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附錄： 對傳輸動力輸出和負載農用拖拉機齒輪選擇在旋耕的作用 摘要： 為了讓拖拉機在現(xiàn)場作業(yè)中獲得更好的性能和耐久性，為這項操作選擇合適的齒輪設置是必要的。本研究的目的是分析在20cm深的旋耕時一個75kW的負載農用拖拉機的傳輸動力輸出和齒輪選擇的作用。為了測量作用在變速器和動力輸出輸入軸的負載，負載測量系統(tǒng)被安裝在拖拉機上。該系統(tǒng)由測量轉矩的傳遞和動力輸出的輸入軸的應變儀傳感器，獲取傳感器信號的一個無線電遙測I / O接口和采集數(shù)據(jù)嵌入式軟件構成。旋耕在相同的土壤條件的旱田網(wǎng)站以三個地面速度和三個動力輸出轉速進行。用雨流計數(shù)和SWT （史密斯沃森濤培）方程將負載數(shù)據(jù)轉換為載荷譜。對于每個齒輪的選擇負載損壞的總和利用的是改性Miner規(guī)則來計算，然后負載嚴重性的計算和損壞總和的計算同樣重要。當PTO轉速不變時，變速器輸入軸的平均扭矩的地面速度顯著地從L1（ 1.87km/h）到L3（ 3.77km/h）。另外，當對地速度不變時，PTO轉速上升的同時動力輸出輸入軸的平均轉矩增加。旋耕施加在動力輸出輸入軸上的載重顯著比變速器輸入軸大。變速器和PTO軸負載的嚴重性增加，同時作為地面和動力輸出旋轉速度增加，表明可能降低疲勞壽命。這個研究的結果可能會為齒輪和旋耕的選擇提供有用的信息，不僅考慮耕地效率，還考慮傳輸和動力輸出輸入軸負載的重要性。 1、 簡介 農用拖拉機作為動力源通過驅動橋，取力器（PTO）設備，以及液壓管路應用于各種野外作業(yè)，如耕作，播種，化學應用，收割，運輸。在世界上的很多國家農用拖拉機的數(shù)量正在不斷增加。例如，在韓國拖拉機的利用率已經在春季和秋季增加到2010年的農業(yè)工作日內71.8％（Park等人，2010年a，b）。拖拉機具有不同程度的駕駛和動力輸出齒輪設置，并且所述齒輪設置的不同組合可用于提供適用于操作類型和耕地條件所需的功率。 因為載重作用在拖拉機上，部分的耐用性和工作性能是由齒輪設置（ Park等人， 2010年c ）確定的，所以最佳齒輪設置為操作類型是重要的。拖拉機零部件的耐用性是需要重要考慮的（Rotz 和Bowers, 1991）之一。西門子和鮑爾斯（ 1999）報道，由于過高的運行速度，美國農民花了大約40 ％的總維修費用來修復拖拉機和30％左右修復的磨損的動力總成零部件。此外，工作性能影響拖拉機的燃油消耗。在韓國，由拖拉機每年的燃料消耗量為345毫升/年的情況下，約占農業(yè)機械（ KAMICO和KSAM ， 2010）的年度總油耗48.5 ％。因此，分析齒輪選擇過程中野外作業(yè)的拖拉機負荷的影響將是有意義的。 基希勒等（2011）分析了變速器檔位選擇對拖拉機性能的影響，并報道當該齒輪設置在從3.0變公里/小時8.3公里/小時的犁耕時燃料消耗率增加了105％，實施草案增加了28％，并且需要的功率增加了255％，一些研究分析了在野外作業(yè)的拖拉機負荷用于拖拉機的高效和優(yōu)化設計（格拉赫，1966;Han等，1999）范等人，2009）。因為它彌補了約30％的拖拉機的總成本，大多數(shù)研究上的負載分析都集中在傳輸（如金，1998年）。用于傳輸負載的分析，研究人員分析轉矩負載作用在變速器輸入軸和拖拉機的字段中的操作，例如犁耕作的驅動車軸（Kim等人，2001; Nahmgung，2001）。在大多數(shù)領域的條件下，對變速器輸入軸的負載和驅動車軸用犁耕速度增加。 一些研究中認為在旋耕和壓捆操作時負載在動力輸出軸上。Kim等人（ 2011b ）進行分析在壓捆機運轉時發(fā)動機額定功率為75千瓦的拖拉機的功率消耗，并報告了功耗發(fā)動機功率消耗的比率分別為所有動力輸出齒輪水平的50-75％ 。此外， Kim等人（ 2011a）分析了一個30千瓦的農用拖拉機主要部件（驅動橋，動力輸出軸和液壓泵）在犁耕，旋耕，和裝載機操作時的功率要求。旋耕所需的最大功率和在過程中動力輸出軸在各組成部分之間的所占功率的最大數(shù)量。綜合以上調查結果，旋耕期間在動力輸出軸上應用合理的載重數(shù)量。然而，關于傳輸（即，運算速度）的影響和在現(xiàn)場作業(yè)的拖拉機載重動力輸出齒輪的選擇的研究尚未見報道。 這項研究主要是為了最佳的齒輪設置提供導向做出的努力，既考慮了耕地效率又考慮了主要功率傳輸部件的載重嚴重性。這項研究的目的就是分析傳輸?shù)妮d重行為的齒輪選擇以及在旋耕過程中75kW的農用拖拉機的動力輸入輸出軸的影響。 2、 材料和方法 2.1測量系統(tǒng) 這項研究用到的是一個75kW的農用拖拉機(L7040, LS Mtron Ltd., Korea) 。這個拖拉機的總質量為3260千克，體積為4077mm×2000mm×2640mm（長×寬×高）。在引擎轉速2300轉時，額定發(fā)動機功率和拖拉機的動力輸出功率分別為75千瓦和65千瓦。拖拉機是配備一個同步-網(wǎng)格類型的由兩個方向齒輪、四個主齒輪、四個副齒輪組成的手動變速箱。拖拉機的16個向前和16向后地面速度由齒輪設置組合決定。相應的，拖拉機動力輸出的旋轉速度在P1,P2,P3設置中分別為540 rpm,750rpm,1000rpm。圖一顯示在傳輸裝置上設置了轉矩遙感器和無線遙測系統(tǒng)和載重措施的動力輸入軸。傳輸裝置和動力輸入軸是直接與發(fā)動機曲軸聯(lián)系起來的；因此，發(fā)動機曲軸和輸入軸的速度比率為1:1。載重測量系統(tǒng)被安裝在離合器殼里面。載重測量系統(tǒng)由應變儀傳感器(CEA-06-250US-350,MicroMeasurement Co., USA)構成去測量轉矩，無線電遙測I/O接口去獲得傳感器的信號和一個內置的系統(tǒng)去分析載重。對于傳輸?shù)妮d重測量，一個帶有天線的應變儀被安裝在變速器輸入軸中，轉子和定子天線安裝在軸的情況。相應的，為了實現(xiàn)動力載重測量，一個應變儀安裝在飛輪套筒上，而一個轉子天線和一個定子天線被安裝在飛輪和引擎的情況下。這個內置的系統(tǒng)有一個最大的24位的分辨率。校準扭矩傳感器的應變儀的負載信號已經在24位分辨率下的19.2 khz的采樣率被數(shù)字化了而被存儲在嵌入式系統(tǒng)中(MGC,HMB,德國)。一個用來測量負載信號的程序是基于實驗室查看軟件(美國國家儀器2009年版本)被開發(fā)的。 2.2 實驗方法 在田間操作中作用于拖拉機的荷載取決于許多因素如：土壤條件和駕駛技能。因為把所有這些因素都考慮進去是不實際的(Nahm-gung,2001),所以在這項研究中將這些因素的影響最小化而專注于地面速度和通過齒輪選擇負載上的動力輸出轉速的影響。 旋耕是由三個地面速度和三個動力輸出旋轉速度在旱地位置位于北緯35o59'23"和35o59'26"和東經127o12'56"和127o13'3"。土壤類型是沙土，平均水分含量為22.3%,和平均圓錐指數(shù)為1236 kPa,在0 - 250毫米的深度。 耕地深度設置為20厘米。相應的，變速器的齒輪設置為L1，L2和L3齒輪與動力輸出齒輪P1，P2，和P3相匹配。齒輪設置基于一項由Kim等人(2011a)報道的為年度拖拉機使用比例的調查的結果進行選擇。拖拉機的地面速度在L1,L2,L3的情況下分別1.87公里/小時,2.64公里/小時,和3.77 公里/小時，它的動力輸出旋轉速度在P1,P2,P3的情況下分別為540 rpm,750 rpm,和1000 rpm。旋耕工具是一個重型旋耕機(WJ220E、WOONGJIN、韓國)和所需的額定功率,總質量，耕地寬度和體積分別為75千瓦，750公斤，2220毫米和1050毫米×2390毫米×1380毫米（長度×寬度×高度）。 2.3載荷分析 根據(jù)不同的目的，分析拖拉機負荷的程序就會不同。許多研究人員為了表示載荷已經使用簡單統(tǒng)計如：平均、最大、最小值等。