【畢業(yè)論文】汽車變速器設(shè)計(jì)【2014年汽車機(jī)械專業(yè)答辯資料】

編號(hào) 無(wú)錫 太湖學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 題目： 汽車變速器設(shè)計(jì) 信機(jī) 系 機(jī) 械 工 程 及 自 動(dòng) 化 專業(yè) 學(xué) 號(hào)： 0923180 學(xué)生姓名： 李 超 指導(dǎo)教師： 黃敏 （ 職稱 ： 副教授 ） 2012 年 5 月 25 日 無(wú)錫太湖學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 誠(chéng) 信 承 諾 書(shū) 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 汽車變速器設(shè)計(jì) 是本人在導(dǎo)師的指導(dǎo)下獨(dú)立進(jìn)行研究所取得的成果，其內(nèi)容除了在畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）中特別加以標(biāo)注引用，表示致謝的內(nèi)容外，本畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）不包含任何其他個(gè)人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。 班 級(jí)： 機(jī)械 94 學(xué) 號(hào)： 0923180 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 I 無(wú)錫太湖學(xué)院 信 機(jī) 系 機(jī)械工程及自動(dòng)化 專業(yè) 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)論 文 任 務(wù) 書(shū) 一、題目及專題： 1、題目 汽車變速器設(shè)計(jì) 2、專題 二、課題來(lái)源及選題依據(jù) 現(xiàn)代汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動(dòng)力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi) 變化。為解決這一矛盾，在傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置了變速器。它的功用是：改變傳動(dòng)比，擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在有利的工況下工作；在發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動(dòng)力傳遞，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能夠起動(dòng)、怠速，并便于變速器換擋或進(jìn)行動(dòng)力輸出。隨著科技的高速發(fā)展，人們對(duì)汽車的要求越來(lái)越高，汽車的性能、使用壽命、能源消耗、振動(dòng)噪聲等在很大程度上取決于變速器的性能的設(shè)計(jì)和研發(fā)。變速器技術(shù)的發(fā)展是衡量汽車技術(shù)水平的一項(xiàng)主要依據(jù)。 II 三、本設(shè)計(jì) （論文或其他）應(yīng)達(dá)到的要求： 了解汽車變速器的組成原理，設(shè)計(jì)發(fā)展動(dòng)態(tài)和國(guó)內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀； 完成汽車變速器的設(shè)計(jì)工作； 完成汽車變速器的裝配圖及其有關(guān)零件圖； 四、接受任務(wù)學(xué)生： 機(jī)械 94 班 姓名 李 超 五、開(kāi)始及完成日期： 自 2012 年 11 月 12 日 至 2013 年 5 月 25 日 六、設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)（或顧問(wèn)）： 指導(dǎo)教師 簽名 簽名 簽名 教研室主任 學(xué)科組組長(zhǎng)研究所所長(zhǎng) 簽名 系主任 簽名 2012 年 11 月 12 日 III 全套圖紙， 扣扣 414951605 摘 要 現(xiàn)代汽車的動(dòng)力裝置幾乎都是采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)，它具有體積小、質(zhì)量輕、工作可靠、使用方便等優(yōu)點(diǎn)，但其性能與汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛盾。 汽車需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行駛。汽車變速器和主減速器 ，它們可以使驅(qū)動(dòng)車輪的扭矩增大為發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的若干倍，又可以使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的若干分之一。 傳動(dòng)系有兩個(gè)功能：傳送發(fā)動(dòng)機(jī)到驅(qū)動(dòng)輪之間的動(dòng)力和改變轉(zhuǎn)矩的大小。 由此可見(jiàn)傳動(dòng)系統(tǒng)是汽車非常重要的組成部分，從而對(duì)汽車傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)計(jì)算也就顯非常重要了。 主要設(shè)計(jì)內(nèi)容有變速器的布置方案與設(shè)計(jì)，齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核；主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案選擇，主減速器主要參數(shù)選擇與計(jì)算；差速器的設(shè)計(jì)。并且用 AutoCAD 繪出變速器和差速器的裝配圖還有部分零件圖。 通過(guò)對(duì)微型轎車變速器的設(shè)計(jì)，不僅滿足了現(xiàn)代汽車的 動(dòng)力性，也提高了其經(jīng)濟(jì)性，滿足了市場(chǎng)現(xiàn)有的需求。 