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乘用車變速器設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1 概述
本文以捷達(dá)汽車變速器為研究對(duì)象，變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)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(shí)使汽車在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋和倒檔。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。
一 對(duì)變速器如下基本要求：
1. 保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)型。
2. 設(shè)置空擋。用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。
3. 設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。
4. 設(shè)置動(dòng)力傳輸裝置，需要時(shí)進(jìn)行功率輸出。
5. 換擋迅速、省力、方便。
6. 工作可靠，汽車行駛過(guò)程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。
7. 變速器應(yīng)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(yīng)該滿足輪廓尺寸和質(zhì)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(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器傳動(dòng)比范圍越大。
二 變速器的類型：
（1） 按傳動(dòng)比變化 變速器可分為有級(jí)式、無(wú)級(jí)式、和綜合式三種。
1.有級(jí)式變速器 具有若干個(gè)數(shù)值一定的傳動(dòng)比，傳動(dòng)比的變化呈階梯式或跳躍式。有級(jí)式變速器應(yīng)用最為廣泛，傳動(dòng)方式采用齒輪傳動(dòng)（包括軸線固定的普通齒輪傳動(dòng)和部分齒輪軸線旋轉(zhuǎn)的行星齒輪傳動(dòng)）。目前，轎車和輕、中型載貨汽車裝用的有級(jí)式變速器多為3~6個(gè)前進(jìn)擋和一個(gè)倒檔。
2.無(wú)級(jí)式變速器 無(wú)級(jí)式變速器的傳動(dòng)比可以在一定范圍內(nèi)連續(xù)變化。有電力式和液壓式無(wú)級(jí)變速器兩種。傳動(dòng)部分分為直流串勵(lì)電動(dòng)和液力變矩器。
3.綜合式變速器 綜合式變速器由液力變矩器和齒輪式有級(jí)變速器組成的液力機(jī)械式變速器，其傳動(dòng)比可以在最大值與最小值之間的幾個(gè)間斷的范圍內(nèi)作無(wú)級(jí)變化。目前應(yīng)用較多。
（2）按操縱方式 變速器可分為強(qiáng)制操縱式變速器、自動(dòng)操縱式變速器和半自動(dòng)操縱式變速器三種。
1.強(qiáng)制操縱式變速器 靠駕駛員直接操縱變速換擋。
2.自動(dòng)操縱式變速器 傳動(dòng)比的選擇和換擋是自動(dòng)進(jìn)行的，駕駛員只需操縱加速踏板，變速器就可以根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷信號(hào)和車速信號(hào)來(lái)控制執(zhí)行元件，實(shí)現(xiàn)擋位的變換。
3.半自動(dòng)操縱式變速器 分為兩類：一類是部分擋位自動(dòng)換擋，部分擋位手動(dòng)換擋；另一類是預(yù)先按鈕選定擋位，在踩下離合器踏板或松開(kāi)加速踏板時(shí)，由執(zhí)行機(jī)構(gòu)自動(dòng)換擋。
三 變速器的工作原理
普通齒輪變速器也叫定軸式變速器，它由一個(gè)變速器殼、軸線固定的幾根軸和若干齒輪等零件組成，可實(shí)現(xiàn)變速、變扭和改變旋轉(zhuǎn)方向。
1. 變速原理
一對(duì)齒數(shù)不同的齒輪嚙合傳動(dòng)時(shí)，設(shè)主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)為，從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)為。若小齒輪帶動(dòng)大齒輪時(shí)，轉(zhuǎn)速就降低了；若大齒輪帶動(dòng)小齒輪時(shí)，轉(zhuǎn)速即升高。在相同的時(shí)間內(nèi)嚙合的齒數(shù)相等，即=。齒輪的傳動(dòng)比為=/=/。齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比定義為主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速與從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速之比，它也等于從動(dòng)齒輪的齒數(shù)與主動(dòng)齒輪的齒數(shù)之比，即
這就是齒輪傳動(dòng)的變速原理。汽車變速器就是根據(jù)這一原理利用若干大小不同的齒輪副傳動(dòng)而實(shí)現(xiàn)變速的。
2. 變向原理
汽車發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過(guò)程中是不能逆轉(zhuǎn)的。為了能使汽車倒退行駛，在變速器中設(shè)置了倒擋（R）。倒擋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是在主動(dòng)齒輪與從動(dòng)齒輪之間增加一個(gè)中間齒輪，利用中間齒輪來(lái)改變輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，因此，這個(gè)中間齒輪油稱之為倒擋換擋齒輪。