該方法提取代表值用來顯示幅值的差別,但是因為田野負載是不規(guī)則的，所以這種簡化禁止描述整個加載配置文件。齒輪設置對變速器和動力輸出負載設置,單向方差分析和最小顯著差測試(LSD)的影響是由SAS(版本9.1,SAS研究所卡里,美國)傳導的。同時,因為負載導致拖拉機的損害,拖拉機零件的疲勞也需要調查，所以要表示負載對拖拉機的影響是很難的。拖拉機的疲勞程度被定義為重復載荷的損失總和(Lampman,1997）。 純樸,Kim等人(1998、2000)提出的另一種表示負載的方法，這種方法被定義為每個操作損失總和與所有操作最小損失總和之比。純樸與疲勞壽命成反比。當負載嚴重越大時,疲勞壽命會越短。Kim等人.(1998)測量了作用在傳動輸入軸上的負載和分析了在耕作,旋耕和運輸操作時的負載嚴重性。他們發(fā)現(xiàn)運輸操作的負載嚴重性與耕作時的負載嚴重性類似。但旋耕時的負載嚴重性約為運輸操作時的63倍。之后，Kim等人（2000）分析了在旋耕期間變速器輸入軸的嚴重性，旋耕是右四個拖拉機的速度組合地面速度(2.9公里/小時和4.1 km / h)和動力輸出旋轉速度(588和704 rpm)并且使用了一個發(fā)動機額定功率為30千瓦的拖拉機。當動力輸出速度增加到與地面速度相同時，負載嚴重增加了2.3 -2.6倍；而當?shù)孛嫠俣仍黾又僚c動力輸出速度相同時，嚴重性下降了0.2-0.3倍。 圖2是一個解釋嚴重性計算過程的框圖。因為轉矩的數(shù)據(jù)不規(guī)則(熊和Shenoi,2005)，所以使用雨流循環(huán)計數(shù)法將測量轉矩的數(shù)據(jù)從時域轉換到頻域。雨流循環(huán)計數(shù)技術通常被認為是一個好的預測疲勞壽命的循環(huán)計數(shù)法（Hong,1991)。它將一個變幅加載歷史它分解成一系列簡單的事件相當于個人恒定負載周期振幅(Glinka和Kam,1987)。此外,Smith-Waston-Topper單軸方法用于計算譜級用方程（1）來去除平均轉矩的影響(道林,1972)。 方程中Te相當于轉矩（Nm），ta是扭矩振幅（Nm），tm是平均轉矩（Nm）。 因為測量的負載數(shù)據(jù)的記錄時間相對較短(180 - 200s),所以拓展拖拉機的旋耕的總的使用時間的周期數(shù)是非常必要的。為了在負載的大小上計算周期的總數(shù),測試拖拉機的整個壽命被假設進來。負載周期的總數(shù)由方程（2）進行計算： N7=3600NLh （2） 方程中N7負載周期的總數(shù)目（圈數(shù)），N是測量負載的計算周期數(shù)目（圈數(shù)），L是已用的拖拉機的整個壽命（年），h為拖拉機操作的年使用次數(shù)（小時/年）。 在韓國，拖拉機被用來旋耕的年度使用時間是204個小時(李,2011)。使用的拖拉機的整個壽命被認為是10年,這是在韓國農業(yè)的條件下的正常的數(shù)據(jù)。對于拖拉機的整個壽命的載荷譜用于旋耕時在不同的齒輪設置下由測量負載與額定發(fā)動機扭矩負載之比來表示,為275海里。兩項之比大于1表明不利的負載級別大于額定發(fā)動機扭矩負載。 使用測量負載去計算損失總量和用S-N(彎曲應力與循環(huán)的數(shù)量)曲線估計數(shù)量的周期加載損耗(法特米和陽,1998)。由于損傷是由轉矩信號引起的，S-N曲線轉換為扭矩-周期曲線(Graham 等,1962;阮等,2011)。為了輸入軸的材料得到S-N曲線,SCM 420 h,在方程（3）中使用ASTM標準(2004)。ASTM標準已經廣泛的用于材料的疲勞分析(Wannenburg 等, 2009;Mao, 2010). 方程中的N表示周期數(shù)，S表示切削硬度（兆帕）。 為了計算損害總和，負載譜的等效扭矩被轉換成壓力(Rahama 和Chancellor,1994; Petracconi 等, 2010). 變速器和 PTO輸入軸的直徑分別是 28 毫米和 26.5 毫米。 (4) 其中，S 是應力 (MPa)，T 為等效扭矩 (Nm)，d (mm) 軸的直徑。 損傷總和是基于式（5）Miner定律（Miner,1945）計算的。Miner定律是用來估算荷載到空載的轉數(shù)的(Miner，1945 年; Robson，1964 年;Renius，1977年）。循環(huán)的次數(shù)(n)來自載荷譜的等效扭矩。派生疲勞壽命轉(N)是從S-N 的 SCM 420 H。損壞(D)由轉數(shù)除以疲勞壽命轉數(shù)計算得出的。 (5) Dt是損壞總量，ni轉數(shù)，Ni是疲勞壽命（轉數(shù)）。 3. 結果和討論 3.1. 檔位選擇的變速器和 PTO 載荷 圖 3 顯示的示例為在對地速度 L1時變速器和PTO輸入軸扭矩載荷和旋耕操作期間PTO 轉速為P2時的載荷。旋耕操作包括準備期，下降 3 點懸掛、 運行期，耕地和完成期間上升 3 點懸掛。測量扭矩在變速器和 PTO 輸入軸在準備階段陡增，在完成期間下降，扭矩在運行期間不規(guī)則波動模式出現(xiàn)在這些組件上。在運行期間，PTO輸入軸上的測量扭矩程度和范圍大于變速器輸入軸。 表 1 顯示的扭矩水平上變速器和由PTO輸入的軸速度對地速度(L1、 L2、 L3) 和PTO旋轉速度 （P1、 P2、 P3） 的合。平均扭矩只對運行期間數(shù)據(jù)進行了計算，不包括準備和完成期。旋耕期間，PTO輸入軸的平均的扭矩水平大于那些變速器輸入軸齒輪各級。在旋耕期間主要組件所需力量最大的結果與Kim et al.(2011a)的結果相似。 在相同的動力輸出轉速下，對地速度從L1增至L3時，變速器輸入軸上的平均扭矩大大增加。犁耕提速時，變速器和傳動軸上負載增加也由 Kim et al.（2011a，b）和Nahmgung（2001 年）發(fā)現(xiàn)。此外，當PTO旋轉的速度增加時，變速器輸入軸上的平均負載增加，而在L1P2 和 L1P3 之間負載值均無顯著差異。對地速度和PTO旋轉的速度增加時，PTO輸入軸上的平均扭矩增加。這些增量對PTO旋轉的統(tǒng)計學速度有意義，但對對地速度沒有顯著意義。 3.2. 受損度評估 圖4 和 5分別顯示旋耕期間變速器和PTO輸入軸由齒輪設置的載荷譜。載荷譜的建立考慮了拖拉機的整個壽命中的轉數(shù)，從 103 到107 的范圍內。變速器輸入軸的最大扭矩比率的范圍是合速度為 0.7 -1.5，在 L3P1 被發(fā)現(xiàn)的最大扭矩比率，如圖 4 所示。 一般情況下，對地速度和PTO旋轉的速度增加時扭矩比率增加。旋耕時對地速度和動力輸出轉速越大，PTO輸入軸上的負荷越大。如圖 5 所示，PTO輸入軸的扭矩比例大于變速器輸入軸。PTO 輸入軸的最大扭矩比率范圍是0.8-2.5，且最大扭矩比率也在 L3P1被發(fā)現(xiàn)，變速器輸入軸也是如此。動力輸出轉速越大，PTO輸入軸上負載越大。 圖6 顯示了旋耕期間由齒輪設置受損度的評估。每個齒輪設置的受損度由合速度中損傷總和與最小的損傷總和的比代表。圖 6 (a) 顯示的輸入傳動軸受損度的比較。最小受損度在最低合速度即變速器被設置到L1， PTO齒輪被設置到P1時獲得。合速度增加則受損度增大，在對地速度增大時受損度增量變得更大。當傳動齒輪在相同動力輸出轉速下從 L1轉換到 L3時，對地速度增加201%則受損度增加573-746%，。在恒定對地速度下，PTO齒輪從P1 轉換到P3時PTO轉速增加 185%，受損度增加187%-340%。從L1P2轉換到L1P3時，平均負載只增加了 11%(35.9-38.7 Nm)，這并沒有統(tǒng)計差別，但受損度增加了182%。 圖6（b）顯示的輸出輸入軸的振動頻率。得到的結果和變速器輸入軸的情況類似。l1p1速度的組合使得振動頻率最小，且復合速度增加時，振動頻率也增加。值得引起注意的是，當輸出轉速增加185%時，振動頻率將增加1078–1655%。動力輸出齒輪從速度P1變化到速度P3時，當?shù)孛嫠俣忍岣?01%，振動頻率增加139–213%。傳動齒輪從L1～L3的同樣的動力輸出軸轉速。