重，而許多性能未必很好甚至變的較差。在當今轎車市場日益競爭激烈，國際市場已趨于飽和，而國內市場正在蓬勃發(fā)展的同時，又是各主要廠家占領市場的良好機會。那么憑什么來吸引大量客戶呢？只有良好的性能價格比，盡量在降低成本的基礎上提高性能，才是所有產品打開市場的根本所在。 當前對轎車設計中動力性與經濟性要求日漸提高的情況下，對零部件的限制條件也越來越多，越來越復雜。傳統(tǒng)的經驗公式已經無法滿足新型變速器設計的要求。而總結新的經驗公式又需要豐富的設計經驗與知識，是一個長期的過程。當今科技日新月異，轎車生產的手段方法與目標也不斷在改變。大量使用的經驗公式已不具備長期生存實用的必要性和可能性。 綜上所述，不僅從變速箱本身的特點，還是設計手段與方法的整個趨勢來看，將先進的設計方法引入變速箱的設計是及其必要的。其優(yōu)點不僅僅在于得到一個能使性能達到較高水平的設計方案，而且由于知識工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴展性。它可以直接將一個復雜的要求引入到設計過程中，能在不改變或較少改變設計系統(tǒng)的情況下，進行進一步設計和檢驗其合理性。而在傳統(tǒng)設計方法中，要做到這樣是很困難的，因為改變設計系統(tǒng)和過程將是一個復雜的工作。 1.4主要參數(shù) 本設計主要對解放CA1116型汽車變速器六檔機械式變速器設計，包括齒輪傳動部分、操縱機構部分等，并進行相關的計算與校核。 設計中所采用的相關參數(shù)如下： （1）T=320 N.m/1000~1400rpm （2）i=6.33，i=7.2 （3）車輪滾動半徑 r=495 mm （4）壽命 22000 Km （5）變速器前進擋數(shù)：6，最高檔為超速檔 其他詳細參數(shù)如下表： 第2章 變速器方案的確定 2.1 結構方案的確定 變速器由傳動機構與操縱機構組成。 2.1.1 傳動機構的結構分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。 設計時首先應根據汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、擋位數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低擋傳動比與高擋傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車與牽引車為10.0~20.0。 通常，有級變速器具有4、5、6個前進擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多達6~16個甚至20個。 變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換擋，對于多于6個前進擋的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為6擋。多于5個前進擋將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速擋，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 根據設計要求，本次設計的解放CA1116型汽車變速器六檔機械式變速器采用6檔變速，且最高檔為直接檔。因此選定的傳動結構方案如下圖2-1所示： 圖2-1 解放CA1116變速器結構簡圖 圖中所標示的為一檔傳動路線，各傳動路線如下： 一檔：一二擋同步器接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→2軸一齒22→一圈21→一二套20→一二轂28→2軸26； 二檔：一二擋同步器接合套左移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸二齒34→2軸二齒17→二圈18→一二套20→一二轂28→2軸26； 三檔：三四擋同步器接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸三齒35→2軸三齒16→三圈15→三四套12→三四轂13→2軸26； 四檔：三四擋同步器接合套左移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸四齒36→2軸四齒9→四圈10→三四套12→三四轂13→2軸26； 五檔：五六擋同步器接合套左移，1軸①→1常齒②→六圈3→五六套5五六轂40→2軸26 六檔：五六擋同步器接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸五齒37→2軸五齒8→五圈7→五六套5→五六轂40→2軸26； 倒檔：倒檔接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸倒齒32→2軸倒齒8→倒圈24→倒套23→倒轂27→2軸26； 2.1.2 倒擋傳動方案 圖2-2為常見的倒擋布置方案。圖2-2b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-2c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-2d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-2c所示方案。圖2-2e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2-2f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2-2g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2-2f所示的傳動方案。 圖2-2 變速器倒擋傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低擋與倒擋，都應當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，然后按照從低擋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。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 2.2 主要零件結構方案的分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 2.2.1 齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；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均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。但是，在本設計中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動方案，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動。 