1.1.1 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀
變速器作為傳遞動(dòng)力和改變車速的重要裝置，國(guó)外對(duì)其操縱的方便性和擋位等方面的要求越來(lái)越高。目前對(duì)4擋特別是5擋變速器的應(yīng)用有日漸增多的趨勢(shì)，同時(shí)，6擋變速器的裝車率也在上升。
中國(guó)汽車變速器(汽車變速器市場(chǎng)調(diào)研)市場(chǎng)正處于高速發(fā)展期。2009年中國(guó)汽車銷售1364萬(wàn)輛，同比增長(zhǎng)46.15%，2015年汽車銷售規(guī)模將達(dá)到4000萬(wàn)輛。在汽車行業(yè)市場(chǎng)規(guī)模高速增長(zhǎng)的情況下，中國(guó)變速器(變速器行業(yè)分析)行業(yè)面臨著重大機(jī)遇。2009年中國(guó)汽車變速器(汽車變速器市場(chǎng)調(diào)研)市場(chǎng)規(guī)模達(dá)520億元人民幣，并且以每年超過(guò)20%的速度增長(zhǎng)，預(yù)計(jì)2015年有望達(dá)到1500億元。
由于近年來(lái)乘用車市場(chǎng)增長(zhǎng)迅速，2007年中國(guó)乘用車變速器需求量在600萬(wàn)件以上，其中大部分為手動(dòng)變速器，但是自動(dòng)變速器的需求比例不斷提高。與此同時(shí)隨著商用車市場(chǎng)快速發(fā)展，2007年商用車變速器的市場(chǎng)需求量有200萬(wàn)件，其中輕型貨車用變速器占市場(chǎng)主流，然而重型車變速器市場(chǎng)有望成為未來(lái)的新亮點(diǎn)。在手動(dòng)變速器領(lǐng)域，國(guó)產(chǎn)品牌已占主導(dǎo)地位。但技術(shù)含量更高的自動(dòng)變速器市場(chǎng)卻是進(jìn)口產(chǎn)品的天下，2007年中國(guó)變速器產(chǎn)品(變速器產(chǎn)品進(jìn)口統(tǒng)計(jì))進(jìn)口額達(dá)到30億美元。國(guó)內(nèi)變速器企業(yè)未來(lái)面臨嚴(yán)峻挑戰(zhàn)。
1.1.2 研究的目的、依據(jù)和意義
隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢(shì)。而變速器設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，因此它的性能影響到汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對(duì)轎車而言，其設(shè)計(jì)意義更為明顯。在對(duì)汽車性能要求越來(lái)越高的今天，車輛的舒適性也是評(píng)價(jià)汽車的一個(gè)重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計(jì)如果不合理，將會(huì)使汽車的舒適性下降，使汽車的運(yùn)行噪聲增大。通過(guò)本題目的設(shè)計(jì)，學(xué)生可綜合運(yùn)用《汽車構(gòu)造》、《汽車?yán)碚摗贰ⅰ镀囋O(shè)計(jì)》、《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《液壓傳動(dòng)》等課程的知識(shí)，達(dá)到綜合訓(xùn)練的效果。由于本題目模擬工程一線實(shí)際情況，學(xué)生通過(guò)畢業(yè)設(shè)計(jì)可與工程實(shí)踐直接接觸，從而可以提高學(xué)生解決實(shí)際問(wèn)題的能力。
1.1.3 研究的方法
本次設(shè)計(jì)主要是通過(guò)查閱近幾年來(lái)有關(guān)國(guó)內(nèi)外變速器設(shè)計(jì)的文獻(xiàn)資料，結(jié)合所學(xué)專業(yè)知識(shí)進(jìn)行設(shè)計(jì)。通過(guò)比較不同方案和方法選取最佳方案進(jìn)行設(shè)計(jì)，通過(guò)排量選擇變速器中心距；各檔傳動(dòng)比的計(jì)算；計(jì)算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對(duì)其進(jìn)行校核計(jì)算；計(jì)算選擇軸與軸承，同時(shí)對(duì)其進(jìn)行校核，對(duì)同步器、換擋操縱機(jī)構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進(jìn)行分析計(jì)算；另外，對(duì)現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)、完善。
第2章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算
2.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)
最高車速：=180Km/h
發(fā)動(dòng)機(jī)功率：=74KW
轉(zhuǎn)矩：=150
總質(zhì)量：=1500Kg
轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：=3800r/min
車輪：185/60R14
2.2變速器各擋傳動(dòng)比的確定
初選傳動(dòng)比：
= 0.377 （2.1）
式中： —最高車速
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速
—車輪半徑
—變速器最小傳動(dòng)比 乘用車取0.85
—主減速器傳動(dòng)比
=9549× （轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)=1.1～1.3） （2.2）
所以，=9549×=5653.008r/min
/ =1.4～2.0 符合
=0.377×=0.377×=4.026 （2.3）
雙曲面主減速器，當(dāng)≤6時(shí)，取=90%
最大傳動(dòng)比的選擇：
