本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)題目 汽車手動(dòng)三軸五檔變速器設(shè)計(jì) 系 別專 業(yè)學(xué) 生 姓 名學(xué) 號(hào)指 導(dǎo) 教 師職 稱摘 要變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中至關(guān)重要的部分，它設(shè)計(jì)的直接影響到汽車的經(jīng)濟(jì)性、動(dòng)力性和駕乘舒適性等。本文闡述了汽車的設(shè)計(jì)和驗(yàn)證的主傳動(dòng)的設(shè)計(jì)和計(jì)算過(guò)程，可分為兩個(gè)部分。本設(shè)計(jì)介紹汽車手動(dòng)變速器的作用和要求，同時(shí)還說(shuō)明了變速器各種傳動(dòng)結(jié)構(gòu)方案的對(duì)比。設(shè)計(jì)說(shuō)明主要參數(shù)的確定方法，齒輪計(jì)算和校核，軸上尺寸確定和校核，對(duì)同步器的選擇方法。同時(shí)，分析和設(shè)計(jì)了相應(yīng)的機(jī)構(gòu)，最后畫(huà)出變速器的圖紙。關(guān)鍵詞：手動(dòng)變速器； 齒輪； 軸； 同步器ABSTRACTTransmission is a vital part of the automobile transmission, which directly affect the design of the car's economy, power and ride comfort, etc. This paper describes the design and calculation of automotive design and verification of the main drive can be divided into two parts.This design describes the role and requirements of the automotive manual transmission, but also shows the comparison of various transmission structure transmission scheme. Design description method for determining the main parameters, calculate and check gear, shaft size determination and verification of the synchronizer selection method. Meanwhile, the analysis and design of the appropriate agencies, and finally draw the transmission of drawings.Key words:manual transmission; gear; axle; synchronizer目 錄1 前言 11.1 本次設(shè)計(jì)的目的及意義 11.2 汽車變速器的現(xiàn)狀 11.3 變速器設(shè)計(jì)的主要問(wèn)題 12 變速器的設(shè)計(jì)方案 12.1 設(shè)計(jì)任務(wù)和內(nèi)容 12.2 變速器的功用和要求 12.3 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的選擇 22.3.1 倒檔的方案選擇 22.4 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)分析 32.4.1 確定齒輪型式 32.4.2 換擋結(jié)構(gòu)型式 32.5 傳動(dòng)方案的確定 33 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計(jì) 43.1 變速器主要參數(shù)的選擇 43.1.1 變速器檔位數(shù)和傳動(dòng)比 43.1.2 中心距的確定 53.2 變位齒輪的變位計(jì)算（采用高度變位圓柱直齒輪） 84 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 .104.1 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算和校核 .104.1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 .104.1.2 齒輪材料接觸應(yīng)力 .115 軸的設(shè)計(jì) .135.1 初選軸的直徑 .135.2 軸的校核 .135.2.1 第一軸的強(qiáng)度和剛度校核 .145.2.2 第二軸的強(qiáng)度與剛度校核 .146 同步器與操縱機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .166.1 步器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .166.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 .176.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 .176.2.2 錐面半錐角 .17?6.2.3 摩擦錐面平均半徑 R176.2.4 錐面工作長(zhǎng)度 b176.2.5 同步環(huán)徑向厚度 .176.2.6 鎖止角 β.176.2.7 同步時(shí)間 t176.3 變速器的操縱機(jī)構(gòu) .187 結(jié)論 .19參考文獻(xiàn).20致 謝.21中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)11 前言1.1 本次設(shè)計(jì)的目的及意義在我國(guó)，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，對(duì)我國(guó)的汽車工業(yè)及機(jī)遇，也是挑戰(zhàn)。