2.2.2 換擋機構型式 換擋結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換擋的特點是結構簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因，采用直齒滑動齒輪換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，除一擋、倒擋外很少采用。 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，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的結合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以他們都不會過早損壞，但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。 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，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 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(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套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。同步器的結構如圖2-3所示： 圖2-3 鎖環(huán)式同步器 l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊; 7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1擋數(shù)和傳動比 根據設計要求本次設計采用六檔變速器，且最高檔為超速檔，通常貨車的超速擋傳動比取0.7~0.8，本處選定為 選用五檔為直接當，即： 已知 中間擋的傳動比理論上按公比為：的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據上式可的出： 故有：ig1=7.2；ig2=4.396；ig3=2.684；ig4=1.638；ig5=1；ig6=0.78 3.2 中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初選： 式中 ——中心距系數(shù)。對轎車取8.9～9.3；對貨車取8.6～9.6； 對多檔主變速器，取9.5～11； ——變速器處于Ⅰ檔時的輸出轉矩， ——發(fā)動機最大轉矩，320N?m； ——變速器的Ⅰ檔傳動比； ——變速器的傳動效率，取0.95。 由公式（3.6）得： =320×7.2×0.95=2188.8N·m 由公式（3.5）得: mm 一般汽車變速器的中心距約在80～170mm范圍內變化,初選A=112mm。 3.3 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。 轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關： 五擋(2.7~3.0)A 六擋(3.2~3.5)A 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。 本次設計采用6+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是： 3.2112mm=358.4mm 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 第4章 零件的設計與校核 4.1 各檔齒輪的設計與校核 4.1.1 齒輪參數(shù)選擇 （1）齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合JB111-60規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn 其中=320Nm，可得出mn=3.215，取3.5。 一擋直齒輪的模數(shù)m mm 通過計算m=2.26，取2.5。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(shù)都去相同，中型貨車取2.5~4。本設計取3。 （2）齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表4-1選取。 表4-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45° 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 20° 20°~30° 重型車 同上 低擋、倒擋齒輪22.5°，25° 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取25°。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 4.1.2齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據預先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結構方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。 （1）確定各擋齒輪的齒數(shù) （a）一擋傳動比 為了確定Z11和Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: 其中A=112，m=3.5，故有=64，取64 貨車，此處取=15，則可得出=49。 上面根據初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 這里修正為64，則根據式（3-8）反推出A=112mm。 （b）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 由已經得出的數(shù)據可確定: 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 由此可得： 而根據已求得的數(shù)據及可計算后圓整得到： 與②聯(lián)立可得：=18、=40。 則根據式（3-7）可計算出一擋實際傳動比為： （c）確定其他擋位的齒數(shù) 二擋傳動比 其中：，故有： 對于斜齒輪 故有： 聯(lián)立④得：。 按同樣的方法可分別計算出： 三擋齒輪：； 四擋齒輪： 六檔齒輪： 綜上所述各檔實際傳動比為： ;;;;; （3）確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近，在本設計中倒擋傳動比取6.0。中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒輪12略小或相同，取。 而通常情況下，倒擋軸齒輪取21~23，此處取=23。 