同時，平均負荷與地面速度的增加在統(tǒng)計學上分析沒有差別。結果表明，在動力輸出輸入軸負載的影響更明顯的是PTO轉速而不是地面速度。 4.總結和結論 這項研究分析了齒輪荷載選擇對傳輸與一個75千瓦的農業(yè)拖拉機動力輸入軸在旋轉耕作的影響。作用在傳動裝置和PTO輸入軸的外載荷是在旋耕時進行測量的。旋耕是在三的地面速度和三軸轉速坡高地網(wǎng)站在同一土壤條件下進行的。第二，傳動和動力輸入軸的載荷進行了評估。結果表明，變速器輸入軸的平均轉矩增加顯?明顯的地面速度從L1至L3在同一動力輸出軸轉速。同時，在動力輸入軸的平均轉矩增加，在相同的地面速度PTO的旋轉速度增加。 最后，負載嚴重的傳輸動力輸出和輸入軸進行了估算。地面速度和動力輸出軸轉速增加時，變速器的輸入軸和輸出軸的振動頻率也增加。當?shù)孛嫠俣忍岣?01%，變速器輸入軸的振動頻率增加573–746%，此時傳動齒輪從L1～L3在同一動力輸出軸轉速。在相同的地面速度下，振動頻率增加了187–340%時，輸出轉速增加185%的動力輸出齒輪從P1到P3。變速器輸入軸的疲勞壽命下降時，聯(lián)合的速度增加，和地面速度的影響更為顯著斜面。的動力輸出軸的嚴重性增加顯著的1078–1655%時，輸出轉速增加185%的動力輸出齒輪從P1到P3在地面的速度常數(shù)。當?shù)孛嫠俣忍岣?01%振動頻率增加139–213%，此時傳動齒輪從L1～L3在同一動力輸出軸轉速。在變速器輸入軸和動力輸出軸的疲勞壽命是相似的。 農民往往以更大的行駛速度進行旋耕作業(yè)以獲得更大效率（即，更少的時間）和更大的動力輸出轉速旋耕。然而，更大的行駛和PTO速度，會造成更大的負載和較短的輸入軸疲勞壽命。此外，更高的速度，可能會導致耕作操作后不良的土壤條件。例如，不當?shù)母咝旭偹俣瓤赡軙е螺^粗的土壤條件，而輸出轉速太快可能會導致好的的土壤狀況，作物比以前得到生長更好和更少的環(huán)境問題，如水土流失良好。農民需要根據(jù)對作物和土壤條件的設定選擇最佳的齒輪，而不僅只考慮效率。 致謝 該研究項目得到了韓國食品部農業(yè)--林漁業(yè)生物產業(yè)技術開發(fā)項目的大力支持。 　　 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)設計說明書 題 目： 轎車手動變速箱設計（5+1） 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2010962928 姓 名： 舒宏輝 指導教師： 姜勝強 博士 完成日期： 2014-05-25 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 轎車手動變速箱設計（5+1） 學號： 2010962928 姓名： 舒宏輝 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 指導教師： 姜勝強 博士 系主任： 劉柏希 主任 一、主要內容及基本要求 在對手動變速器的結構特點進行具體分析的基礎上，根據(jù)某車型的相關參數(shù)具體設計5檔機械式手動變速器，完成具體尺寸的計算和相關校核，撰寫設計說明書，并按要求繪制相關零件圖和裝配圖。要求設計合理，結構緊湊。 二、重點研究的問題 在對手動變速器的結構特點進行具體分析的基礎上，對齒輪和軸進行具體尺寸的計算和校核。 三、進度安排 序號 各階段完成的內容 完成時間 1 查閱資料、調研 1周 2 開題報告、制訂設計方案 2周 3 設計 3～4周 4 分析、調試等 5～7周 5 寫出初稿 8～10周 6 修改，寫出第二稿 11～12周 7 寫出正式稿 13～14周 8 答辯 15周 4、 應收集的資料及主要參考文獻 鄭江 許瑛主編.機械設計.北京：中國林業(yè)出版社，北京大學出版社，2006 陳?？骶?機械基礎.-3版.北京:中國勞動社會保障出版社，2001 王望予主編.汽車設計.-4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004 余俊等主編.機械設計.-2版.北京：高等教育出版社，1997 余志生主編.汽車理論（第3版）.北京：機械工業(yè)出版社，2000 朱文堅，黃平，吳昌林主編.機械設計.北京：高等教育出版社，2005 何銘新 錢可強主編.機械制圖.北京：高等教育出版社，2004 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）評閱表 學號 2010962928 姓名 舒宏輝 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目： 轎車手動變速箱設計（5+1） 評價項目 評 價 內 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的； 2.難度、份量是否適當； 3.是否與生產、科研、社會等實際相結合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5.工科是否有經濟分析能力。 論文 （設計）質量 1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 選題符合教學計劃要求，具有綜合訓練的目的，具有文獻查閱的能力和 計算機應用能力。難度、分量適當，很好的與生產、科研、社會等實際相結合。圖紙和計算稍有不足，需彌補不足之處。 評閱人： 年5月 日 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）鑒定意見 學號： 2010962928 姓名： 舒宏輝 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 29 頁 圖 表 7 張 論文（設計）題目： 轎車手動變速箱設計（5+1） 內容提要： 根據(jù)指導老師下發(fā)的任務書和依據(jù)汽車的外形，輪距，軸距，最小離地間 隙，最小彎矩半徑，車輛重量以及最高車速等相關參數(shù)結合自己選擇的適合該轎車 發(fā)動機型號的最大功率，最大扭矩，排量等重要參數(shù)。再結合某些轎車的基本參數(shù)， 選擇適當?shù)闹鳒p數(shù)比。根據(jù)上述參數(shù)，再結合汽車設計，汽車理論，機械設計等 相關知識，計算出相關的變速器參數(shù)并論證設計的合理性。本設計經發(fā)動機和輸入 軸相連提供力的轉矩，帶動常嚙合齒輪Z1轉動，由齒輪Z1的嚙合齒輪Z2帶動整 個中間軸和中間軸上所有齒輪的的轉動。由于中間軸和輸出軸的齒輪也是處于嚙合 狀態(tài)，會將力傳遞到與之嚙合的齒輪上，然后通過操縱桿控制3個鎖環(huán)中的一個鎖 環(huán)與花鍵轂嚙合，完成輸出軸的轉動，通過3個花鍵轂依次與齒輪的嚙合，完成 換擋。 指導教師評語 舒宏輝同學設計的手動變速箱，主要完成了總體方案的確定、軸及齒輪的計算、強度的校核，所涉及的裝配圖和零件圖的表達基本符合工程圖的圖紙要求。 在此次課程設計中充分體現(xiàn)了該同學態(tài)度端正，較強的專業(yè)知識，發(fā)現(xiàn)解決問題的能力。 同意其答辯，建議成績評定為 指導教師： 年 月 日 答辯簡要情況及評語 根據(jù)答辯的情況，答辯小組同意其成績評定為 答辯小組組長： 年 月 日 答辯委員會意見 根據(jù)答辯的情況，答辯小組同意其成績評定為 答辯委員會主任： 年 月 日 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)設計說明書 題 目： 橋車手動變速箱設計（5+1） 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2010962928 姓 名： 舒宏輝 指導教師： 姜勝強 完成日期： 2014-05-25 目錄 摘要 第一章 緒論 3 1.1手動變速器的應用與發(fā)展 3 1.2變速器作用 3 1.3變速器的形式 4 1.4手動變速器工作原理 5 第二章 變速器總體方案設計 6 2.1變速器的性能要求 6 2.2變速器的結構方案 6 2.2.1 齒輪型式 7 2.2.2 軸承型式 7 2.2.3 換檔結構型式 7 2.3變速器的傳動方案 8 第三章 變速器齒輪參數(shù)的選擇與主要零件的選擇 9 3.1 檔位數(shù)和傳動比 9 3.2 中心距 10 3.3　軸向尺寸 10 3.4 齒輪模數(shù) 11 3.5齒輪參數(shù) 11 3.6各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 12 3.6.