隨著我國(guó)汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)快速的發(fā)展，如何設(shè)計(jì)出既經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，又性能優(yōu)良，并且符合我國(guó)情的汽車已經(jīng)成為至關(guān)重要的問(wèn)題了。1.2 汽車變速器的現(xiàn)狀當(dāng)前世界上的變速器手動(dòng)變速器（MT）既經(jīng)濟(jì)性好而且?jiàn)蕵?lè)性強(qiáng)同時(shí)節(jié)能效果好，但駕駛者技術(shù)要求高；自動(dòng)變速器（AT）節(jié)能較差，但駕駛操作簡(jiǎn)單和較舒適；手自一體變速器（AMT）有手動(dòng)變速器（MT）和自動(dòng)變速器（AT）的所有優(yōu)點(diǎn)，不足之處是是換擋時(shí)會(huì)短暫的中斷，導(dǎo)致舒適性較差；無(wú)級(jí)變速器(CVT)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、功率高等優(yōu)點(diǎn)，換擋時(shí)車速變化平穩(wěn)，但傳動(dòng)帶易壞，而且不能承受大的載荷；雙離合變速器（DCT）結(jié)合了手動(dòng)變速器（MT）油耗低和自動(dòng)變速器（AT）良好的舒適性，它是有傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器轉(zhuǎn)變而來(lái)，它是變速器的最高技術(shù)。1.3 變速器設(shè)計(jì)的主要問(wèn)題1）目前汽車變速器發(fā)展中至關(guān)重要問(wèn)題是如何設(shè)計(jì)出既節(jié)能環(huán)保又經(jīng)濟(jì)的汽車變速器。2）自動(dòng)變速器由于它操作簡(jiǎn)單方便，得到發(fā)展非常迅速，但也降低了駕駛的樂(lè)趣。因此，在不減少駕車樂(lè)趣的同時(shí)，還可以使操作更方便，是變速器設(shè)計(jì)的一個(gè)發(fā)展方向。3）設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、有高效傳動(dòng)、而且汽車換擋平穩(wěn)以及良好的舒適性是變速器設(shè)計(jì)難以攻克的難關(guān)。2 變速器的設(shè)計(jì)方案2.1 設(shè)計(jì)任務(wù)和內(nèi)容此設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)轎車的三軸五檔變速器，用東風(fēng)風(fēng)神變速器的主要參數(shù)。要求完成三軸五檔變速器的設(shè)計(jì)、計(jì)算和繪圖。2.2 變速器的功用和要求變速器既能改變輸出軸與輸入軸的傳動(dòng)比，又能使汽車實(shí)現(xiàn)倒退和重新啟動(dòng)，同時(shí)防止汽車滑行和停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)分離；必要時(shí)還應(yīng)有動(dòng)力輸出功能。為了變速器傳輸性能好，應(yīng)提出如下設(shè)計(jì)要求。中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)21) 保證較高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。工作可靠，操縱方便。2) 設(shè)置空擋，必要時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳輸系統(tǒng)分離；設(shè)置倒檔，使汽車能倒車。3) 體積和重量小。傳動(dòng)效率高、噪聲小。4) 進(jìn)行零件的標(biāo)準(zhǔn)化，通用的傳輸和系列設(shè)計(jì)組件，應(yīng)符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)。5) 滿足設(shè)計(jì)動(dòng)力輸出裝置。2.3 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的選擇東風(fēng)風(fēng)神是發(fā)動(dòng)機(jī)前置，后輪驅(qū)動(dòng)，因此采用三軸式變速器。2.3.1 倒檔的方案選擇倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：圖 2-1a 方案是在前進(jìn)檔的傳動(dòng)中，增加一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪受交替變化的彎曲應(yīng)力。圖 2-1b 方案是在換倒檔時(shí)使用中間軸上一檔的齒輪，于是縮小了中間軸的長(zhǎng)度。但要兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，換擋較困難。圖 2-1c 方案可有較高的傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋不合理。圖 2-1d 方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)進(jìn)行了變動(dòng)，常出現(xiàn)在貨車變速器中。圖 2-1e 方案是將中間軸上的一與倒檔齒輪變成一體，使其齒寬增寬。圖 2-1f 方案適用于全部齒輪副都為常嚙合齒輪，換擋輕便。圖 2-1g 方案。由于倒擋須用一根變速器撥叉軸，使操縱機(jī)構(gòu)較復(fù)雜。因此，本次用圖 2-1f 所示方案的倒檔換擋方式。