關(guān)鍵詞： 傳動(dòng)系；變速器；主減速器；差速器 IV IV Abstract The Reciprocating Engine are almost used as the power plant of modern motor, which is advanced in the small volume, light weight, reliability and convenience. However, there is contradiction between the performance and the dynamic and economy of the vehicle. As to start and drive smoothly, the vehicle has to come over the resistance. The torque of the wheels could be increased as several times of the engine or be decreased one of a number of points of the engine speed by the transmission and the main reducer. The transmission has two function transmit the engine power to the wheels and change the torque. So the transmission is one of the most important parts of the vehicle. The Analysis and design of the transmission are also vital. The design is consisted of Layout and design of the programme of the transmission, the strength calculation and checking of the gear, the support programme of the final drive active bevel gear and driven bevel gear, the main parameters choosing and calculation of the main reducer and the Differential design. The assembly of the main reducer and the differential and the parts must be drawn with the software AUTOCAD. According to the transmission design of the mini vehicle, the dynamic ,economy and the market of the modern vehicle are satisfied. Key words: Power train； Transmission； Final drive； Differential V 目 錄 摘 要 . III Abstract . IV 目 錄 . V 1 緒論 . 1 1.1 本課題的研究?jī)?nèi)容和意義 . 1 1.2 國(guó)內(nèi)外的發(fā)展概況 . 1 1.3 本課題應(yīng)達(dá)到的要求 . 2 2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 . 3 2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 . 3 2.1.1 兩軸式和中間軸式變速器 . 3 2.1.2 三軸式 . 3 2.1.3 倒擋的形式和布置方案 . 4 2.2 零部件布置方案分析 . 4 2.2.1 齒輪形式 . 4 2.2.2 換擋的結(jié)構(gòu)形式 . 4 2.2.3 防止自動(dòng)脫檔的措施 . 5 2.2.4 軸承形式 . 5 2.3 本章小結(jié) . 5 3 變速器主要參數(shù)的選擇及設(shè)計(jì)計(jì)算 . 6 3.1 擋位數(shù)確定 . 6 3.2 傳動(dòng)比 . 6 3.3 中心距 . 8 3.4 齒輪參數(shù) . 8 3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 . 9 3.6 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 . 11 3.7 本章小結(jié) . 12 4 變速器主要結(jié)構(gòu)元件的校核 . 13 4.1 齒輪損壞的原因及形式 . 13 4.2 齒輪材料的選擇原則 . 13 4.3 輪齒強(qiáng)度校核 . 14 4.3.1 齒輪的接觸強(qiáng)度 . 14 4.3.2 齒輪的接觸強(qiáng)度 . 15 4.4 軸的強(qiáng)度校核 . 18 4.5 軸承的校核 . 22 4.5.1 輸入軸軸承校核 . 22 4.5.2 輸出軸軸承校核 . 23 VI 4.6 本章小結(jié) . 24 5 結(jié)論與 展望 . 25 致 謝 . 26 參考文獻(xiàn) . 26 附 錄 . 28 汽車變速器設(shè)計(jì) 1 1 緒論 1.1 本課題的研究?jī)?nèi)容和意義 變速器的功能是在不相同的條件下，改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳在驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽 車得到不一樣的牽引力以及速度，同時(shí)是發(fā)動(dòng)機(jī)在最佳的工況范圍內(nèi)工作。此外，應(yīng)保證汽車能倒退行駛和停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系保持分離。需要時(shí)還應(yīng)有動(dòng)力輸出的功能。 隨著我國(guó)千人汽車保有量的大副上升，高速公路，高級(jí)公路的不斷建設(shè)，汽車正逐漸進(jìn)入家庭，成為人們生活中的一部分。與此同時(shí)帶來(lái)了燃料的大量需求，所以汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性應(yīng)給予重視。汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性能是車輛的重要性能，影響汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性能的因素很多，其中汽車的動(dòng)力裝置參數(shù)（發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)；變速器的擋位及傳動(dòng)比）對(duì)上述性能的影響較大。因此對(duì)汽車變速器的研究有非 常重要的社會(huì)意義和經(jīng)濟(jì)意義。 1.2 國(guó)內(nèi)外的發(fā)展概況 手動(dòng)變速器（ MT： Manual Transmission）主要采用了齒輪傳動(dòng)的降速原理。變速器內(nèi)有多組傳動(dòng)比不同的齒輪副，而汽車行駛時(shí)的換擋工作，也就是通過(guò)操縱機(jī)構(gòu)使變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。 自動(dòng)變速器（ AT： Automatic Transmission）是由液力變矩器，行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過(guò)液力變矩器和齒輪組合的方式來(lái)達(dá)到變速變矩。 AMT 是在傳統(tǒng)干式離合器和手動(dòng)齒輪變速器的基礎(chǔ)上改造而成，主要改變了手動(dòng)換擋操縱部分。即在 MT 總體結(jié)構(gòu)不變 的情況下改用電子控制來(lái)實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換擋。 無(wú)級(jí)變速器（ CVT： Continuously Variable Transmission） ,又稱為連續(xù)變速式機(jī)械變速器。金屬帶式無(wú)級(jí)變速器主要包括主動(dòng)輪組，從動(dòng)輪組，金屬帶和液壓泵等基本部件。主要靠主動(dòng)輪，從動(dòng)輪和傳動(dòng)帶來(lái)實(shí)現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)變化，傳動(dòng)帶一般用橡膠帶，金屬帶和金屬鏈等。 無(wú)限變速式機(jī)械無(wú)級(jí)變速器（ IVT： Infinitely Variable Transmission）采用的是一種摩擦板式變速原理。 IVT 的核心部分由輸入傳動(dòng)盤，輸出傳動(dòng)盤和 Variator 傳動(dòng) 盤組成。它們之間的接觸點(diǎn)以潤(rùn)滑油作介質(zhì)，金屬之間不接觸，通過(guò)改變 Variator 裝置的角度變化而實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比的連續(xù)而無(wú)限的變化 1。 汽車的發(fā)展經(jīng)歷了三大革命，動(dòng)力革命（內(nèi)燃機(jī)的使用），傳動(dòng)革命（機(jī)械傳動(dòng)的完善和液體傳動(dòng)的使用）和控制革命（用傳感器、微機(jī)和電液閥進(jìn)行信息處理）。 從先進(jìn)國(guó)家來(lái)看，動(dòng)力革命和傳動(dòng)革命已經(jīng)完成，目前正處于控制革命階段，要解決的主要是機(jī)械太 “機(jī)械 ”，沒(méi)有靈性的問(wèn)題，過(guò)去機(jī)械全靠人來(lái)操縱控制，然而人的生理和心理能力（感覺(jué)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(fù)雜的機(jī)械對(duì)于人來(lái)說(shuō)體力和腦力負(fù)擔(dān)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(duì)汽車各部分（發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、懸架、制動(dòng)和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)等）進(jìn)行自動(dòng)控制并從各部分的單獨(dú)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 2。 與 AT 產(chǎn)品、 CVT 產(chǎn)品相比， AMT 產(chǎn)品的顯著優(yōu)勢(shì)是工藝技術(shù)難度小，可以充分利用現(xiàn)有 MT 車型離合器、變速器生產(chǎn)企業(yè)的產(chǎn)品技術(shù)、生產(chǎn)能力，減少產(chǎn)業(yè)化投資，降低產(chǎn)無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 2 品成本 50%以上。 AMT 產(chǎn)品傳動(dòng)效率高，汽車燃油消耗量比 AT 車型降低 10% 20%，與CVT 車型基本一致。 AMT 產(chǎn) 品的自動(dòng)換檔功能與 AT 產(chǎn)品、 CVT 產(chǎn)品基本一致，起步平順性略有突兀。 AMT 產(chǎn)品的關(guān)鍵技術(shù)是換檔時(shí)動(dòng)力傳輸間斷過(guò)程控制，在離合器操縱實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制的基礎(chǔ)上，協(xié)調(diào)運(yùn)用節(jié)氣門調(diào)整技術(shù)，快速、平穩(wěn)地完成自動(dòng)換擋操縱，解決了AMT 產(chǎn)品電控單元與發(fā)動(dòng)機(jī)燃油噴射電控單元之間無(wú)法通訊的技術(shù)限制，保證 AMT 產(chǎn)品換檔平順性與 AT 產(chǎn)品、 CVT 產(chǎn)品基本一致 3。 AMT 產(chǎn)品通過(guò)加裝微計(jì)算機(jī)控制、電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的操縱機(jī)構(gòu)，自動(dòng)取代原車人工完成的離合器分離與接合、變速器選檔和 換 檔等操作，最終使汽車起步、變速全過(guò)程序列操作的自動(dòng)化。汽車的自 動(dòng)變速簡(jiǎn)化了駕駛動(dòng)作，使得汽車易于駕駛，減輕了駕駛員的勞動(dòng)強(qiáng)度，提高了行車安全性，大大降低了駕駛員的操縱技術(shù)水平對(duì)汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、平順性和尾氣排放的影響，保證了車輛駕駛過(guò)程中處于良好的工作狀態(tài)。