①滿足最大爬坡度。
（2.4）
式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=15000N；
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=150N.m；
—主減速器傳動(dòng)比，=4.026
—傳動(dòng)系效率，=90%；
—車輪半徑，=0.289m；
—滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于貨車取=0.0165×[1+0.01(-50)]=0.03795；
—爬坡度，取=16.7°
帶入數(shù)值計(jì)算得 ①
②滿足附著條件：
·φ （2.5）
Φ為附著系數(shù)，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(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，這里取70%mg ；
計(jì)算得≤3.283 ； ②
由①②得2.551≤≤3.283 ； 取=3.2 ；
校核最大傳動(dòng)比 ；
在3.0~4.5范圍內(nèi)，故符合。
其他各擋傳動(dòng)比的確定：
按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系：
（2.6）
式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為：
，，，
==1.337
所以其他各擋傳動(dòng)比為：
=3.2， ==2.390，==1.788，==1.337 ，=0.85
2.3變速器傳動(dòng)方案的確定
圖2-1a為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e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(zhǎng)。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(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2-61所示方案。其缺點(diǎn)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(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。
本設(shè)計(jì)采用圖2-1f所示的傳動(dòng)方案。
圖2-1 變速器倒檔傳動(dòng)方案
因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)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，然后按照從低檔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(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。
圖2.2變速器傳動(dòng)示意圖
1. 輸入軸五擋齒輪 2.輸出軸五擋齒輪 3.輸入軸四擋齒輪 4.輸出軸四擋齒輪
5. 輸入軸三擋齒輪 6.輸出軸三擋齒輪 7.輸入軸二擋齒輪 8.輸出軸二擋齒輪
9. 輸入軸一擋齒輪 10.輸出軸一擋齒輪 11.倒擋齒輪 12.輸入軸倒擋齒輪13.輸出軸倒擋齒輪
2.4中心距A的確定
初選中心距：發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選，A=66mm
2.5齒輪參數(shù)
2.5.1 模數(shù)
對(duì)貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。
嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。
表2.1 汽車變速器齒輪法向模數(shù)
車型
乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L
貨車的最大總質(zhì)量/t
1.0≤V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14
＞14.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50~6.00
表2.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)
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(dòng)機(jī)排量為1.6L，根據(jù)表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數(shù)定為2.25~2.75mm。
2.5.2 壓力角
理論上對(duì)于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對(duì)商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。
2.5.3 螺旋角
實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，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(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)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°
2.5.4 齒寬
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0；
斜齒，取為6.0～8.5。
采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為2～4mm，取4mm。
2.5.5 齒頂高系數(shù)
在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00.