圖 2-1 倒擋的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)32.4 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)分析2.4.1 確定齒輪型式有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的趨向于是多個(gè)常嚙合齒輪副，于是用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪的較長(zhǎng)得使用壽命，較低的噪音等優(yōu)點(diǎn)；其缺點(diǎn)使制造過(guò)程變得復(fù)雜，和工作受軸向力。變速器的常嚙合齒輪都用斜齒圓柱齒輪，盡管會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)有所變多，并使變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量變大。直齒圓柱齒輪限用于低速擋與倒檔中。于是其他齒輪都用斜齒輪傳動(dòng)。2.4.2 換擋結(jié)構(gòu)型式目前，大部分汽車中的變速器都使用同步器來(lái)?yè)Q擋。選用同步器換擋時(shí)可使齒輪在換擋時(shí)不受力，并且齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱便捷，縮小換檔時(shí)間，于是汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性與駕駛安全性都有所提高。其缺點(diǎn)結(jié)構(gòu)較復(fù)雜與精度要求較高，軸向尺寸變大，且銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命短。大多數(shù)汽車變速器都采用同步器。2.5 傳動(dòng)方案的確定通過(guò)分析和傳輸類型的選擇，傳動(dòng)方案和結(jié)構(gòu)方案的主要部分，并根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)和要求傳輸如圖 2-5 所示是最后決定。其傳動(dòng)路線：1 檔：一軸—1—2—中間軸—10—9—9、11 間同步器—二軸—輸出；2 檔：一軸—1—2—中間軸—8—7—5、7 間同步器—二軸—輸出；3 檔：一軸—1—2—中間軸—6—5—5、7 間同步器—二軸—輸出；4 檔：為直接檔，即一軸—1—1、3 同步器—二軸—輸出；5 檔：一軸—1—2—中間軸—4—3—1、3 同步器—二軸—輸出；倒檔：一軸—1—2—中間軸—12—13—11、9 間同步器—二軸—輸出。圖 2-2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)43 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計(jì)3.1 變速器主要參數(shù)的選擇主要參數(shù)源于東風(fēng)風(fēng)神 H30 發(fā)動(dòng)機(jī)，故有下面：最高時(shí)速:185km/h；輪胎型號(hào):205/50R16；最大扭矩:145N?m/4200rpm；最大功率:85kw/6000rpm；主減速比:4.782。3.1.1 變速器檔位數(shù)和傳動(dòng)比現(xiàn)在，為了使降低燃料消耗，因此變速器的齒數(shù)數(shù)量增加。目前，汽車的變速器一般是 4～5 個(gè)擋位。本設(shè)計(jì)采用 5 個(gè)檔位。選擇最低速檔傳動(dòng)比時(shí)，主要根據(jù) 4 個(gè)參數(shù)綜合考慮、確定：汽車的最低穩(wěn)定車速；主減速比與驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；汽車的最大爬坡角度；驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力的大小。 當(dāng)汽車爬斜坡時(shí)車速較低，空氣阻力可忽略不及，這時(shí)最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面的轉(zhuǎn)動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有（公式 3—1）?????maxaxmaxr01gmax gsincoiT???fTe故最大爬坡度是要求的變速器 Ι 檔傳動(dòng)比為：（公式 3—2）Tegir0max式中 m—汽車總質(zhì)量；g—重力加速度；—道路最大阻力系數(shù)；ax?—驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑；r—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；emaT-主減速比；0iη—汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。結(jié)合公式（3—1）與（3—2），可得變速器 Ι 檔傳動(dòng)比為：（公式 3-3）??TegirG0max21?式中 —滿載時(shí)的載荷；2G—路面的附著系數(shù)，取 0.5～0.6；?由有已知條件：m 滿載 =1600㎏； =305.7㎜； =145N?m； =4.782； η=0.95remax0i中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)5根據(jù)公式（3-3）可得: =3.85。1gi轎車的超速檔的傳動(dòng)比為 0.7～0.8。故取五檔傳動(dòng)比 =0.75。g5i中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為：（公式 3-4）1-nimgaxq?的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上稍微不同，因齒數(shù)是一個(gè)整數(shù)，檔位間的公比稍微小，還要兼顧合理匹配和發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)。