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 12 3.6.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 13 3.6.3確定其他檔位的齒數(shù) 13 3.6.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) 14 3.7齒輪的變位系數(shù)的選擇 14 第四章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇 15 4.1變速器齒輪的幾何計算 15 4.2齒輪的強度計算與校核 17 4.2.1.齒輪彎曲應力計算 17 4.2.2 輪齒接觸應力計算 19 4.3變速器齒輪的材料及熱處理 21 第五章 變速器軸的設計與校核 22 5.1 變速器軸的結構和尺寸 22 5.1.1 軸的結構 22 5.1.2 軸的尺寸 23 5.2.1輸入軸的強度與剛度校核 24 5.2.2輸出軸的強度與剛度校核 25 第六章 同步器及換擋機構的設計 27 第七章 結論 28 參考文獻 轎車5擋機械式手動變速器設計 摘 要 本設計的任務是設計一臺用于轎車上的手動變速器。 根據(jù)轎車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)結合自己選擇的適合于該轎車的發(fā)動機型號的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。再結合某些轎車的基本參數(shù)，選擇適當?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，計算出相關的變速器參數(shù)并論證設計的合理性。 關鍵詞：變速器；齒輪；同步器；設計 The Design of Car’s Five Blocked Mechanical Manual Gearbox Abstract Along with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight ,and hope have smaller size and excellent performance. In conditions that knowing the engine output torque , speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focuson the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design ，Structure by the process performance together, and fit and strong, smooth transmission and low noise, fuel-efficient and low cost。 Key words: transmission ; gear ; synchrotron ; design 29 第一章 緒論 變速器是用于改變發(fā)動機的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速不同要求的汽車總成。設置變速器的目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。因此它的性能直接影響汽車的動力性和經濟性設計的參數(shù)源于微型轎車五菱宏光而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車型： 主減速比 4.75 最高時速 140km/h 輪胎型號 175/ 70 R14 發(fā)動機型號 L2B 最大扭矩 3600-4000r/min(rpm) 最大功率 5800r/min(rpm) 本設計側重于手動變速器的齒輪和軸的計算與校核，關于同步器和掛檔機構由10級學生朱繼軍完成。 。 1.1手動變速器的應用與發(fā)展 面對日益增長的乘用車市場，乘用車變速器的市場規(guī)模也將越來越大。2006年中國手動檔乘用車共銷售354.54萬臺。在中國每個大城市路況越來越擁堵的今天，堵車時走走停停的狀態(tài)下，手動擋操作繁瑣的劣勢更為突出。因此，目前國內轎車市場上，手動擋車型的市場正在被各式各樣的自動擋車型蠶食，而在汽車工業(yè)高度發(fā)達的歐洲，手動擋車型依舊占有很大的市場份額。這說明，在許多追求純粹駕駛樂趣的人眼里，那種離合器、油門以及擋桿之間綿密細膩的配合樂趣是自動擋所無法替代的。 1.2變速器作用 （1）、改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作； （2）、在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛； （3）、利用空檔，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于發(fā)動機換檔或進行動力輸出。 1.3變速器的形式 汽車變速箱大致分為以下類型： 手動變速器（MT） 手動變速箱稱手動變速器（ManualTransmission，簡稱MT）又稱機械式變速器，即必須用手撥動變速桿（俗稱“擋把”）才能改變變速器內的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而達到變速的目的。踩下離合時，方可撥得動變速桿。 2）自動變速器（AT） AT(automatic transmission)代表自動變速器， 自動變速器又稱自動檔。自動變速器由：液力變扭器、行星齒輪變速器、控制機構組成。自動變速器具有操作容易、駕駛舒適、能減少駕駛者疲勞的優(yōu)點，已成為現(xiàn)代轎車配置的一種發(fā)展方向。裝有自動變速器的汽車能根據(jù)路面狀況自動變速變矩，駕駛者可以全神貫注地注視路面交通而不會被換擋搞得手忙腳亂。 汽車自動變速器常見的有三種型式：分別是液力自動變速器(AT)、機械無級自動變速器(CVT)、電控機械自動變速器(AMT)。目前轎車普遍使用的是AT，AT幾乎成為自動變速器的代名詞。 AT是由液力變扭器、行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩。其中液力變扭器是AT最重要的部件，它由泵輪、渦輪和導輪等構件組成，兼有傳遞扭矩和離合的作用。 3）電腦控制液力換擋機械式變速器（AMT） AMT變速箱是在干式離合器和齒輪變速器基礎上加裝微機控制的自動變速系統(tǒng)，能根據(jù)車速、油門、駕駛員命令等參數(shù)，確定最佳檔位控制原來由駕駛員人工完成的離合器分離與接合、換檔手柄的摘檔與掛檔以及發(fā)動機的油門開度的同步調節(jié)等操作過程，最終實現(xiàn)換檔過程的操作自動化。AMT變速箱采用的是手動變速箱的齒輪式機械變速模式，相對于傳統(tǒng)自動變速箱的液體傳動 4）CVT無級變速箱/CVT帶擋位的變速箱 無級變速箱有著連續(xù)的變速比。其一直因為價格、尺寸及可靠性的關系而沒有大量裝備汽車。改進的設計使得CVT的使用已比較普遍。國產AUDI 2.8 CVT變速箱通過離合器與發(fā)動機相連，這樣，變速箱的輸入軸就可以和發(fā)動機達到同步轉速。 