2.6本章小結(jié)
通過(guò)初始數(shù)據(jù)，首先確定變速器的最大傳動(dòng)比，然后根據(jù)最大傳動(dòng)比，確定擋數(shù)及各擋傳動(dòng)比的大小，然后根據(jù)變速器中心距A與發(fā)動(dòng)機(jī)排量的關(guān)系，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計(jì)算做準(zhǔn)備。
第3章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核
3.1齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算
3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配
一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選=22°
一擋傳動(dòng)比為 （3.1）
為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，
斜齒 （3.2）
==48.96取整為49
即=11.65 取12 =49-12=37
對(duì)中心距進(jìn)行修正
因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
==66.06mm （3.3）
對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位：
端面嚙合角 ： tan=tan/cos=0.392 （3.4）
=21.42°
嚙合角 ： cos==0.932 （3.5）
=21.29°
變位系數(shù)之和 （3.6）
=-0.11
查變位系數(shù)線圖得：
計(jì)算一擋齒輪9、10參數(shù)：
分度圓直徑 =2.5×12/cos22°=32.356mm
=2.5×37/22°=99.764mm
齒頂高 =3.74mm
=1.415mm
式中： =（66-66.06）/2.5=-0.024
= -0.11+0.024 = -0.086
齒根高 =2.1mm
=4.425mm
齒頂圓直徑 =39.836mm
=102.062mm
齒根圓直徑 =28.156mm
=90.914mm
當(dāng)量齒數(shù) =15.056
=46.424
二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.25，初選=24°
==53.59 取整為54
=15.81，取整為17 =37則，==2.1765≈=2.390
對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距 =66.499mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.574°
端面嚙合角 =
變位系數(shù)之和
= -0.216
查變位系數(shù)線圖得： -0.216 =0.35
=
二擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =41.870mm
=91.128mm
齒頂高 =3.029mm
=0.9675mm
式中： = -0.22
=-0.004
齒根高 =2.025mm
=4.086mm
齒頂圓直徑 =47.928mm
=93.063mm
齒根圓直徑 =37.370mm
=82.956mm
當(dāng)量齒數(shù) =22.298
=49.843
三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)為2.25
=1.649
=54.39, 取整為55
得=19.727取整為21，=34
=
=1.619≈=1.788
對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋?
理論中心距 =66.734mm
端面壓力角 tan=tan/cos=0.388
=21.218°
端面嚙合角 ==0.9426
變位系數(shù)之和
= -0.31
查變位系數(shù)線圖得： =0.19 = -0.50
三擋齒輪5、6參數(shù)：
分度圓直徑 =50.916mm
=82.508mm
齒頂高 =2.642mm
=1.089mm
式中： = -0.326
=0.016
齒根高 =2.385mm
=3.938mm
齒頂圓直徑 =56.245mm
=84.686mm
齒根圓直徑 =46.191mm
=74.633mm
當(dāng)量齒數(shù) =26.389
=42.660
四擋齒輪為斜齒輪，初選=24°模數(shù)=2.5
=
取整為49
=20.614，取整為23 =26
則：
=
=1.1304≈=1.377
對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距 =67.064mm
端面壓力角 tan=tan/cos=0.3922
=21.42°
端面嚙合角 ==0.946
變位系數(shù)之和
= -0.39
查變位系數(shù)線圖得： = -0.03 = -0.36
四擋齒輪3、4參數(shù)：
分度圓直徑 =62.942mm
=71.151mm
齒頂高 =2.375mm
=1.55mm
式中： =-0.41
=-0.02
齒根高 =3.2mm
=4.025mm
齒頂圓直徑 =67.692mm
=74.251mm
齒根圓直徑 =56.542mm
=63.101mm
當(dāng)量齒數(shù) =30.168
=34.103
五擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)=2.25
=
取整為55
=29.4，取整為31 =24
則：
=
=0.774≈=0.85
對(duì)五擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距 =66.734mm
端面壓力角 tan=tan/cos=0.388
=21.218°
端面嚙合角 ==0.9426
變位系數(shù)之和
= -0.31
查變位系數(shù)線圖得： = 0.19 = -0.50
五擋齒輪1、2參數(shù)：
分度圓直徑 =75.228mm
=80.512mm
齒頂高 =2.642mm
=1.089mm
式中： =-0.326
=-0.086
齒根高 =2.385mm
=3.938mm
齒頂圓直徑 =80.512mm
=60.419mm
齒根圓直徑 =70.458mm
=50.365mm
當(dāng)量齒數(shù) =38.896
=30.112
確定倒擋齒輪齒數(shù)
倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計(jì)算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=13，則：
=
=42.5mm
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應(yīng)為
=2×66－2.5×(13+2)－1
=93.5mm
=－2
=35.4
為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=34
計(jì)算倒擋軸和輸出軸的中心距
=
=68.75mm
計(jì)算倒擋傳動(dòng)比
=2.615
3.1.2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(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
2、合理選擇材料配對(duì)
如對(duì)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(yīng)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(yīng)采用不同鋼號(hào)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(shí)滲碳層深度0.9～1.3