根據(jù)上式可得出：q=1.51。故有： =2.55、 =1.69、 =1.12（修正為 1）。2gi3gi4gi3.1.2 中心距的確定由常用的的經(jīng)驗(yàn)公式可求出中心距 A： （公式 3-5）3max1TK?式中 -中心距系數(shù)，對(duì)轎車取 8.9～9.3；AK—變速器一檔時(shí)輸出扭矩。lmaxT（公式 3-6）N4.50i1gemaxa1 ??由此可得出初始中心距 A=72.04-75.23mm。中心距在 60～80 范圍內(nèi)變化是轎車的變速器，故初取 A=75mm。3.1.3 齒輪參數(shù)1) 齒輪模數(shù)選擇齒輪模數(shù)時(shí)，總體原則是：減小噪聲的同時(shí)降低模數(shù)，齒寬變大；為變小質(zhì)量，應(yīng)該變大模數(shù)，同時(shí)減小齒寬；從制造方面考慮，齒輪應(yīng)選同一個(gè)模數(shù)，然而從強(qiáng)度方面考慮，齒輪應(yīng)選不同的模數(shù)。減少汽車齒輪噪聲是非常重要的，因此應(yīng)選擇較小的齒輪模數(shù)。變速器用齒輪模數(shù)范圍如下：微型和普通級(jí)轎車為 2.25～2.75mm，中級(jí)轎車為2.75～3.0mm，中型貨車為 3.5～4.5mm，重型貨車為 4.5～6.0mm。嚙合套與同步器的接合齒大部分用漸開(kāi)線齒形。由于制造上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)一致。使用范圍：轎車和輕型及中型貨車為 2～3.5mm；重型貨車為 3.5～5mm。選較小的模數(shù)應(yīng)增多齒數(shù)，有利于換擋。于是，一擋、二擋與倒擋及常嚙合齒輪的模數(shù)為 3.0mm；三擋、五擋齒輪為 2.5mm。2) 齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20°，所以普遍采用的齒輪壓力角為 20°。中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)63) 預(yù)取螺旋角值：Ⅰ擋：β=0°（直齒輪）；Ⅱ擋：β=19°；Ⅲ擋：β=23°；Ⅴ擋：β=28°；倒擋：β=0°（直齒輪）；第一軸常嚙合齒輪：β=30°。4) 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬 b直齒 , ——齒寬系數(shù)，取為 4.5～8.0，本設(shè)計(jì)取 =6；cbkm??c ck斜齒 ， 取為 6.0～8.5，本設(shè)計(jì)取 =6。n ck則各擋齒輪的寬度為：Ⅰ擋：b=6×3=18㎜；Ⅱ擋：b=6×3=18㎜；Ⅲ擋：b=6×2.5=15㎜；Ⅴ擋：b=6×2.5=15㎜；倒擋：b=6×3=18㎜；第一軸常嚙合齒輪：b=6×3=18㎜。3.1.4 各擋傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定1) 一擋齒數(shù)的確定一擋傳動(dòng)比為：（公式 3-7）85.3zi10921?若一擋齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動(dòng)比可算出，為求一擋的齒數(shù)，要先求其齒輪和 zh,各擋齒數(shù)和可由下面公式計(jì)算：直齒： （公式2hAzm?3-8）斜齒： （公式coshnz?3-9）乘用車中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)可在 15～17 之間選取，本設(shè)計(jì)取 z10=15，初選β 10=0°，m n=3。代入公式（3-8）得到：z h=50，則 z9=50-15=35。對(duì)中心距 A 進(jìn)行修正由于計(jì)算出齒數(shù)和后，通過(guò)取整使中心距發(fā)生了變化，所以要按照取定的齒數(shù)和與齒輪變位系，（公式 3-10）2hmzA?將各已知條件代入式（3-8），取整后得到：A=75mm。2) 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)（公式 3-11）2910zi而常嚙合齒輪的中心距與一擋相等，即：（公式 3-12）12()cosnmA???已知各參數(shù)如下：中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)7mAzn 75,1,35,0,3m092 ?????代入上述公式聯(lián)立解方程組求解后取整：z 1=17，z 2=27。（公式 3-13）.7zi01?最后，按照所算出的齒數(shù)，根據(jù)式（3-5）計(jì)算螺旋角值：（公式 3-14）8.052)(32)(cos2 ????An?計(jì)算出精確的螺旋角值： 。??6.8.0ar3) 確定其他擋位的齒數(shù)二擋齒數(shù)的確定：已知： 由式子：5.2,7,3m?iAn（公式 3-15）81722zi?（公式 3-16）728zi（公式 3-17）78()cosnmzA???此外，由于抵消或減小中間軸上的軸向力，于是還要必須滿足下列關(guān)系式：（公式 3-18）722818ta()nzz??聯(lián)立上述方程式，解得： 91.2,63.,.3788 ???z調(diào)整后的齒輪齒數(shù)為：z 7=30，z 8=19。（公式 3-19）5.19072i812?依據(jù)計(jì)算二檔齒數(shù)的方法可以得出其它檔位齒數(shù)，其計(jì)算結(jié)果如下：三擋齒數(shù)的確定 z5=29，z 6=27，β 6=23.13°，i 3=1.71。五擋齒數(shù)的確定 z3=17，z 4=35，β 4=30.94°，i 4=0.77。因?yàn)榈谒膿鯙橹苯訐酰瑐鲃?dòng)比為 1，所以無(wú)需計(jì)算。