二軸五檔變速器的設計【2.0L 車型】,2.0L 車型,二軸五檔變速器的設計【2.0L,車型】,五檔,變速器,設計,2.0,車型 摘 要 變速器是汽車傳動系統(tǒng)中比較關鍵的部件，它的設計好壞將直接影響到汽車的實際使用性能。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，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。 因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數，來保證變速箱有足夠的剛性。 本文設計研究了兩軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計并講述了變速器中各部件材料的選擇。 關鍵詞 擋數；傳動比；齒輪；軸；強度校核 Abstract Transmission is more cruical in automotive driveline components, it is dseigned to ditectly affect the quality of the actual use of performance automobiles. Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of two-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords Block Transmission ratio Gear Axis Checking 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.1.1 設計二軸五檔變速器的目的和意義 2 1.1.2 汽車變速器設計要求 2 1.1.3 研究變速的現狀 3 1.2 變速器的設計思想 3 第2章 變速器傳動機構與操縱機構的布置 4 2.1 變速器傳動機構的布置方案 4 2.1.1 變速器傳動方案分析與選擇 4 2.1.2 倒檔布置方案 5 2.2 操縱機構布置方案 6 2.2.1 概述 6 2.2.2 典型的操縱機構以及鎖止裝置 7 2.3 本章小結 9 第3章 變速器設計的總體方案 10 3.1 變速器主要參數的選擇 10 3.1.1 檔數 10 3.1.2 傳動比范圍 10 3.1.3 變速器各檔傳動比確定 11 3.1.4 中心距的選擇 12 3.1.5 齒輪參數的選擇 13 3.1.6 各擋齒輪的分配及傳動比的計算 14 3.2 變速器齒輪強度校核 20 3.2.1 變速器齒輪彎曲強度的校核 21 3.2.2 輪齒接觸應力的校核 22 3.2.3 變速器齒輪的材料及熱處理 23 3.3 軸的結構和尺寸設計 24 3.3.1 初選軸的直徑 24 3.3.2 軸的強度驗算 25 3.4 主減速比的計算 33 3.4.1 主減速齒輪計算載荷的確定 33 3.4.2 主減速器基本參數的選擇 34 3.4.3 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 36 3.4.4 主減速器齒輪的材料及熱處理 39 3.5 差速器設計 39 3.5.1 差速器齒輪的基本參數選擇 40 3.5.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 41 3.6 本章小結 44 第4章 變速器同步器其它零件設計 46 4.1 運慣性式同步器 46 4.1.1 鎖環(huán)式同步器的結構 46 4.1.2 鎖環(huán)式同步器的工作原理 46 4.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 47 4.2 主要參數的確定 48 4.2.1 摩擦因數f 48 4.2.2 同步環(huán)主要尺寸的確定 48 4.2.3 鎖止角 50 4.2.4 同步時間 50 4.3 變速器箱體設計原則 50 4.4 本章小結 51 結 論 52 致 謝 53 參考文獻 54 附錄1 55 附錄2 57 -59- 第1章 　緒論 1.1 　概述 隨著社會的快速發(fā)展和人們生活水平的迅速提高，汽車（尤其是轎車）作為一種必不可少的交通工具已走進千家萬戶?？傊?，汽車工業(yè)的發(fā)展水平直接代表著一個國家基礎工業(yè)和國民經濟的實力。中國未來10年，經濟型轎車至少應翻一番。因此設計一種適合我國國情的經濟型轎車的變速器具有十分重要的意義，而且也符合全球對環(huán)境保護的要求，小排量低排放的經濟型轎車肯定是未來汽車的主力。汽車的發(fā)展經歷了三大革命，動力革命（內燃機的使用），傳動革命（機械傳動的完善和液體傳動的使用）和控制革命（用傳感器、微機和電液閥進行信息處理）。 從先進國家來看，動力革命和傳動革命已經完成，目前正處于控制革命階段，要解決的主要是機械太“機械”，沒有靈性的問題，過去機械全靠人來操縱控制，然而人的生理和心理能力（感覺器官的功能、頭腦分析的能力和體能）是有限的，操縱汽車這樣復雜的機械對于人來說體力和腦力負擔是很重要的，更主要的是單靠人力操縱將阻礙汽車的發(fā)展和其性能的提高。因此必須對汽車各部分（發(fā)動機、變速器、懸架、制動和轉向機構等）進行自動控制，并從各部分的單獨控制向整車一體化控制發(fā)展，從一般控制向智能控制發(fā)展。要解決機械信息處理能力問題，機械本身是無能為力的，液壓控制在性能上也達不到要求，必須引入具有良好控制性能和信息處理能力的電子技術。但是僅僅采用機電液技術還不夠，還需要應用聲學、光學、和化學等多學科技術才能使機械具有良好的信息處理能力，實現高度自動化。 變速器是汽車傳動系中一個比較關鍵的部件，它設計的好壞直接影響到汽車的使用性能。隨著汽車工業(yè)的告訴發(fā)展和現汽車現代設計方法的開發(fā)和應用，人們對汽車變速器的設計要求是越來越高。其中，減少變速器體積，提高變速器可靠性以及改善其與發(fā)動機的匹配更是當前急需解決的重要問題！ 兩軸式變速器與三變速器相比，其結構簡單、緊湊且除到檔外其他各檔的傳動效率高、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(tǒng)緊湊、操縱性好且使汽車質量降低6%~10%。兩軸式變速器縱置時，傳動系的結構簡單（即輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體從而簡化了制造工藝，降低了成本）。 1.1.1 設計二軸五檔變速器的目的和意義 變速器是汽車傳動系中一個比較關鍵的部件，它設計的好壞直接影響到汽車的使用性能。隨著汽車工業(yè)的告訴發(fā)展和現汽車現代設計方法的開發(fā)和應用，人們對汽車變速器的設計要求是越來越高。其中，減少變速器體積，提高變速器可靠性以及改善其與發(fā)動機的匹配更是當前急需解決的重要問題！ 本課題將可靠優(yōu)化二軸五檔變速器設計理論應用汽車機械式變速器齒數系的設計中，根據汽車的動力性要求，在保證零件結構強度和剛度可靠使用的條件下，以變速器體積最小化和功率使用最大化為目標函數，通過可靠性優(yōu)化設計結果與原始數據的對比，使變速器設計得到一個更可靠的優(yōu)化。 1.1.2 汽車變速器設計要求 汽車傳動系是汽車的核心組成部分。