它特別適應(yīng)改革開(kāi)放以來(lái)， 隨著 生活水平的提高，人們對(duì)汽車品 位 要求的不斷提高，以及非職業(yè)汽車駕駛員急速增加形成對(duì)自動(dòng)變速器的迫切需求，有利于轎車早日進(jìn)入普通家庭。 1.3 本課題應(yīng)達(dá)到的要求 為保證變速器具有良好的工作性能，對(duì)變速器提出如下基本要求 ： （ 1）應(yīng)正確選擇變速器的檔位和傳動(dòng)比，保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)； （ 2）設(shè)置空擋和倒檔，保證發(fā)動(dòng)機(jī)與驅(qū)動(dòng)輪能長(zhǎng)期分離，使汽車能進(jìn)行倒退行駛； （ 3）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過(guò)程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳擋，亂檔，換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。為減輕駕駛員的勞動(dòng)強(qiáng)度，提高行駛安全性，操作輕便的要求日益顯得重要，這可通過(guò)采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)或自動(dòng)，半自動(dòng)換檔來(lái)實(shí)現(xiàn)； （ 4）重量輕，體積小。影響這個(gè)指標(biāo)的主要參數(shù)是變數(shù)器中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸 承可減小中心距； （ 5） 傳動(dòng)效率高。為減少齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造和裝配質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑油都可以提高傳動(dòng)效率； 滿足汽車必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各檔傳動(dòng)比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。 汽車變速器設(shè)計(jì) 3 2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 變速器由變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多軸式變速 器 4。 2.1.1 兩軸式和中間軸式變速器 現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用三軸式變速器，而發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的轎車，若變速器傳動(dòng)比小，則常用兩軸式變速器。在設(shè)計(jì)時(shí)，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個(gè)方面： （ 1） 結(jié)構(gòu)工藝性 兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪；而發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)用圓柱齒輪，因而簡(jiǎn)化了制造工藝。 （ 2） 變速器的徑向尺寸 兩軸式變速器輸出軸的前進(jìn)擋均為一對(duì)齒輪副，而中間軸式變速器則有兩對(duì)齒輪副。因此， 對(duì)于相同的傳動(dòng)比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。 （ 3） 變速器齒輪的壽命 兩軸式變速器的低檔齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多。因此，小齒輪的壽命比大齒輪的短。中間軸式變速器的各前進(jìn)擋均為常嚙合斜齒輪傳動(dòng)，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因而壽命較接近。在直接擋時(shí)，齒輪只空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。 2.1.2 三軸式 三軸式變速器的第一軸常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來(lái)傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接檔。此 時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩因此，直接檔的傳動(dòng)效率高，磨損及噪聲也最小 , 其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 5。因此，在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，但除了直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所降低，適用于傳統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)前置、后輪驅(qū)動(dòng)的布置形式。現(xiàn)選用三軸式變速器（見(jiàn)圖 2.1）。 12345678910 圖 2.1 三軸式變速器 簡(jiǎn)圖 無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 4 2.1.3 倒擋的形式和布置方案 圖 2.1 為常見(jiàn)的布置方案。圖 a 方案廣泛用于前進(jìn)擋都是同步器換擋的四擋轎車和輕型貨車 變速器中； b 方案的優(yōu)點(diǎn)是可以利用中間軸上的 1 擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度，某些輕型貨車四擋變速器采用這種方案； c 方案能獲得較大的倒擋速比，突出的缺點(diǎn)是換擋程序不合理； d 方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)作了修改，因而在貨車變速器中取代了 c 方案；e 方案中，將中間軸上的一擋和倒擋齒輪做成一體，其齒寬加大，因而縮短了一些長(zhǎng)度； f方案采用了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，有的貨車采用 g 方案，其缺點(diǎn)是一擋和倒擋得各用撥叉軸，使 其 上蓋中的操縱機(jī)構(gòu) 變的更復(fù)雜 。