4) 確定倒擋齒輪的齒數(shù)倒擋齒輪采用直齒輪，其模數(shù) 3，通常倒擋軸齒輪的齒數(shù)取 21～23 之間，所以初選z13=22，z 12小于 z10取為 14，z 11為 34；（公式 3-20）4172802????不發(fā)生運(yùn)動(dòng)接觸所以合適。（公式 3-21）6.3143?Ri中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)8中間軸與倒擋軸之間的距離的確定：mm （公式 3-22）' 123()(142)5nAmz??????第二軸與倒擋軸之間的距離確定：mm （公式 3-23）' 13()(42)82nz3.2 變位齒輪的變位計(jì)算（采用高度變位圓柱直齒輪）保證各個(gè)齒輪不發(fā)生根切的條件：（公式 3-24）minazxh???式中：h a*—齒頂高系數(shù)，取 1；zmin—避免根切時(shí)標(biāo)準(zhǔn)齒數(shù)的最小值為 17；c*—頂隙系數(shù)，取 0.25。則一擋和倒擋齒輪不發(fā)生根切的條件為：（公式 3-25）min99azxh???（公式 3-26）in1010maz?（公式 3-27）in11axh???（公式 3-28）min1212az?（公式 3-29）in1313maxhz???將數(shù)據(jù)代入以上公式得：（公式 3-30）06.175min99 ?????zhxa（公式 3-31）i1313n2.94a????。簒 9=-0.1；x 13=-0.2。中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)9變位齒輪主要可分為高度變位和角度變位，而此次選用高度變位。高度變位齒輪的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零，因此，和齒輪 9 嚙合的和齒輪 13 嚙合的齒輪 11的變位系數(shù)為齒輪 10 的變位系數(shù)為 x10=0.1；和齒輪 13 嚙合的齒輪 12 的變位系數(shù)為x12=-0.2。以下是齒輪的主要參數(shù)及尺寸，見(jiàn)表 3-1。表 3-1 齒輪的主要參數(shù)主要參數(shù) 齒數(shù)模數(shù)（mm）螺旋角變位系數(shù)分度圓直徑（mm）齒根圓直徑（mm）齒頂圓直徑（mm）Z10 15 -0.1 45 38.1 51.61檔 Z9 35 3 0° 0.1 105 96.9 110.4Z8 19 0 58 50.9 64.42檔 Z7 30 3 18.78° 0 92 85.2 98.7Z6 27 0 72 67.1 78.33檔 Z5 29 2.5 23.12° 0 78 72.5 83.9Z4 35 0 101 95.7 107.15檔 Z3 17 2.5 30.96° 0 49 43.3 54.5Z2 27 0 92 84.5 98.9常嚙Z1 173 28.36°0 58 50.4 63.9Z12 14 0.2 42 35.7 49.2Z13 22 -0.2 66 57.3 70.8倒檔Z11 343 0°0.2 102 95.7 109.2中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)104 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇4.1 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算和校核本設(shè)計(jì)所取的齒輪材料為 40Cr。4.1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算1) 直齒輪彎曲應(yīng)力 ?w（公式 4–btyKFfw?10?1）式中 —彎曲應(yīng)力（ MPa）；wFt10—齒輪 10 的圓周力， ；其中 為計(jì)算載荷， d 為節(jié)圓半徑；dTgt210?g—應(yīng)力集中系數(shù)，取 1.65；?K—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪與從動(dòng)齒輪分別選 1.1、0.9；fb—齒寬；t—端面齒距；y—齒形系數(shù)，如圖 4–1 所示：圖 4-1 齒形系數(shù)圖中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)11一檔時(shí)，計(jì)算中間軸上的扭矩為：（公式 4–2）zTeg1209max??可求得 =652500N?mm。gT解出 Ft10代入式（4–1）中，可得： ； ；MPa8.690w??Pa2.5839w??在計(jì)算載荷作用在第一軸上的最大扭矩 時(shí)，齒輪的彎曲應(yīng)力在 400～850Ma 之間。emxT2) 斜齒輪彎曲應(yīng)力（公式 4–3）KFbtyw???式中 為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)與式（ 4–1）注釋相同， =1.50，?K ?K取齒形系數(shù) y 時(shí)，按當(dāng)量模數(shù)在圖（4–1）中查的。二檔齒輪圓周力：（公式 4–4）dTgtt 8782?按斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式求出： 。mN.47?Ftt齒輪 8 的當(dāng)量齒數(shù) z8=47.7，可查表（4-1）得：y 8=0.153。故可求得： ；MPa32.45w??同理可得 ；7按照計(jì)算二檔齒輪的方法求出剩下檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：三檔： ； ；.95wPa1.896w??四檔： ； ；Pa4231?20五檔： ； ；.?.34在計(jì)算載荷作用在第一軸上的最大扭矩時(shí)，常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應(yīng)力在180～350MPa 范圍內(nèi)。于是，以上對(duì)直齒輪和斜齒輪的都符合彎曲強(qiáng)度要求。