由 可計算出： 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距： ，取整74mm 而倒擋軸與第二軸的中心： 因此： 4.1.3齒輪的強度計算與材料的選擇 （1）齒輪的材料選擇 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 （2）齒輪的強度計算與校核 （a）齒輪彎曲強度計算 直齒輪彎曲應力 式中，----彎曲應力（MPa）； ----一擋齒輪10的圓周力（N）， ；其中為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。 ----應力集中系數(shù)，可近似取1.65； ----摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b----齒寬（mm），取20 t----端面齒距（mm）； y----齒形系數(shù) 當處于一擋時，中間軸上的計算扭矩為： =320=2322.96Nm 故由可以得出；再將所得出的數(shù)據代入式（3-17）可得 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一擋直齒輪的彎曲應力在400~850MPa之間。 斜齒輪彎曲應力 式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（3-17）注釋相同，， 選擇齒形系數(shù)y時，按當量模數(shù)在圖（3-17）中查得。 二擋齒輪圓周力： 根據斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=6798.8N 齒輪10的當量齒數(shù)=47.7，可查表（3-17）得：，故： 同理可得：。 依據計算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下： 三擋： 四擋： 五擋： 六擋： 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180~550MPa范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。 （b）齒輪接觸應力 式中，----齒輪的接觸應力（MPa）； F----齒面上的法向力（N），； ----圓周力在（N），； ----節(jié)點處的壓力角（°）； ----齒輪螺旋角（°）； E----齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取； b----齒輪接觸的實際寬度，20mm； ----主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）； 直齒輪： 斜齒輪： 其中，分別為主從動齒輪節(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下表： 表4-2 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 /MPa 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 整理可得： 直齒： 斜齒： 通過計算可以得出各擋齒輪的接觸應力分別如下： 一擋： 二擋： 三擋： 四擋：； 五擋：； 倒擋：；； 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 4.1.4一檔齒輪的有限元分析 一檔齒輪的有限元分析結果如下圖：分別是應力、應變結果，從圖可知強度滿足要求。 圖4-1一檔齒輪的有限元分析 4.2軸的設計與校核 4.2.1軸的結構和尺寸 （1）軸的結構 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的 內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖4-2所示： 圖4-2 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。 （2）軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： 第一軸花鍵部分直徑d(mm)初選：d= 式中： K——經驗系數(shù)，K＝4.0～4.6，取K＝4.0； ——發(fā)動機最大轉矩320（N?m）； d=27.36mm ，取d＝28mm。 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。? 第一軸和中間軸：d/L=0.160.18； 第二軸：d/L=0.180.21。 以下是軸的計算尺寸： 第二軸： （C是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)） T=9.55× T=Temax×i× 因發(fā)動機最大扭矩不大，故C取較小值，由機械設計取C＝100 整理可得： (mm) 代入數(shù)據可得各擋位齒輪處的軸徑為： (mm)；(mm) ；(mm) ；(mm) (mm) ；(mm)；(mm) 此處還應根據階梯軸的結構特點與標準件要求進行軸徑調整。 4.2.2 軸的校核 由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一擋處即可；因為車輛在行進的過程中，一擋所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。 （1）第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為: 式中：----扭轉切應力，MPa； T----軸所受的扭矩，N·mm； ----軸的抗扭截面系數(shù)，； Temax—發(fā)動機軸最大扭矩，N·mm； d----計算截面處軸的直徑，mm； []----許用扭轉切應力，MPa。 其中Temax =320N.m，d =30mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為： 式中，T ----軸所受的扭矩，N·mm； G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa； ----軸截面的極慣性矩，，； 將已知數(shù)據代入上式可得： 對于一般傳動軸可取；故也符合剛度要求。 （2） 第二軸的校核計算 軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： 式中 ----至計算齒輪的傳動比，此處為三擋傳動比2.684； d ----計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為90mm； ----節(jié)點處的壓力角，為16°； ----螺旋角，為25°； ----發(fā)動機最大轉矩，為320N·m。 代入上式可得： 危險截面的受力圖為： 圖4-3 危險截面受力分析 水平面：（160+75）=75 =1317.4N； 水平面內所受力矩： 垂直面：=6879.9N 垂直面所受力矩：。 