5）雙離合變速箱（DCT） 雙離合變速箱簡稱DCT，英文全稱為DualClutchTransmission，中文翻譯過來應該為“雙離合變速器”，因為其有兩組離合器，所以也有不少人干脆就叫它雙離合變速器。離合器位于發(fā)動機與變速器之間，發(fā)動是機與變速器動力傳遞的“開關”，它是一種既能傳遞動力，又能切斷動力的傳動機構。它的作用主要是保證汽車能平穩(wěn)起步，變速換擋時減輕變速齒輪的沖擊載荷并防止傳動系過載。在一般汽車上，汽車換檔時通過離合器分離與接合實現(xiàn)，在分離與接合之間就有動力傳遞暫時中斷的現(xiàn)象。這在普通汽車上沒有什么影響，但在爭分奪秒的賽車上，如果離合器掌握不好動力跟不上，車速就會變慢，影響成績。 6）序列變速箱 序列式變速箱(SEQUENTIAL Manual Gearbox ) 全稱序列式手動變速箱 也稱直齒變速箱。它區(qū)別于H-GEAR的只是操作方法，加檔和減檔只需要前后推拉排擋桿就可以完成降檔和加檔。而不是自動換檔由于普通波箱的斜齒配錐形同步器的設計雖然便于操作，噪音小，但是動力流失過多，只適用于民用車型。因此賽車波箱大都采用了直牙無同步器設計來減少傳動系統(tǒng)上的動力流失，增加輪下馬力。但是，直牙波箱的缺點在于，對車手的駕駛技術要求高，HEEL-TOE時的補油必須精確到剛好適合下一檔的轉速，同時H檔在操作時又很容易產生“錯檔”，而以上兩個失誤出現(xiàn)任何一個，都有可能損壞整個波箱。 1.4手動變速器工作原理 手動變速箱是有不同齒比的齒輪組構成的，它工作的基本原理就是通過切換不同的齒輪組，來實現(xiàn)齒比的變換。作為分配動力的關鍵環(huán)節(jié)，變速箱必須有動力輸入軸和輸出軸這兩大件，再加上構成變速箱的齒輪，就是一個手動變速箱最基本的組件。動力輸入軸與離合器相連，從離合器傳遞來的動力直接通過輸入軸傳遞給齒輪組，齒輪組是由直徑不同的齒輪組成的，不同的齒輪比例所達到的動力傳輸效果是完全不同的，平常駕駛中的換擋也就是指換齒輪比。 輸入軸，通過離合器和發(fā)動機相連，軸和上面的齒輪是一個硬連接的部件。輸入軸和中間軸的兩個齒輪是處于常嚙合狀態(tài)的，因此當輸入軸旋轉時就會帶動中間軸的旋轉。輸出軸，它也叫輸出軸直接和驅動軸相連（只針對后輪驅動，前驅一般為兩軸），再通過差速器來驅動汽車。 當車輪轉動時同樣會帶著花鍵軸一起轉動，此時，軸上的齒輪可以在花鍵軸上發(fā)生相對自由轉動。因此，在發(fā)動機停止，而車輪仍在轉動時，齒輪和中間軸處在靜止狀態(tài)，而花鍵軸則隨車輪轉動。這個原理和自行車后軸的飛輪很相似。齒輪和花鍵軸是由套筒來連接的，套筒隨著花鍵軸轉動，但同時也可以在花鍵軸上左右自由滑動來嚙合齒輪。 第二章 變速器總體方案設計 2.1變速器的性能要求 變速器的性能要求對變速器的要求，除一般便于制造，使用，維修以及質量輕，尺寸緊湊外主要還有以下幾點： 1）保障汽車有必要的動力性和經濟性 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸 3）設置倒檔，讓汽車能倒退行駛 4）換擋迅速，省力，方便 5）工作可靠，行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生 6）變速器應有高的工作效率 7）變速器工作噪聲低 2.2變速器的結構方案 變速傳動機構是變速器的主題，按工作軸的數(shù)量（不包括倒檔軸）可分為兩軸式變速器和三軸式變速器。 兩軸式變速器沒有中間軸， 只有輸入和輸出兩根軸的變速器。通常用在前驅車上輸入軸接受發(fā)動機傳來的動力輸出軸連接主減和差速器傳到半軸最后將動力傳到車輪 三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客車上。變速器輸入軸的前端經軸承支承在發(fā)動機飛輪上，輸入軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而輸出軸的末端經花鍵與萬向節(jié)連接。各傳動方案的共同特點是：變速器的輸入軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的輸出軸前端經軸承支承在輸入軸后端的孔內，且保持兩軸軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接檔。是直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器輸入軸和輸出軸直接輸出，此時變速器傳動效率高，可達90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率要高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在輸入軸、中間軸和輸出軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與輸出軸之間的距離（中心距）不太大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔外的其它檔位換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合齒套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在輸出軸上。 本設計選用的汽車車型為五菱宏光，其采用的是發(fā)動機前置后輪驅動，采用三軸式變速器較合理。 2.2.1 齒輪型式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。 有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。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檔和倒擋。因此倒檔采用直齒輪傳動方案，即除一檔和倒檔外，均采用斜齒輪傳動。 2.2.2 軸承型式 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 在本設計中，輸入軸常嚙合齒輪及輸出軸上齒輪由于內腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器輸入軸、輸出軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用深溝球軸承。 2.2.3 換檔結構型式 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，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。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。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。 換檔位置結構圖2-1 2.3變速器的傳動方案 通過對變速器型式、傳動機構方案及主要零件結構方案的分析與選擇，并根據(jù)設計任務與要求，最終確定的傳動方案如圖2-2所示。其傳動路線： 一檔：一軸→1→2→中間軸→10→9→9、11間同步器→二軸→輸出 二檔：一軸→1→2→中間軸→8→7→5、7間同步器→二軸→輸出 三檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、7間同步器→二軸→輸出 四檔：為直接檔，即一軸→1→1、3間同步器→二軸→輸出 五檔：一軸→1→2→中間軸→4→3→1、3間同步器→二軸→輸出 倒檔：一軸→1→2→中間軸→12→13→11→9、11間同步器→二軸→輸出 傳動方案圖2-2 第三章 變速器齒輪參數(shù)的選擇與主要零件的選擇 3.1 檔位數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個檔位的變速器。