4.1.2 齒輪材料接觸應(yīng)力齒輪材料接觸應(yīng)力：（公式 4–5）)1(418.0??bzjFE??式 -齒輪的接觸應(yīng)力；j中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)12F-齒面上法向力， ，F(xiàn) 1-圓周力；??cos1F?α—節(jié)點(diǎn)處的壓力角；β—齒輪的螺旋角；E—齒輪材料的彈性模數(shù)，取 E=190×103Mpa；B—齒輪接觸時(shí)實(shí)際寬度；-主、從動(dòng)輪的曲率半徑。b?、z直齒輪：（公式 4–6）??sinrz?（公式 4–7）b斜齒輪：（公式 4–8）?cos2inrz?（公式 4–9）??2ib其中， 分別是主、從動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。bzr、當(dāng)取作用在變速器第一軸上的載荷 為計(jì)算載荷時(shí)，齒輪的許用接觸應(yīng)力 見(jiàn)下emaxT?j表：表 4–1 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檔和倒檔 1900～2000 950～1000常嚙合齒輪和高檔 1300～1400 650～700通過(guò)計(jì)算可以得出各擋齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一檔： ；MPa7.1983?j?二檔： ；452三檔： ；.3j四檔： ；4五檔： ；Pa.1065?j倒檔： 。9r?對(duì)照上表 4–1 可知，變速器的齒輪的接觸應(yīng)力均符合要求。中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)135 軸的設(shè)計(jì)5.1 初選軸的直徑在中間軸式變速器中心距 A 時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑 d 為（0.45～0.60）A，軸的最大直徑 d 和支承間距離 的比值：對(duì)中間軸， ；對(duì)第二軸，l 0.168l??。第一軸上花鍵直徑 d 可按下式初選：0.182l??（公式 5–1）3maxeTK?式中：K—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0～4.6； 。mN?發(fā) 動(dòng) 機(jī) 最 大 轉(zhuǎn) 矩 ，—第二軸和中間軸中部直徑： 。d45~7.3)60.~45.(??故第二軸最大軸徑取 45mm；中間軸最大軸徑取 40mm。中間軸長(zhǎng)度初選：mm （公式 5–2）.1.8L?（公式 5–3）m250~.06.?d取 L=222mm。第二軸長(zhǎng)度初選：mm （公式 5–4）.18.2dL?（公式 5–5）50~34.0~.??取 L=235mm。第一軸長(zhǎng)度初選：（公式 5–6）mTKde 17.24.2.)6.(1456.033max ??取 d=24mm。mm （公式 5–7）0.~.18dL?（公式 5–8）0.53.16.?L 取 140mm。5.2 軸的校核由于先確定變速器結(jié)構(gòu)，然后選擇的軸的大小，因此一般來(lái)說(shuō)強(qiáng)度是足夠的。于是僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行檢驗(yàn)即可。本設(shè)計(jì)的變速器，在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，軸的強(qiáng)度和剛度均有一定的余量。所以，在進(jìn)行校核時(shí)僅校核一檔處即可；車輛在駕駛的過(guò)程中，一檔處的傳動(dòng)扭矩最大，即軸此時(shí)承受的扭矩也最大。因?yàn)榈诙S結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，故重點(diǎn)的校核對(duì)象。下面對(duì)第一軸和第二軸進(jìn)行校核。中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)145.2.1 第一軸的強(qiáng)度和剛度校核由于第一軸在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程當(dāng)中，受到很小的彎矩力，故忽略不計(jì)。于是認(rèn)為其只受扭矩。此種情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為：（公式 5–9）????TTPW???d32.0n95式中 -扭矩切應(yīng)力；?TT—軸所受的扭矩；WT-州的抗扭界面系數(shù)；P—軸傳遞的功率；d—計(jì)算截面處軸的直徑；[ ]—許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力。?T將 P=85kw，n=5750r/min，d=24mm 代入（公式 5–9）可得： =51.1MPa。?T選用 40Cr，由查表可知[ ]=55Pa，故 ,符合強(qiáng)度要求。?T??T?軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角 來(lái)表示。其計(jì)算公式為：?（公式 5–10）PGI41073.5??式中 T—軸所受的扭矩；G—軸的材料的剪切彈性模數(shù)，對(duì)于鋼材，G=8.1×10 4MPa；—軸截面的極慣性矩， =πd 4/32；pI pI將已知數(shù)據(jù)代入（公式 5–10）可得： ；9.0??對(duì)于一般傳動(dòng)軸可取 故也符合剛度要求。??;m/1~.0???5.2.2 第二軸的強(qiáng)度與剛度校核1) 軸的強(qiáng)度校核用齒輪嚙合的圓周力 Ft、徑向力 Fr及軸向力 Fa可按下式求出：（公式 5–11）di2emaxtT?（公式 5–12）??costnr?