該軸所受扭矩為：。 故危險截面所受的合成彎矩為： 則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）： 將代入上式可得：，在低擋工作時[]=400MPa， 因此有：[]；符合要求。 軸的剛度校核 第二軸在垂直面內的撓度和在水平面內的撓度可分別按下式計算： ， 式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； ----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E----彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I----慣性矩（），，d為軸的直徑（）； a、b----為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L----支座之間的距離（）。 將數(shù)值代入式（3-37）和（3-38）得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。 4.3 軸承的選擇與校核 4.3.1 軸承的選擇 （1）幾種軸承： 圓錐滾子軸承： 可以同時承受徑向載荷及單向的軸向載荷（30000型以徑向為主，30000B型以軸向載荷為主）。內外圈可以分離，安裝時可以調整軸承的游隙。一般成對使用，對稱安裝。 深溝球軸承： 主要承受徑向載荷，也同時承受少量雙向軸向載荷。在高速時，可以用來承受純軸向載荷。工作中允許內外圈軸線偏斜量。摩擦阻力小，極限轉速高，結構簡單，價格便宜，應用最廣泛。但承受沖擊載荷能力較差，適用于高速場合。 圓柱滾子軸承： 能夠承受較大的徑向載荷而不能承受軸向載荷。因是線接觸，內、外圈只允許有極小的相對偏轉。軸承內、外圈可分離。 滾針軸承 徑向尺寸緊湊切承載能力很大，價格低廉。但不能承受軸向載荷，摩擦系數(shù)較大，不允許有偏斜。常用于徑向尺寸受限制而徑向載荷又較大的裝置中。 本次設計第一軸后軸承為外座圈上帶有止動槽的深溝球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷。第二軸前、后端采用帶止動槽的圓錐滾子軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承，在第二軸穿過殼體處采用圓柱滾子軸承以承受徑向力，第二軸后部采用深溝球軸承支撐在軸承蓋內。 4.3.2 軸承的校核 初選軸承，代號7206AC （46206）α=25o A/R≤e 時， x=1 y=0 A/R＞e時， x=0.41 y=0.87 e=0.68 其中：R—徑向載荷，x —徑向載荷系數(shù)，A——軸向載荷， （1）計算軸承在各擋位時的支反力 二軸受力分析 圖 4--4 二軸受力分析圖 圖中： C──二軸前軸承對二軸作用力的作用點； D──二軸后軸承對二軸作用力的作用點； C1x、C 2x──二軸前軸承對二軸的水平、垂直作用力； D1x、D2x、D3x──二軸后軸承對二軸的水平、垂直、軸向作用力； Fax、Frx、Ftx── x擋二軸齒輪所受軸向力、徑向力、切向力； Rx── x擋齒輪節(jié)圓半徑； 各支承力的計算公式： 軸向載荷： 中間軸受力分析 圖4-5 中間軸受力分析圖 圖中： E──中間軸前軸承對軸作用力的作用點；F──中間軸后軸承對軸作用力的作用點； E1x、E2x──中間軸前軸承對軸的水平、垂直作用力； F1x、F2x──中間軸后軸承對軸的水平、垂直作用力 Fax、Frx、Ftx── x擋齒輪所受軸向力、徑向力、切向力 Facx、Frcx、Ftcx ── 中間軸常嚙合齒輪所受軸向力、徑向力、切向力。 Rx── x擋中間軸齒輪節(jié)圓半徑； Rc ──中間軸常嚙合齒輪節(jié)圓半徑； 注：設計時使Facx與Fax大致相等，故E、F處軸向力可不計。 各支承力的計算公式：(L′=a+b=cx+ex) 軸向載荷：F3x ≈ 0 一軸受力分析 圖4-6 一軸受力分析圖 圖中： A── 一軸前軸承對軸作用力的作用點； B── 一軸后軸承對軸作用力的作用點； C── 二軸前軸承對軸作用力的作用點； Facx、Frcx、Ftcx── 一軸常嚙合齒輪所受軸向力、徑向力、切向力； A1x、A2x ── 一軸前軸承對一軸的水平、垂直作用力； B1x、B2x、B3x── 一軸后軸承對一軸的水平、垂直、軸向作用力； C1x′、C2x′── 二軸前軸承對一軸的水平、垂直作用力； Rc── 一軸常嚙合齒輪齒輪節(jié)圓半徑。 各支承力的計算公式： 軸向載荷：B3x = Facx 計算掛入X擋（非直接擋）時各軸所受扭矩 發(fā)動機輸入的扭矩為Tx=TefMx，一軸所受扭矩為Tx，二軸所受扭矩為T2x=Txix (ix為該擋位傳動比)。 計算各齒輪所受切向力、軸向力、徑向力 常嚙合齒輪：切向力; 軸向力; 徑向力; （βc為齒輪螺旋角 ，αcn為齒輪法面嚙合角）。 x 擋齒輪：切向力; 軸向力 徑向力 （βx為x 擋齒輪螺旋角 ；αnx為x 擋齒輪法面嚙合角）。 直接擋時各齒輪所受軸向力、徑向力、切向力均為零。 計算各軸承的載荷 代入上式，可求得各軸承在1~3擋時的載荷。 （2）計算各軸承的總當量動載荷 計算各軸承在各擋位時的徑向載荷Pr及軸向載荷Pa 計算軸承在各擋位時的當量動載荷： 根據所選軸承型號，查表得到徑向系數(shù)X、軸向系數(shù)Y。 計算公式： 計算軸承的總當量動載荷： 直接擋時各軸承的動載荷均為零，因此只計算１～3 擋的當量動載荷，并以１～3擋所需轉數(shù)作為預期壽命進行校核。 計算二軸后軸承的總當量動載荷： 二軸后軸承Ｄ在１～3 擋的當量動載荷分別為PD1、PD2、PD3，各擋轉數(shù)的分配比例為fu1、fu2、fu3、fu4。根據損傷積累假說，軸承Ｄ的總當量動載荷為： ε——軸承壽命指數(shù)　球軸承ε≈3 計算一軸的后軸承的總當量動載荷 一軸的后軸承B的總當量動載荷為： （3）校核軸承壽命 第一軸前軸承在傳遞扭矩時，內外圈無相對運動，所承受的是靜載荷，該軸承的選擇與傳動中其它部件的設計有關，本文不對其進行校核。其余軸承的校核步驟如下： 計算各軸承1~3擋時壽命 計算公式：L=(C/Pm)ε 其中 C ——軸承的額定動載荷。 計算各軸承在1~3擋時所需壽命 汽車軸承一般以汽車大修里程Ls (km)作為其預期壽命。在此里程中第二軸總轉數(shù)：ND總= LS×io/(2πRr) (Ls=2.5×105km) i0為主減速, Rr為車輪滾動半徑。 第二軸后軸承在1~3擋所需壽命為： 第一軸后軸承在1~3擋所需壽命為： 扭矩系數(shù)：　fM1　　　　fM2　　　　　fM3　　　 fM4 　　　　　　50%　　　　60%　　　　70%　　　 80% 路程系數(shù)：　　　　　 fu2　　　　　fu3　　　　fu4　 　　　　　　1%　　　　 3%　　　 　13%　　　80% 根據上述公式計算結果如下： 軸承在各擋位時的當量動載荷： 二軸后軸承 　　　　?、瘛　　　　、颉　　　　、蟆　　　　、? ：　 3788　　　　 2766　　　　2249　　　　 0 中間軸前軸承 　　　　?、瘛　　　　、颉　　　　、蟆　　　　、? ： 844　　　　885　　　 1261　　　 0 中間軸后軸承 　　　　?