時(shí)滲碳層深度1.0～1.3
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48
對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC。
對(duì)于大模數(shù)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(xì)化材料晶面粒。
3.1.3計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩
發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為192N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率98%，軸承傳動(dòng)效率96%。
輸入軸 ==150N.m
輸出軸 ==150×96%×99%=142.56N.m
輸出軸一擋 =142.56×3.2=456.129N.m
輸出軸二擋 =142.56×2.297=334.351N.m
輸出軸三擋 =142.56×1.649=240.028N.m
輸出軸四擋 =142.56×1.184=172.343N.m
輸出軸五擋 =142.56×0.85=123.726N.m
倒擋 =150××30.85=372.849N.m
3.2輪齒的校核
3.2.1輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算
1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力
圖3.1 齒形系數(shù)圖
（3.8）
式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；
—計(jì)算載荷（N.mm）；
—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；
—摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；
—齒寬（mm）；
—模數(shù)；
—齒形系數(shù)，如圖3.1。
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)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(yīng)力應(yīng)取下限。
計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，，
=21，=13，=34，=0.141，=0.145，=0.162，=372.849N.m，=142.56N.m
=719.114MPa<400～850MPa
=
=735.948MPa<400～850MPa
=
= 512.219MPa<400～850MPa
2、 斜齒輪彎曲應(yīng)力
（3.9）
式中：—計(jì)算載荷，N·mm；
—法向模數(shù)，mm；
—齒數(shù)；
—斜齒輪螺旋角，°；
—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；
—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；
—齒寬系數(shù)
—重合度影響系數(shù)，=2.0。
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車為100～250MPa。
（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ，
=12，=37，=0.118，=0.155，=456.129N.m，=150N.m，
=
=316.37MPa<180～350MPa
=
=344.001MPa<180～350MPa
（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力
=17，=37，=0.164，=0.122，=334.351N.m，=150N.m，
=
=294.47MPa<180～350MPa
=
=345.728MPa<180～350MPa
（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力
=21，=34，=0.152，=0.121，=240.028N.m，=150N.m
=
=261.042MPa<180～350MPa
=
=283.588MPa<180～350MPa
（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力
=23，=26，=0.145，=0.125，=172.343N.m，=150N.m
=
=147.791MPa<180～350MPa
=
=185.136MPa<180～350MPa
（5）計(jì)算五擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力
=31，=24，=0.156，=0.148，=150N.m，=123.726N.m
=
=172.301MPa<180～350MPa
=
=217.892MPa<180～350MPa
3.2.2輪齒接觸應(yīng)力σj
（3.10）
式中：—輪齒的接觸應(yīng)力，MPa；
—計(jì)算載荷，N.mm；
—節(jié)圓直徑，mm；
—節(jié)點(diǎn)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(shí)際寬度，mm；
、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，mm，直齒輪、，斜齒輪、；
、—主、從動(dòng)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(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表3.2。
彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬
表3.2 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力
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
（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力
=456.192N.m，=150N.m， ，，
=31.429mm，
=u=100.573 mm
=6.434mm
=19.838mm
=
=1445.184MPa<1900～2000MPa
=
=1342.598MPa<1900～2000MPa
（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力
=334.351N.m，=150N.m，，，
=40.036mm，
=91.964mm
=18.672mm
=8.579mm
=
=1212.385MPa<1300～1400MPa
=
=1132.459MPa<1300～1400MPa
（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力
=240.028N.m，=150N.m，，，
=49.830mm，
=84.412mm
=17.003mm
=10.134mm
=
=1060.116MPa<1300～1400MPa
=
=987.396MPa<1300～1400MPa
（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力
=172.343N.m，=150N.m，，，
=60.440mm，
=71.560mm
=14.579mm
=12.897mm
=
=873.056MPa<1300～1400MPa
=
=740.923MPa<1300～1400MPa
（5）五擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力
=150N.m，=123.726N.m，，，