后述五種方案可供五擋變速器的選擇 ， 本次設(shè)計(jì)采用圖 2.2（ b）所示的倒擋布置方案。 圖 2.2 倒擋布置方案 2.2 零部件布置方案分析 2.2.1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與 前者相比 ， 后者 有使用 的 壽命更 長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn) 性能 平穩(wěn)、工作 時(shí)的 噪聲低等 等 優(yōu)點(diǎn)； 但是相對(duì)的 缺點(diǎn)是制造 的 時(shí) 候會(huì)變得 復(fù)雜，工作時(shí) 會(huì) 有軸向力， 這樣 這對(duì)軸承 很 不利。變速器中的常嚙合齒輪 通常 采用 的是 斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋 6。 2.2.2 換擋的結(jié)構(gòu)形式 變速器換擋機(jī)構(gòu)形式分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換擋三種。 （ 1） 滑動(dòng)齒輪換擋 通常采用滑動(dòng)直齒輪換擋，也有采用斜齒輪換擋的?；瑒?dòng)直齒輪換擋的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、容易制造。缺點(diǎn)是換擋時(shí)齒面承受很大的沖擊，會(huì)導(dǎo)致齒輪過(guò)早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換擋方式一般僅用于一擋和倒擋。 （ 2） 嚙合套換擋 用嚙合套換擋，可將構(gòu)成某傳動(dòng)比的一對(duì)齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換擋，因同時(shí)承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，它們都不會(huì)過(guò)早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操縱技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增 大。因此，這種換擋方法目前只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用 7。 汽車變速器設(shè)計(jì) 5 （ 3） 同步器換擋 現(xiàn)代大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器能保證迅速，無(wú)沖擊，無(wú)噪聲換擋，而與操縱技術(shù)熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行車安全性。同上述兩種換擋方法相比，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸大。同步環(huán)使用壽命短缺等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。由于同步器的廣泛應(yīng)用，壽命問(wèn)題已得到基本解決。如瑞典的薩伯-斯堪尼亞（ SAAB-Scania）公司，用球墨鑄鐵制造同步器的關(guān)鍵部件，并在其工作表面上鍍上一層鉬， 不僅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系數(shù)，這種同步器試驗(yàn)表明，它的壽命不低于齒輪壽命，法國(guó)的貝利埃（ Berliet）。德國(guó)擇孚（ ZF）等公司的同步器均采用了這種工藝。 上述三種換擋方案，可同時(shí)用在一變速器中的不同擋位上，一般倒擋和一擋采用結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單的滑動(dòng)直齒輪或嚙合套的形式；對(duì)于常用的高擋位則采用同步器或嚙合套。 2.2.3 防止自動(dòng)脫檔的措施 自動(dòng)脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動(dòng)等原因，都會(huì)導(dǎo)致自動(dòng)脫擋。除 了在 工藝上采取 相應(yīng)的 措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且 相對(duì) 有效的方案有以下幾種： （ 1） 把 兩 個(gè) 接合齒的嚙合位置 相互 錯(cuò)開(kāi)。這樣 它們 在嚙合時(shí)， 會(huì) 使接合齒 的頂 部超過(guò)被接合齒的 1 3mm。使用 時(shí) 兩齒接觸部分受到擠壓同時(shí)磨損，并在接合齒 頂 部形成凸肩，可用來(lái) 防止 接合齒 的 自動(dòng)脫擋。 （ 2） 把 嚙合齒套齒座上 面的 前齒圈的齒厚切薄，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而 防止 自動(dòng)脫擋。 （ 3） 把 接合齒的工作面設(shè)計(jì)并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜 2 3），使接合齒面產(chǎn)生 防止 自動(dòng)脫擋的軸向力。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺(tái)階形狀，也 具有相同的阻止自動(dòng)脫擋的效果 8。 2.2.4 軸承形式 變速器多采用滾動(dòng)軸承 ， 通常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗(yàn)算其壽命。過(guò)去，變速器軸的支承廣泛采用滾珠軸承、滾柱軸承和滾針軸承，近年來(lái)，變速器的設(shè)計(jì)趨勢(shì)是增大其傳遞功率與質(zhì)量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述軸承形式已不能滿足對(duì)變速器可靠性和壽命提出的要求，故使用圓錐滾柱軸承的增多。