其任務是調節(jié)、變換發(fā)動機的性能，將動力有效而經濟地傳至驅動車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動系任務的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽車變速器的設計工作開始之前，首先要根據變速器運用的實際場合來對一些主要參數做出選擇。主要參數包括中心距、變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數、各檔齒輪的齒數等。 （1） 正確選擇變速器的檔位數和傳動比，使之與發(fā)動機參數優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與經濟性； （2） 設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸； （3） 設置倒擋，使汽車能倒退行駛； （4） 設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出； （5） 換擋迅速、省力、方便； （6） 工作可靠； （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，變速器還應當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。 1.1.3 研究變速的現狀 眾所周知，中國國內市場的轎車車型，90%都來自日本和德國技術，更確切地說，是來自于日本豐田和德國大眾技術。國內的許多車廠在研發(fā)、生產方式上，或是購買技術，或是與德·日方聯(lián)合經營，自主獨立開發(fā)的能力相對欠缺。因此，我國的轎車車型及所屬關緊部件的研發(fā)方面的發(fā)展相對滯后，進而造成國內的許多老型產品一干就是十幾年，甚至二十幾年的尷尬局面。但是根據我們國家的實際現狀，目前中國市場對轎車的需求，在短時間內，甚至相當長的一段時間內轎車仍然具有一定的發(fā)展的空間。 汽車變速器發(fā)展經歷了100多年，從最初采用側鏈傳動到手動變速器，到現在的液力自動變速器和電控機械式自動變速器，再向無級自動變速器方向發(fā)展。變速器是汽車傳動系的重要組成部分，其發(fā)展無疑代表著汽車工業(yè)的發(fā)展，它的設計也是汽車設計的一個重要部分。手動變速器(MT)主要采用齒輪傳動的降低原理，變速器內有多組傳動比不同的齒輪副，汽車行駛時的換擋就是通過操縱機構使變速器內不同的齒輪副工作。 我國汽車工業(yè)采用CAD技術，從無到有，至今已有十多年的歷史。與其他機械產品相比，汽車行業(yè)在計算機應用的投入比較多。各汽車廠紛紛引進軟硬件并逐步建立了計算機輔助系統(tǒng)。AutoCAD在用戶的心目中也變成了二維設計軟件的縮影。 1.2 　變速器的設計思想 根據發(fā)動機匹配的轎車的基本參數，及發(fā)動機的基本參數。 （1） 發(fā)動機排量2.0升； （2） 五個前進擋，一個倒檔； （3） 輸入、輸出軸保證兩點支承； （4） 采用同步器，保證可靠平穩(wěn)換擋； （5） 齒輪、軸及軸承滿足使用要求。 第2章 　變速器傳動機構與操縱機構的布置 2.1 　變速器傳動機構的布置方案 2.1.1 變速器傳動方案分析與選擇 機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數少，結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結構限制其一檔速比不能設計的很大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時直接輸出動力。 而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。 對不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位數，其原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同[5]。而傳動系的檔位數與汽車的動力性、燃油經濟性有著密切的聯(lián)系。就動力性而言，檔位數多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經濟性而言，檔位數多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產率，降低運輸成木。不過，增加檔數會使變速器機構復雜和質量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。 綜上所述，此次設計變速器是驅動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅動，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲小，設計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。大體結構可參考如圖2-1所示的結構。 圖2-1 發(fā)動機前置前輪驅動布置示意圖 2.1.2 倒檔布置方案 常見的倒檔布置方案如圖2-2所示。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2-2f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。 圖2-2 倒檔的布置方案 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖2.2f所示方案。 2.2 　操縱機構布置方案 2.2.1 概述 根據汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構完成選檔和實現換檔或退到空檔。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求[9]：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。 變速器操縱機構通常裝在頂蓋或側蓋內，也有少數是分開的。變速器操縱機構操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。 直接操縱式手動換檔變速器當變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各檔換檔行程相等。 2.2.2 典型的操縱機構以及鎖止裝置 圖2-3 典型的操縱機構圖 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采 用彈簧和鋼球式機構。 1、 換檔機構 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檔位及重型貨車變速器上應用。 使用同步器能保證換檔迅速、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、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，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檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。 