本設計也采用5個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 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面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （3-1） 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比 式中 m——汽車總質量；1800kg g ——重力加速度； ψmax ——道路最大阻力系數(shù)；假定取值0.5 rr ——驅動輪的滾動半徑； 依據(jù)本設計提供的車型輪胎參數(shù)175/70R14，175是指輪胎斷面寬度 70是指輪胎扁平比(公制)70mm R14是輪胎配合輪輞(車輪)直徑是14英寸。可知 Temax ——發(fā)動機最大轉矩； 依據(jù)汽車型號五菱宏觀發(fā)動機型號L2B可知， 排氣量：1485ml 最大功率：81KW 最大扭矩：146Nm i0——主減速比；4.75 η ——汽車傳動系的傳動效率。95% 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件 （3-2 求得的變速器I檔傳動比為： 式中 G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； φ ——路面的附著系數(shù)，計算時取φ=0.5~0.6。本設計取用的路面附著系數(shù)為0.5 由已知條件：滿載質量 1800kg；rr=300.3mm；Temax=146Nm；i0=4.75；η=0.95。 根據(jù)公式（3-2）可得： 。 超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設計取五檔傳動比。 中間檔的傳動比理論上按公比為： （3-3） 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)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：。 故有：，，。修正為1 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，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式進行初選。 （3-4） 式中 ——中心距系數(shù)，對轎車取 =9.2； ——變速器處于一檔時的輸出扭矩： 故可得出初始中心距A=75.72mm。 3.3　軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。 轎車四檔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檔數(shù)有關： 四檔(2.2~2.7)A 五檔(2.7~3.0)A 六檔(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5+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3.472mm=244.8mm， 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 3.4 齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則： 1）、為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬； 2）、為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬； 3）、從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)； 4）、從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。 所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，輸入軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （3-5） 其中=146Nm，可得出mn=2.5。 一檔和倒檔直齒輪的模數(shù)m （3-6） 其中通過計算m=3。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。變速器中齒輪上的花鍵和結合套模數(shù)取2.5或2。 3.5齒輪參數(shù) 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-1選取。 表3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 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 GB/T1356-2001規(guī)定的標準齒形 20° 20°~30° 重型車 GB/T1356-2001規(guī)定的標準齒形 低檔、倒檔齒輪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。對于轎車為加大重合度已降低噪聲而取小些；對于貨車為了提高齒輪承載力而取大些。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器普遍采用的壓力角為20°。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。在齒輪選用較大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。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°，螺旋角β取30°。 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，而輸入軸和輸出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(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm b=6×3=18 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm b=7.0×2.5=17.5 圓整為18 輸入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,具體尺寸根據(jù)裝配圖選定。 3.6各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 3.6.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 已知一檔傳動比 （3-7） 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （3-8） 其中 A =75.72mm、m =3；故有。選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取=51。當轎車三軸式的變速器時，則可在15～18之間選擇，此處取=18，則可得出=33。 上面根據(jù)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(jù)。 這里修正為51，則根據(jù)式（3-8）反推出A=76.5mm。 