=71.351mm，
=60.649mm
=14.476mm
=11.796mm
=
=833.087MPa<1300～1400MPa
=
= 783.954MPa<1300～1400MPa
（6）計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力
=372.849N.m，=150N.m，，，
mm
mm
mm
=5.558mm
=14.536mm
=8.978mm
=
=564.157MPa<1900～2000MPa
=
=1604.646MPa<1900～2000MPa
=
=12303150MPa<1900～2000MPa
3.3本章小結(jié)
本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R(shí)計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，然后計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)算各擋傳動(dòng)比，同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡(jiǎn)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(duì)、考慮加工工藝及熱處理，然后計(jì)算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計(jì)算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計(jì)算出各擋齒輪所受的力，為下章對(duì)軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。
第4章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核
4.1軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1.1 軸的工藝要求
倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)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(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。
對(duì)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(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。
對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。
對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。
4.1.2 初選軸的直徑
傳動(dòng)軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)只需按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，輸入軸軸頸
=103×=24.27mm 取整后d=25mm （4.1）
圖4.1 軸的示意圖
4.1.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算
軸的剛度驗(yàn)算
若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式計(jì)算
（4.2）
（4.3）
（4.4）
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(duì)于實(shí)心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)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。 （4.5）
軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)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撓度
輸入軸剛度
圖4.2 輸入軸受力分析圖
一擋齒輪所受力
N，N
mm，，mm mm
（4.6）
=0.035mm
（4.7）
=0.090
=-0.000323rad0.002rad （4.8）
輸出軸剛度
圖4.3 輸出軸受力分析圖
N，N
mm，，mm mm
=0.020mm
=0.052
=0.00019rad0.002rad
輸入軸的強(qiáng)度校核
圖4.4 輸入軸的強(qiáng)度分析圖
一擋時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。
1)豎直平面面上
得 =1062.39N
豎直力矩=164971.09N.mm
2)水平面內(nèi)上、和彎矩
由以上兩式可得=6483.79N，=1004987.02N.mm
按第三強(qiáng)度理論得：
N.mm
輸出軸強(qiáng)度校核
1)豎直平面面上
得 =1048.05N
豎直力矩=162447.93N.mm
2)水平面內(nèi)上、和彎矩
由以上兩式可得=5653.89N，=873562.59N.mm
按第三強(qiáng)度理論得：
N.mm
4.2軸承的選擇及校核
4.2.1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(hào)，30205（左右），由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得代號(hào)為30205的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=10×300×8=24000h
校核軸承壽命
Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩
+=
由以上兩式可得=2572.99N，=1062.39N
Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6
(4.9)
(4.10)
Ⅲ）、軸向力和
由于
所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊
Ⅳ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷
查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得
故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4
徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 (4.11)
=1.2×（0.67×2572.99+1.6×322.62）=2688.11N
校核軸承壽命
預(yù)期壽命
，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。(4.12)
=55229.2h＞=24000h合格
4.2.2 輸出軸軸承校核
初選輸出軸的軸承型號(hào)，30206（左右），由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得代號(hào)為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=10×300×8=24000h
校核軸承壽命
Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩
+=
由以上兩式可得=2538.25N，=1048.05N
Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6
Ⅲ）、軸向力和
由于