通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設計全部檔位均選用同步器換檔。 2、 防脫檔設計 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現重大故障。常見的互鎖機構有： （1） 互鎖銷式 圖2-4是汽車上用得最廣泛的一種機構，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。 圖2-4，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖2-4，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。 （2） 擺動鎖塊式 圖2-5為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。 （3） 轉動鉗口式 圖2-6為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉動。選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。 圖2-5 擺動鎖塊式互鎖機構 圖2-6轉動鉗口式互鎖機操縱機 構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產生明顯的手感。 鎖止機構還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構。 自鎖機構的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止脫檔和掛檔。自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型。 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。本次設計屬于前置前輪驅動的轎車，操縱機構采用直接操縱方式，鎖定機構全部采用，即設置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現自鎖，通過互鎖銷實現互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實現，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。 2.3 　本章小結 本章主要介紹了變速器傳動機構的布置方案和零、部件結構方案進行了系統(tǒng)的分析，并給出了此次設計的具體方案，即設計兩軸式變速器，倒擋布置方案如圖2-2（f）所示，前進擋皆為斜齒圓柱齒輪，倒擋為直齒圓柱齒輪，采用全同步器式換擋形式，圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。并且對操縱機構做了詳細的介紹，說明了常用的鎖止機構的結構及原理。 第3章 變速器設計的總體方案 3.1 　變速器主要參數的選擇 本次變速器設計的主要參數如下表4-1所示。 表4-1 主要參數 發(fā)動機最大功率 115kw 車輪型號 215/60R15 發(fā)動機最大轉矩 189N·m 最大功率時轉速 6300r/min 最大轉矩時轉速 4300r/min 最高車速 200km/h 總質量 1430kg 整備質量 2500kg 3.1.1 檔數 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用4～5個檔或多檔。載質量在2.0～3.5t的貨車采用五檔變速器，載質量在4.0～8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。 3.1.2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.85。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 傳動比范圍的選擇要求： 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。 因此，本次設計的轎車變速器為5檔變速器，最高檔傳動比初定為0.8左右。 3.1.3 變速器各檔傳動比確定 （1）主減速器傳動比的確定發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系為： （3.1） 式中 ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 由上文可知最高車速==189km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.75；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格215/60R15得到=267.65（mm）；發(fā)動機轉速==4300（r/min）；由公式（4.1）得到主減速器傳動比計算公式： （2）確定變速器一擋傳動比 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路間的滾動阻力及爬坡阻力。故有：，則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動比為[1]： （3.2） 式中：m——汽車總質量，1430kg； g——重力加速度，9.8； ——道路最大阻力系數，由于一般瀝青或混凝土路面滾動阻力系數f=0.018~0.020，故取f=0.019；最大爬坡度，故坡角，所以為0.359； ——驅動車輪滾動半徑，0.267mm； ——發(fā)動機最大轉矩，189N·m； ——主減速比，4； ——汽車傳動系的傳動效率，轎車可取0.9~0.92，故選為0.9。 由公式（2.2）得：； 根據驅動車輪與路面的附著條件，求得變速器一擋傳動比為[1]： （3.3） 式中：——汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋給地面的載荷，對于發(fā)動機前置后輪驅動的乘用車，滿載時后軸占55%~65%，故取=60%mg； ——道路的附著系數，計算時取=0.55~0.65，故選為0.6； ，，，——見式（3.2）下說明。 由公式（3.3）得：；最終取。 （3）變速器各檔速比的配置 按等比級數分配其它各檔傳動比，即： 3.1.4 中心距的選擇 初選中心距可根據經驗公式計算[14]： （3.4） 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數，乘用車=8.9~9.3； ——發(fā)動機最大輸出轉距為189（N·m）； ——變速器一檔傳動比為3.5； ——變速器傳動效率，取96%。 （8.9~9.3）=（8.9-9.3）8.375=74.54~77.89mm 轎車變速器的中心距在60～80mm范圍內變化。初取A=80mm。 3.1.5 齒輪參數的選擇 1. 模數m 齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。