其主要優(yōu)點(diǎn)如下：滾錐軸承的接觸線長(zhǎng)，如果錐角和配合選擇合適，可提高軸和齒輪沿縱向平面分開(kāi)或沿中心線所在平面分開(kāi)，這樣可使裝拆和調(diào)整軸承方便。由于上述特點(diǎn)，滾錐 軸承已在歐洲一些轎車、貨車和重型貨車變速器上得到應(yīng)用。固定式中間軸采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪（塔輪，寶塔齒輪）。 2.3 本章小結(jié) 本章對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置方案和零、部件結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了系統(tǒng)的分析，并給出了此次設(shè)計(jì)的具體方案，即設(shè)計(jì)兩軸式變速器，倒擋布置方案如圖 2-2（ b）所示，前進(jìn)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，軸承選取深溝球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。 無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 6 3 變速器主要參數(shù)的選擇及設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 擋位數(shù)確定 變速器的擋數(shù)可在 3 20 個(gè)擋位范圍 內(nèi)變化，通常變速器的擋數(shù)在 6 擋以下，當(dāng)擋數(shù)超過(guò) 6 擋以后，可在 6 擋以下的主變速器基礎(chǔ)上，再行配置副變速器，通過(guò)兩者的組合獲得多擋變速器。 增加變速器的擋數(shù)，能夠改變汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時(shí)換擋頻率增高并增加了換擋難度。 在最低擋傳動(dòng)比不變的條件 下 ，增加變速器的擋數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動(dòng)比值在 1.8 以下，該值越小換擋工作越容易進(jìn)行。因高擋使用頻繁 ，所以又要求高檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值，要比低檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值小。 近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用 4 5 個(gè)擋位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用 5 個(gè)擋。商用車變速器采用 4 5 個(gè)擋或多擋。載質(zhì)量在 2.0 3.5t 的貨車多采用 5 個(gè)擋，載質(zhì)量在 4.0 8.0t 的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。 本次設(shè)計(jì)的變速器采用 4 個(gè)前進(jìn)擋位， 1 個(gè)倒擋位。 3.2 傳動(dòng)比 變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的比值。最 高擋通常是1.0，有的變速器最高擋是超速擋 ,傳動(dòng)比為 0.7 0.8。影響最低擋傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在 3.0 4.5 之間，總質(zhì)量輕的商用車在 5.0 8.0 之間，其他商用車則更大。 汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有： m a xm a xm a x0m a x )s i nc os( mgfmgr iiTrtg e （ 3.1） 由最大 爬坡度要求的變速器 檔傳動(dòng)比為： temaxrg iTmgri0max （ 3.2） 式中 m 汽車總質(zhì)量； g 重力加速度； f 道路阻力系數(shù)； max道路最大阻力系數(shù)； max最大爬坡要求； r 驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑 ； 汽車變速器設(shè)計(jì) 7 maxeT發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； 0i主減速比； t汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。 主減速比 i0的確定： ghaprivnrim a x0 )472.0377.0( （ 3.3） 式中 r 車輪的滾動(dòng)半徑， m； pn發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速， r/min； gni變速器最高檔傳動(dòng)比； maxva最高車速， km/h。 本課題變速器gni=1，一般 汽 車的最大爬坡度約為 30%7，即max=16.7， f=0.02 由公式（ 3.3）得： 3.62425.0)472.0377.0( m a x0prghapr nrivnri 由公式（ 3.2）得： 306.07.16s in7.16c o s02.0m a x 48.59.03 0 0 04 2 5.01 0 43.623 0 6.08.93 5 0 00m a x tem a xrg iTm g ri 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件確定 變速器 檔傳動(dòng)比為： terg iT rGi 0max2 （ 3.4） 式中 2G 汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷； 道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 =0.5 0.6。 因?yàn)?