所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊
Ⅳ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷
查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得
故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4
徑向當(dāng)量動(dòng)載荷
=1.2×（0.67×2538.25+1.6×327.52）=2669.59N
校核軸承壽命
預(yù)期壽命
，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3；
=150426.9h＞=24000h
故該軸承合格
4.3本章小結(jié)
本章首先簡(jiǎn)要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過(guò)計(jì)算，確定軸的最小軸頸，通過(guò)軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長(zhǎng)度，然后對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度的驗(yàn)算校核。通過(guò)軸頸，選擇合適的軸承，通過(guò)軸向力的大小對(duì)軸承進(jìn)行壽命計(jì)算。
結(jié) 論
本次設(shè)計(jì)的變速器是以捷達(dá)參數(shù)為依據(jù)，乘用車兩軸變速器，通過(guò)排量選擇中心距的大小，齒輪的模數(shù)等，確定倒擋的布置形式，確定齒輪的壓力角，螺旋角，齒寬，齒形系數(shù)等，然后計(jì)算變速器的各擋傳動(dòng)比，各齒輪的參數(shù)，通過(guò)變?yōu)橄禂?shù)圖查找計(jì)算變?yōu)橄禂?shù)，然后對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡(jiǎn)要的介紹了齒輪材料的選擇原則，對(duì)齒輪進(jìn)行校核。通過(guò)最小軸頸的計(jì)算，選擇軸承，確定軸各段的長(zhǎng)度和軸頸大小。對(duì)軸和軸承進(jìn)行校核計(jì)算。
對(duì)于本次設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō)，其特點(diǎn)是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價(jià)格低廉，而且采用結(jié)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(shè)計(jì)中采用了5+1檔手動(dòng)變速器，通過(guò)較大的變速器傳動(dòng)比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達(dá)到其經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性的要求；變速器掛檔時(shí)用同步器，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(dòng)更平穩(wěn)。本著實(shí)用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計(jì)要求上都采用比較開(kāi)放的標(biāo)準(zhǔn)，因此，安全系數(shù)不高，這一點(diǎn)是本次設(shè)計(jì)的不理想之處。
參考文獻(xiàn)
[1]郝京順.汽車變速器的發(fā)展[J].知識(shí)講座，2000(6)．
[2]楊通順．變速器的黃金時(shí)代[J]．汽車與配件，2003．
[3]王尚軍.DC6J80T六檔變速器設(shè)計(jì)[J].大同齒輪集團(tuán)有限責(zé)任公司，2002(1)．
[4]林紹義.一種汽車變速器設(shè)計(jì)[J].機(jī)電技術(shù)，2004(1)．
[5]吳修義.國(guó)內(nèi)組合式機(jī)械變速器的現(xiàn)狀與發(fā)展[J].現(xiàn)代零部件，2005(1)．
[6]吳修義.機(jī)械變速器系列化及與車輛的匹配[J].變通世界，1999(9)．
[7]殷浩東.工程機(jī)械驅(qū)動(dòng)橋、變速器產(chǎn)品現(xiàn)狀與發(fā)展分析[J].工程機(jī)械與維修， 2006(4)．
[8]張洪欣．變速器優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]．哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2003．
[9]王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003．
[10]陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005．
[11]吳際璋．汽車構(gòu)造[M]．北京：人民交通出版社，2004．
[12]張陽(yáng),席軍強(qiáng),陳慧巖.半掛牽引車自動(dòng)變速器換檔策略研究[J].北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛工程學(xué)院，2006(2)．
[13]余志生.汽車?yán)碚揫M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000．
[14]劉惟信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001．
[15]王三民.諸問(wèn)俊.機(jī)械原理與設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001．
[16]王世剛，張秀親，苗淑杰.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐[M].哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)出版社，2001．
[17]Nakayama T, Suda E. The present and future of electric power steering. Int. J. Of Vehicle Design, 1994, 15(3,4,5):243~234.
[18]Yasuo Shimizu ,Toshitake Kawai. Development of Electric Power Steering. SAE Paper No. 910014.
致 謝
通過(guò)本次設(shè)計(jì)，使我對(duì)變速器有了更多的了解，明白了變速器設(shè)計(jì)的重要性對(duì)變速器的現(xiàn)狀及未來(lái)有了更深刻的了解，綜合運(yùn)用了《汽車構(gòu)造》、《汽車?yán)碚摗贰镀囋O(shè)計(jì)》、《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《液壓傳動(dòng)》等課程知識(shí)，鞏固了所學(xué)知識(shí)。
在本次畢業(yè)設(shè)計(jì)中，指導(dǎo)老師蘇清源一直關(guān)注著我的每一步進(jìn)展，并給了我很多的意見(jiàn)和建議，同時(shí)也對(duì)我提出了嚴(yán)格的要求，我能夠順利的完成畢業(yè)設(shè)計(jì)，和蘇老師的指導(dǎo)師分不開(kāi)的，在此特別感謝蘇老師對(duì)我指導(dǎo)與幫助。
另外，在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)時(shí)，遇到很多問(wèn)題，車輛工程老師和同學(xué)也給了我很大幫助，非常感謝幫助過(guò)我的老師與同學(xué)。
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