對于乘用車為了減少噪聲應合理減小模數，乘用車和總質量在1.8~14.0t的貨車為2.0~3.5mm，取m=2.5mm。 2. 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[15]。 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。 本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角20°。 3. 螺旋角 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。 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；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。 本設計初選螺旋角全部為28°。 4. 齒寬b 齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求，通常是根據齒輪模數來確定齒寬b。，其中為齒寬系數。變速器中一般倒擋采用直齒圓柱齒輪=4.5~8.0；常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪=6.0~8.5。 5. 齒頂高系數 齒頂高系數對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。一般齒輪的齒頂高系數，為一般汽車變速器齒輪所采用。 3.1.6 各擋齒輪的分配及傳動比的計算 分配齒數時應注意的是，各擋齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。 （1）確定一擋齒輪的齒數 由于一擋采用斜齒輪傳動，所以齒數和=56，修正后得。 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)，采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和湊配中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性、耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲[6]。 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，得； 由于湊配中心距與原中心距相等即為高度變位。 。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。一擋齒輪參數如表3.1。 表3.1 一擋齒輪基本參數 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 （2）確定二擋齒輪的齒數 二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與一檔嚙合齒輪不同，由得： （3.5） 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： （3.6） 聯(lián)解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.4）（3.5）求出。 再把代入式（3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關系 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，得； 由于湊配中心距與原中心距相等即為高度變位。 。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。二擋齒輪參數如表3.2。 表3.2 二擋齒輪基本參數 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 （3）確定三擋齒輪的齒數 二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與一檔嚙合齒輪不同，由得： （3.5） 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： （3.6） 聯(lián)解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.4）（3.5）求出。 再把代入式（3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關系 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，得； 由于湊配中心距與原中心距相等即為高度變位。 。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。三擋齒輪參數如表3.3。 表3.3 三擋齒輪基本參數 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）確定四擋齒輪的齒數 二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與一檔嚙合齒輪不同，由得：而 （3.5） 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： （3.6） 聯(lián)解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.4）（3.5）求出。 再把代入式（3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關系 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，得； 由于湊配中心距與原中心距相不等即為角度度變位。 。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。四擋齒輪參數如表3.4。 表3.4四擋齒輪基本參數 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 （5）確定五擋齒輪的齒數 二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與一檔嚙合齒輪不同，由得： （3.5）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： （3.6） 聯(lián)解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.4）（3.5）求出。 再把代入式（3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關系 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，得； 由于湊配中心距與原中心距相等即為高度變位。 。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。五擋齒輪參數如表3.5。 