3.6.2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 （3-9） 由已知數(shù)據(jù)可得： 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （3-10） 由此可得： （3-11） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。 聯(lián)立方程式可得：=19、=34。 則根據(jù)式（3-7）可計算出一檔實際傳動比為： 。 3.6.3確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比 （3-12） 而故有：，對于斜齒輪： （3-13） 故有： 聯(lián)立方程式得：。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。 3.6.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。 由 （3-14） 可計算出。 因本設計倒檔齒輪是直齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 而倒檔軸與輸出軸的中心距 取整72mm 3.7齒輪的變位系數(shù)的選擇 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： （1）、對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 （2）、對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 （3）、總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。 最小變?yōu)橄禂?shù) 第四章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇 4.1變速器齒輪的幾何計算 汽車變速器齒輪均為漸開線齒輪。漸開線齒輪除了能滿足傳動平穩(wěn)、傳動比恒定不變等傳動的基本要求外，還有互換性好、中心距具有可分離性及刀齒刀具制造容易等優(yōu)點。漸開線齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數(shù)、分度圓壓力角必須分別相等，兩齒輪的螺旋角必須相等而方向相反。 如圖4-1 基圓齒形 表4-1漸開線圓柱齒輪的基準齒形 基本要素名稱 代號 標準齒 短齒 增大齒形角 齒形角 ` 齒頂高系數(shù) 徑向間隙系數(shù) 齒根圓角半徑 （1）直齒圓柱齒輪計算 （見表4-2） Ⅰ檔直齒圓柱齒輪計算：m=3mm 表4-2直齒圓柱齒輪尺寸計算 計算項目 計算 公式 齒輪編號 Z10 Z9 Z12 Z11 Z13 齒寬 b 18 16 21 18.5 18.5 齒數(shù) Z 18 33 12 27 23 分度圓直徑mm 54 99 36 81 69 齒頂圓直徑mm 60 105 42 87 75 齒根圓直徑mm 46.5 91.5 28.5 73.5 61.5 基圓直徑mm 50.74 93.03 33.83 76.12 64.84 （2）斜齒圓柱齒輪計算 表4-3 斜齒圓柱齒輪計算 名稱 符號 二檔 三檔 五檔 常嚙 Z8 Z7 Z6 Z5 Z4 Z3 Z2 Z1 齒數(shù) Z 22 31 27 26 36 17 34 19 螺旋角 30° 30° 30° 30° 30° 30° 30° 30° 法面模數(shù) 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 端面模數(shù) 2.89 2.89 2.89 2.89 2.89 2.89 2.89 2.89 法面壓力角 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 端面壓力角 25.3° 25.3° 25.3° 25.3° 25.3° 25.3° 25.3° 25.3° 法面齒距 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 端面齒距 9.08 9.08 9.08 9.08 9.08 9.08 9.08 9.08 分度圓直徑 63.58 89.59 78.03 75.14 104.04 49.13 98.26 54.91 齒頂圓直徑 68.58 94.59 83.03 80.14 109.04 54.13 103.26 60.91 齒根圓直徑 57.33 83.33 71.78 68.89 97.79 42.88 92.01 48.66 基圓直徑 70.32 98.76 86.31 83.11 115.07 53.34 108.68 60.73 計算公式如下： 端面模數(shù) 法面齒距 端面齒距 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 4.2齒輪的強度計算與校核 4.2.1.齒輪彎曲應力計算 Ⅰ檔直齒圓柱齒輪：m=3mm （4-1） （4-2） （4-3） （4-4） （4-5） （4-6） ……應力集中系數(shù)，可近似取1.65 ……摩擦力影響系數(shù)，主動輪取1.1，從動輪取0.9 ……齒寬（mm），b10取18，b9取16 ……端面齒距（mm），t=πm=9.5 ……齒形系數(shù)，取0.21 （4-7） （4-8） 當計算載荷取到作用到變速器輸入軸時的最大扭矩時，一擋直齒輪的彎曲應力在400～850MPa，故符合要求。 （2）斜齒輪彎曲應力 （4-9） 式中為重合度影響系數(shù)，取2.0 應力集中系數(shù)，可近似取1.50 ……齒寬（mm），依據(jù)各齒輪的齒寬取值 ……端面齒距（mm）， ……齒形系數(shù)，按當量齒數(shù)查表得 二檔齒輪圓周力： （4-10） 齒輪8的當量齒數(shù)齒形系數(shù)查表得 （4-11） 同理得： 依據(jù)計算二擋齒輪的方法可以得到其他檔位的彎曲應力，其計算結果如下： 三擋： 五擋： 當計算載荷取作用到輸入軸的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180MPa～700MPa,以上校核在其范圍內，強度要求符合。 4.2.2 輪齒接觸應力計算 （4-12） （1）直齒圓柱齒輪：m=3mm （4-13） （4-14） （4-15） 滲碳齒輪的許用應力在19002500 之間，應力基本符合要求 （2）斜齒圓柱齒輪：m=2.5mm （4-16） （4-17） （4-18） 同理得 同理得： 三檔： 五檔 滲碳齒輪的許用應力在1700～3300之間，強度大概符合要求。 4.3變速器齒輪的材料及熱處理 現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造，使輪齒表面的高硬度與輪齒心部的高韌性相結合，以大大提高其接觸強度、彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮到其機械加工性能及制造成本。 國產汽車變速器齒輪常用材料是20CrMnTi(過去的鋼號18 CrMnTi)，也采用20Mn2TiB,20MnVB,20MnVoB的，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，細化材料晶粒。為了消除內應力，還要進行回火[8]。 變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下： 滲碳層深度 0.8~1.2mm 滲碳層深度 0.9~1.3mm 滲碳層深度 1.0~1.6mm 第五章 變速器軸的設計與校核 5.1 變速器軸的結構和尺寸 5.1.1 軸的結構 輸入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(jù)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)。