、瘛　　　　、颉　　　　、蟆　　　　、? ： 811　　　　741　　　　905　　　　 0 一軸后軸承 　　　　?、瘛　　　　、颉　　　　、蟆　　　　、? ：　　 2881　　　　2515　　　　2029　　　　 0 各軸承總當量載荷 表4-3 二軸后軸承 中間軸前軸承 中間軸后軸承 一軸后軸承 1400 768 576 1551 各軸承壽命（106轉） 表4-4 二軸后軸承 中間軸前軸承 中間軸后軸承 一軸后軸承 4737 37846 89718 1513 4）、各軸承所需壽命（106轉） 表4-5 二軸后軸承 中間軸軸承 一軸后軸承 129 68 225 因為：各軸承壽命>各軸承所需壽命,所以選用的軸承合格。 4.4 變速器同步器的設計 4.4.1 同步器的結構 在前面已經說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖所示： 圖4-7 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 如圖（3-7），此類同步器的工作原理是：換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐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在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換擋的第一階段結束。換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成換擋過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖 止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換擋力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖4-8d），完成同步換擋。 圖4-8 鎖環(huán)同步器工作原理 4.4.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 （1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖4-9a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖4-9b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。 圖4-9 同步器螺紋槽形式 （2） 錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan。一般=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設計中采用的錐角均為取7°。 （3） 摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。本次設計中采用的R為50～60mm。 （4） 錐面工作長度b 縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。 設計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。 （5） 同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。 本設計中同步器徑向寬度取10.5mm。 （6） 鎖止角 鎖止角選取的正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26°～46°范圍內變化。本次設計鎖止角取。 （7） 同步時間t 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內選?。簩I車變速器高擋取0.15～0.30s，低擋取0.50～0.80s；對貨車變速器高擋取0.30～0.80s，低擋取1.00～1.50s。 4.5操縱機構設計 設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求： （1）只允許掛一個檔。這通?？炕ユi裝置來保證，其結構型式有如右圖所示： 圖4-10 變速器自鎖與互鎖結構 1-自鎖鋼球 2-自鎖彈簧 3-變速器蓋4-互鎖鋼球 5-互鎖銷 6-撥叉軸 (2)在掛檔的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應設置自鎖裝置（如圖4-10所示）。 (3)汽車行進中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。汽車起步時如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應設置倒檔鎖。 總結 本次設計是解放CA1116型汽車變速器。變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機械式變速箱設計發(fā)展到今天，其技術已經成熟，但對于我們還沒有踏出校門的學生來說，其中的設計理念還是很值得我們去探討、學習的。 對于本次設計的變速箱來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結構簡單，易于生產、使用和維修，價格低廉，而且采用結合套掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設計中采用了6+1檔手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達到其經濟性和動力性的要求；變速器掛檔時用結合套，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。本著實用性和經濟性的原則，在各部件的設計要求上都采用比較開放的標準，因此，安全系數(shù)不高，這一點是本次設計的不理想之處。但是，在以后的工作和學習中，我會繼續(xù)學習和研究變速器技術，以求其設計更加合理和經濟。 緊張忙碌的畢業(yè)設計已經接近尾聲，這次設計是對我大學四年來的學習的一次最綜合的檢驗，也更是一次綜合的學習過程。畢業(yè)設計不僅使我學習和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。同時也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎。 參考文獻 [1]陳家瑞. 汽車構造［M］. 北京：機械工業(yè)出版社，2000.10 [2]陳家瑞. 汽車構造［M］. 北京：人民交通出版社，1987.4 [3]王望予. 汽車設計［M］. 北京：機械工業(yè)出版社，2004.8 [4]高維山. 變速器［M］. 北京：人民交通出版社，1990 [5]汝元功， 唐照明等. 機械設計手冊［M］. 北京：高等教育出版社，1995 [6]廖念釗. 互換性與技術測量［M］.北京：中國計量出版社，2000.1（重?。? 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