（公式 5–13）aiemxa式中 ；85.3i 處 為 一 檔 的 傳 動(dòng) 比計(jì) 算 齒 輪 的 傳 動(dòng) 比 ， 此—d—齒輪的節(jié)圓半徑，取 d=105mm；α—壓力角，取 α=20°；β—螺旋角，取 β=30°；中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)15—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，取 =14500N?mm；emaxTemaxT代入上式可得：F t=10633.3N；F r=4468.9N；F a=6139.2N。危險(xiǎn)截面的受力分析圖：表 5-1 危險(xiǎn)截面受力分析水平面：F 1(170＋65)=F r×65，可得出 F1=1236.1N；水平面內(nèi)所受力矩： =170·F1·10-3=197.8N·m；cM垂直面： （公式 5–65702dta' ????14）可求得 F1=6320.6N于是垂直面所受力矩： 。mN3.113's ???F該軸所受扭矩為：（公式 5–15）22JSCTM??有 TJ=145×3.85=558.3N，故危險(xiǎn)截面所受的彎矩為： 。mN107.6???則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 （MPa）：?（公式 5–16）????d3將 M 代入上式，可得： ，在低檔工作時(shí)，選用 45 鋼，由此可知Pa.10?。因此有： ，符合要求。??Pa5??????2) 軸的剛度校核圖 5-4 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)16第二軸在垂直面內(nèi)的撓度 和在水平面內(nèi)的撓度 可分別按下式計(jì)算：fc fs(公式 5-17)EILF3ba2c?（公式 5-f24s18）式中 F3-齒輪齒寬中間平面上的徑向力，F(xiàn) 3=Fr；F4-齒輪齒寬中間平面上的圓周力，F(xiàn) 4=Ft；E—彈性模數(shù)，E=2.1×100000MPa；I-慣性矩， ，d 為軸的直徑；64I??a、b—為齒輪座上的作用力距支座 a、b 距離；L—支座之間的距離。將數(shù)值代入式（5-17）、（5-18）得：=0.13； =0.13。fcs故軸的全撓度為 ，符合剛度要求。m2.0871.f2sc???6 同步器與操縱機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1 同步器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)選用鎖銷式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖 6-1 所示：中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)17圖 6-1 鎖銷式同步器1、6-變速器齒輪 2-定位銷 3-結(jié)合套 4-錐盤 5-錐環(huán) 7-鎖銷 8-花鍵琿6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定6.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽過(guò)窄的螺紋槽螺線頂部設(shè)計(jì)，會(huì)刮去存在于摩擦錐面之間的油膜。造成磨損加速的原因是頂部寬度過(guò)窄而影響到的接觸面的壓強(qiáng)。一般而言，槽寬是 3～4mm 的范圍，軸向泄油槽一般情況下是 6～12 個(gè)。6.2.2 錐面半錐角 α為了使摩擦力矩較大應(yīng)讓摩擦錐面半錐角 較小。造成摩擦錐面出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象的原?因是 過(guò)小，當(dāng) TAN 時(shí)，所以為避免自鎖要使 TAN 。一般 =6°～8°。當(dāng)?f ?f?=6°時(shí)，會(huì)產(chǎn)生較大的摩擦力矩，不容易控制錐面的表面粗糙度；在 =7°時(shí)一般不會(huì)出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。6.2.3 摩擦錐面平均半徑 RR 設(shè)計(jì)得越大，則摩擦力矩越大。盡可能將 R 取大些。6.2.4 錐面工作長(zhǎng)度 b（公式 6-1）2mMbpfR??6.2.5 同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面半徑平均值相等，雖然同步環(huán)的徑向厚度受到機(jī)構(gòu)布置上的限制，但是同步環(huán)的徑向厚度要保證同步環(huán)有充分的強(qiáng)度。6.2.6 鎖止角 β要選用的正確鎖止角β，當(dāng)換檔過(guò)程中兩部分之間的角速度差達(dá)到零時(shí)，這時(shí)候進(jìn)行換檔。而且保證已有結(jié)構(gòu)的鎖止角處于26°～46°范圍內(nèi)。6.2.7 同步時(shí)間 t同步時(shí)間是同步要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間，故時(shí)間越短越好。同步時(shí)間與中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)18車型有關(guān)，計(jì)算時(shí)應(yīng)在范圍內(nèi)選?。簩?duì)轎車變速器高檔取0.150.30s,低檔取0.50～0.80s；對(duì)貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。6.3 變速器的操縱機(jī)構(gòu)保持各檔位的齒輪與嚙合套或同步器移動(dòng)一定的間隔，使其到達(dá)要求的檔位，而且不可以出現(xiàn)同時(shí)掛兩個(gè)檔位，這就是變速器操縱機(jī)構(gòu)的作用。