輸入軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應依離合器從動盤轂的標準件內花鍵設計。輸入軸形狀如圖5-1所示： 圖5-1 變速器輸入軸 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。由于一檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示： 圖5-2 變速器中間軸 5.1.2 軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)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、換檔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 輸入軸和中間軸： （5-1） 輸出軸： （5-2） 式中——發(fā)動機的最大扭矩，N·m 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?。? 輸入軸和中間軸：d/L=0.160.18； 輸出軸：d/L=0.180.21。 本次汽車變速器軸的設計主要是輸入軸、輸出軸與中間軸，還有一軸為倒檔齒輪用軸。軸的具體樣式與尺寸在零件圖中有具體的體現(xiàn)，下表列出軸的設計最小半徑尺寸與設計長度： 表 5-1 軸參數(shù)表 設計最小半徑（mm） 設計長度（mm） 輸入軸 18 186 輸出軸 20 326 中間軸 25 300 倒檔軸 10 100 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檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于輸出軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對輸入軸和輸出軸進行校核。 5.2.1輸入軸的強度與剛度校核 因為輸入軸在運轉的過程中，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 （5-3） 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)，； P ——軸傳遞的功率，kw； d ——計算截面處軸的直徑，mm； [] ——許用扭轉切應力，MPa。 其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；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： （5-4） 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(jù)代入上式可得： 對于一般傳動軸可取；故也符合剛度要求。 5.2.2輸出軸的強度與剛度校核 （1）、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： （5-5） （5-6） （5-7） 式中 ——至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比3.85； d ——計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為105mm； ——節(jié)點處的壓力角，為16°； ——螺旋角，為30°； ——發(fā)動機最大轉矩，為170000N·mm。 代入上式可得： ； ； 。 危險截面的受力圖為： 圖5-3 危險截面受力分析 水平面：（160+75）=75 ，可得出=1317.4N； 水平面內所受力矩： 垂直面： （5-8） 可求出 =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： （5-9） 可得M 則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）： （5-10） 將代入上式可得：，在低檔工作時[]=400MPa，因此有： ，符合要求。 （2）、軸的剛度校核 輸出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： （5-11） （5-12） 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（5-11）和（5-12）得： ， 。 故軸的全撓度為，符合剛度要求。 第六章 同步器及換擋機構的設計 由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉，變換檔位時會存在一個"同步"問題，同步器使將要嚙合的齒輪達到一致的轉速而順利嚙合的機構。同步器有常壓式，慣性式和自行增力式等種類，鎖環(huán)式同步器是慣性式同步器的一種，它主要由接合套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步。接合套、同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），同步鎖環(huán)的內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產生摩擦。鎖止角與錐面在設計時已作了適當選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時又會產生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進行嚙合。當同步鎖環(huán)內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸后，在摩擦力矩的作用下齒輪轉速迅速降低（或升高）到與同步鎖環(huán)轉速相等，兩者同步旋轉，齒輪相對于同步鎖環(huán)的轉速為零，因而慣性力矩也同時消失，這時在作用力的推動下，接合套不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈接合，并進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換檔過程。 本設計關于同步器和換擋機構不再詳敘。 第七章 結論 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。變速器的結構對汽車的動力性、燃料經濟性、換擋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。 本設計依據(jù)微型轎車五菱宏光給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度相關參數(shù)匹配，設計中間軸式機械變速器。特點是其結構簡單、緊湊且最抵擋外其他各擋的傳動效率高、噪聲低，中間軸式變速器結構發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目。本設計采用常嚙合式，且采用斜齒輪，因為斜齒比直齒有更長的壽命、更低的噪聲。著重對變速器齒輪的結構參數(shù)、軸的結構尺寸等進行設計計算，同時對各結構件進行分析設計、改進，合理布置各部分總成，以達到良好的性能。一擋和高檔匹配最高車速，承載發(fā)動機轉矩，整個變速器結構尺寸滿足微型轎車五菱宏光的結構要求。 參考文獻 [1]濮良貴，紀名剛主編.機械設計（第八版）.北京：高等教育出版社，2006 [2]潘存云，唐進元主編.機械原理.長沙：中南大學出版社，2011 [3]趙右紅，周知進主編.機械設計課程設計指導.長沙：中南大學出版社，2011 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