表3.5 五擋齒輪基本參數 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 （6）確定倒擋齒輪齒數 初選倒檔軸上齒輪齒數為=25，輸入軸齒輪齒數=13，為保證倒檔齒輪的嚙合不產生運動干涉齒輪和齒輪的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式： （3.7） 已知：，，，把數據代入（3.7）式，齒數取整，解得：，則倒檔傳動比為： 輸入軸與倒檔軸之間的距離： mm 輸出軸與倒檔軸之間的距離： mm 表3.6 倒擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 2 齒頂高 3 齒根高 4 齒頂圓直徑 5 齒根圓直徑 6 基圓直徑 7 齒寬 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 2 齒頂高 3 齒根高 4 齒頂圓直徑 5 齒根圓直徑 6 基圓直徑 7 齒寬 3.2 　變速器齒輪強度校核 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的極少，而后者出現的多些[3]。變速器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。 齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點蝕使齒形誤差加大而產生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。 3.2.1 變速器齒輪彎曲強度的校核 1）直齒輪彎曲應力 （3.8） 式中：——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； ——齒寬系數； y——齒形系數。 倒擋主動輪3，查手冊得y=0.165，代入（3.8）得； 倒擋傳動齒輪13，查手冊得y=0.173，代入（3.8）得； 倒擋從動輪11，查手冊得y=0.182，代入（3.8）得； 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，倒擋直齒輪許用彎曲應力在400~800Mpa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 故<[]，彎曲強度足夠。 （2）斜齒輪彎曲應力 （3.7） 式中：——計算載荷（N·mm）； ——斜齒輪螺旋角； ——應力集中系數，可近似取=1.50； Z——齒數； ——法向模數（mm）； y——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。 一擋齒輪1，查圖得y=0.154，代入（3.7）得=346.3Mpa； 一擋齒輪2，查圖得y=0.164，代入（3.7）得=.107.Mpa； 二擋齒輪5，查圖得y=0.157，代入（3.7）得=158.26Mpa； 二擋齒輪6，查圖得y=0.160，代入（3.7）得=337Mpa； 三擋齒輪7，查圖得y=0.130，代入（3.7）得=306.3Mpa； 三擋齒輪8，查圖得y=0.147，代入（3.7）得=163.7Mpa； 四擋齒輪9，查圖得y=0.137，代入（3.7）得=234.6Mpa； 四擋齒輪10，查圖得y=0.141，代入（3.7）得=196.57Mpa； 五檔齒輪11，查圖得y=0.139，代入（3.7）得=1981Mpa； 五檔齒輪12，查圖得y=0.137，代入（3.7）得=242.9Mpa； 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，所有斜齒輪滿足<[]，故彎曲強度足夠。 3.2.2 輪齒接觸應力的校核 （3.9） 式中：——輪齒的接觸應力（Mpa）； F——齒面上的法向力（N）， ； ——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； d——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，合金鋼取E=； b——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；、為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。 將上述有關參數代入式（3.9），并將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，得出： 一擋接觸應力； 二擋接觸應力； 三擋接觸應力； 四擋接觸應力； 五檔接觸應力； 倒擋接觸應力（齒輪12主動，13從動）； （齒輪13主動，11從動）； 對于滲碳齒輪變速器齒輪的許用接觸應力[]，一擋和倒擋[]=1900~2000Mpa，常嚙合齒輪和高擋[]=1300~1400Mpa。故所有齒輪滿足<[]，接觸強度足夠。 3.2.3 變速器齒輪的材料及熱處理 變速器齒輪多數采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 國內汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 淬火的目的是大幅度提高鋼的強度、硬度、耐磨性、疲勞強度以及韌性等，從而滿足各種機械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高組織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定；消除內應力，以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調整鋼鐵的力學性能以滿足使用要求[8 3.3 軸的結構和尺寸設計 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性等均有不利影響。 3.3.1 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內選?。簩斎胼S，=0.16～0.18；對輸出軸，0.18～0.21。 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選取： 式中： ——經驗系數，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑： =22.58～26.27mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度=272mm。 按扭轉強度條件確定軸的最小直徑： （3.10） 式中： d——軸的最小直徑（mm）； ——軸的許用剪應力（MPa）； P——發(fā)動機的最大功率（kw）； n——發(fā)動機的轉速（r/min）。 將有關數據代入（3.22）式，得： mm 所以，選擇軸的最小直徑為23mm。 3.3.2 軸的強度驗算 3.3.2.1 軸的剛度的計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。 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。