1) 設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)滿足以下要求：a. 要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖；b. 換檔時(shí)動(dòng)作輕便且省力，同時(shí)減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度；c. 有必要的手感反饋。2) 換檔位置確定換檔位置是設(shè)計(jì)操縱機(jī)構(gòu)至關(guān)重要的一步，因而換檔位置要操作便利。因此選擇是注意如下三點(diǎn)：a. 按換檔次序來(lái)排列；b. 中間位置放置常用當(dāng)，兩邊放其它檔位要；c. 為了防止誤掛倒檔，常常將倒檔設(shè)計(jì)在最靠邊的位置。 由以上三點(diǎn)，故變速器的換檔位置如下圖：圖 6-3 換檔位置圖中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)197 結(jié)論通過(guò)這段時(shí)間的學(xué)習(xí)，完成了轎車手動(dòng)五擋變速器的設(shè)計(jì)。首先研究題目到確定變速器的設(shè)計(jì)方案，最后論文的完成，每一步都認(rèn)真對(duì)待，畢業(yè)設(shè)計(jì)對(duì)于即將畢業(yè)的我來(lái)說(shuō)不僅是對(duì)我大學(xué)四年所學(xué)知識(shí)的檢驗(yàn)，同時(shí)也是在即將參加工作之前的歷練。在畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程當(dāng)中，讓我對(duì)大學(xué)四年所學(xué)到的知識(shí)有了個(gè)全新的認(rèn)識(shí)，而且中間不懂的地方問(wèn)老師問(wèn)同學(xué)，有的需要查閱的知識(shí)及時(shí)查閱資料，從不懂到懂，從不會(huì)到會(huì)，畢業(yè)設(shè)計(jì)使我學(xué)到了好多東西，這對(duì)我以后參加工作有極大的幫助。本論文是研究和設(shè)計(jì)一款用于東風(fēng)風(fēng)神轎車上的三軸式手動(dòng)五擋變速器，題目給出了設(shè)計(jì)所需的參數(shù)。第一步，我根據(jù)題目所給的參數(shù)計(jì)算出各擋的傳動(dòng)比和中心距，然后對(duì)各擋的齒輪參數(shù)進(jìn)行計(jì)算，第二步，按照設(shè)計(jì)中變速器的要求，計(jì)算各擋時(shí)各齒輪的受力情況，并計(jì)算出齒輪的輪齒接觸應(yīng)力，對(duì)齒輪的強(qiáng)度進(jìn)行校核，直至齒輪均滿足強(qiáng)度和剛度要求。第三步，按照設(shè)計(jì)中變速器的要求，計(jì)算各擋時(shí)各軸的受力情況，對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的校核，然后對(duì)變速器的操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，包括同步器、自鎖裝置和互鎖裝置。第四步，編寫(xiě)畢業(yè)論文，繪制變速器總裝配圖。最后，通過(guò)本次三軸式手動(dòng)五擋變速器的設(shè)計(jì)，使我對(duì)汽車變速器有了更深一步的認(rèn)識(shí)和理解，鞏固了以前知道的東西，學(xué)到了以前沒(méi)有學(xué)到的東西，使我對(duì) AUTOCAD 的操作更加熟練。雖然只是一次畢業(yè)設(shè)計(jì)，但是它讓我對(duì)大學(xué)四年的所學(xué)做了一個(gè)總結(jié)，使我大學(xué)所學(xué)的知識(shí)更系統(tǒng)更深刻，這將對(duì)我以后的工作發(fā)揮很大的作用。中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2015 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)20參考文獻(xiàn)[1] 王望予.汽車設(shè)計(jì)[A].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.[2] 倪桂榮.汽車構(gòu)造[A].天津：天津科學(xué)技術(shù)出版社，2009.[3] 編委會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(1-5 卷)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.[4] 張一民.汽車零部件可靠性設(shè)計(jì)[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2000.[5] 劉鴻文.材料力學(xué)[A].北京：高等教育出版社，2011.[6] 袁祖強(qiáng).機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)[A].北京：北京航空航天大學(xué)出版社，2013.[7] 孫桓，陳作模，葛文杰.機(jī)械原理[A].北京：高等教育出版社，2006.[8] 陳國(guó)定，吳立言.機(jī)械設(shè)計(jì)[A].北京：高等教育出版社，2013.[9] 郭克希，王建國(guó).機(jī)械制圖[A].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2010.[10] 付求涯，邱小童.互換性與技術(shù)測(cè)量[A].北京：北京航空航天大學(xué)出版社，2011.[11] WangShuqing，DesignofDieCastingDieforEA111OilTankGeChundong[J]，Automobile，1994.[12] 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