如圖3-1所示： 圖3-1 變速器軸的撓度和轉角 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 （3.11） （3.12） （3.13） 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），=2.1×105 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； 、——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mm。 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。 1、 計算變速器上個齒輪的圓周力、切向力、軸向力 輸入軸： 2、 變速器輸入軸的剛度計算 （1）一檔工作時的計算 已知：a=43mm；b=171mm；L=214mm；d=28mm，則有 mm mm mm （2）二檔工作時的計算 已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，則有 mm mmmm （3）三檔工作時的計算 已知a=77；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，則有 =mm mmmm 由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉角相對于一、二、檔可以忽略。 3、變速器輸出軸的剛度計算 （1）一檔工作時的計算 已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，則有 mm mm mm （2）二檔工作時的計算 已知：a=106mm；b=117mm；L=223mm；d=34mm，則有 mm mm （3）三檔工作時的計算 已知a=69；b=154mm；L=223mm；d=34mm，則有 =mm mmmm 由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉角相對于一、二、檔可以忽略。 3.3.2.2 軸的強度的計算 1、輸入軸強度校核 =5266.29N, =1799.18N，=tg=5266.29×tg24.11°=1711.12N （1）求H面內支反力、和彎矩 輸入軸受力如圖3-2（a）所示，則 += ×=× 由以上兩式可得=4833.96N，=432.33N，=89428.26N·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 （2）求V面內支反力、和彎矩 輸入軸受力如圖3-2（b）所示，則 += （+）－×－= 0 由以上兩式可得=1747.15N，=52.03N，=32322.28N·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、輸出軸強度校核 =5213.62N，=1781.19N，=tg=5213.62×tg24.11°=1694.01N （1） 求H面內支反力、和彎矩 輸出軸受力如圖3.4（a）所示，則 += = 由以上兩式可得=1243.54N，=539.63N，=117946.68N·mm （2）求V面內支反力、和彎矩 輸出軸受力如圖3-4（b）所示，則 += （+）=－= 0 由以上兩式可得=1243.54N，=539.63N，=31710.27N·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 3.4 主減速比的計算 主減速比對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。 3.4.1 主減速齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（）的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即 /n=2382（） （3.14） =2646（） （3.15） 式中：——發(fā)動機最大扭矩190； ——由發(fā)動機到所計算的為加速器從動齟輪之間的傳動系最低檔傳動比； ==4×3.5=14 ——上述傳動部分的效率，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； ——汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷，N；但后橋來說還應考慮到汽車加速時負載增大量，可初?。? ——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比，分別取0.96和1。 由式(3.14),(3.15)求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車倆穩(wěn)定，其正常持轉矩是根據所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉矩為 ==147.812（） （3.16） 式中：——汽車滿載總重2500×9.8=24500N； ——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0； ——道路滾動阻力系數，越野車通常取0.020~0.035，可初選=0.034； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數。貨車通常取0.09~0.30，可初選取=0.15； ——汽車性能系數 （3.17） 當 =46.86>16時，取=0.134。 3.4.2 主減速器基本參數的選擇 （1）主、從動斜齒輪齒數和 選擇主、從動斜齒輪齒數時應考慮如下因素： ①為了磨合均勻，，之間應避免有公約數； ②為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40； ③為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于車一般不小于9；取12。 ④主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙； ⑤對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 （2）從動斜齒輪大端分度圓直徑和端面模數 對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 可根據經驗公式初選，即 （3.18） 式中：——直徑系數，一般取13.0～16.0； ——從動錐齒輪的計算轉矩，，為和中的較小者取其值為2382； 由式（3.18）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 由于湊配中心距與原中心距相不等即為高度變位，總變位0.89 斜齒端面模數； 。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。主減速器齒輪參數如表3.6。 表3.6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 3.4.3 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 斜齒輪的強度計