汽車 后軸的軸荷分配范圍為 60% 68%，所以 G2=35009.868 =23324N 由公式（ 3.3）和公式（ 3.4）得： 31.71 1 9 3 4 0 3.626.02 3 3 2 40m a x2 terg iT rGi 綜合 a 和 b 條件得： 5.48gi7.31，取gi=（ 5.48+7.31） /26.40 變速器的 檔傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時(shí)用超速檔。中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為1 1 n gng iiq （其中 n 為檔位數(shù)）的幾何級(jí)數(shù)排列。 無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 8 因?yàn)?875.1140.631 1 ngng iiq ，所以 gi =q=1.875, gi = gi q=3.516。 實(shí)際上與理論值略有出入，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(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。在變速器結(jié)構(gòu)方案、檔位數(shù)和傳動(dòng)比確定后，即可進(jìn)行其他基本參數(shù)的選擇與計(jì)算。 3.3 中心距 中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距 A（ mm）可根據(jù)對(duì)已有變 速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選： 3maxA TKA （ 3.5） 式中 AK 中心距系數(shù) 。 對(duì)轎車取 8.9 9.3；對(duì)貨車取 8.6 9.6； 對(duì)多檔主變速器，取 9.5 11； maxT變速器處于 檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩， gge iTT m a xm a x （ 3.6） maxeT發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， Nm； gi變速器的 檔傳動(dòng)比； g變速器的傳動(dòng)效率，取 0.96。 由公式（ 3.6）得： gge iTT m a xm a x=1046.40.96=638.976Nm 由公式（ 3.5）得 : 686.8207.74976.638)6.96.8( 33m a x TKA A mm 初選中心距也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出： 3m axeAe TKA （ 3.7） 式中 AeK按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時(shí)的中心距系數(shù)，對(duì)轎車取 14.5 16.0，對(duì)貨車取 17.0 19.5。 由公式（ 3.7）得 : 7.9195.79104)5.190.17( 33m a x TKA eAe mm 一般汽 車變速器 的中心距約在 80 170mm 范圍內(nèi)變化 ,初選 A=100mm。 3.4 齒輪參數(shù) 齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。應(yīng)該指出，選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是： （ 1)在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可以使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模 數(shù)；減少乘用車汽車變速器設(shè)計(jì) 9 齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)貨車，減少質(zhì)量不減少噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)；變速器低檔齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)，變速器用齒輪模數(shù)的范圍如表 3.29。 (2)所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) GB/T13571987 的規(guī)定。選用時(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。 (3)嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總 質(zhì)量am在 1.8 14.0t 的貨車為 2.0 3.5mm；總質(zhì)量am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。 3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 在初選變速器的檔位數(shù)、傳動(dòng)比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)方案簡(jiǎn)圖后，即可對(duì)各檔齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分配 ，如圖 3.1 所示 。 12345678910 圖 3.1 本課題變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 （ 1） 確定 檔齒輪的齒數(shù) 已知 檔傳動(dòng)比gi，且 8172 zz zzig （ 3.8） 為了確定 z7、 z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 z ： 直齒齒輪： mAz 2 （ 3.9） 先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給 z7、 z8。為 了使 z7/z8盡量大一些，應(yīng)將 z8取得盡量小一些，這樣，在gi已定的條件下 z2/z1的傳動(dòng)比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承。 z8 的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此z8 的選定應(yīng)與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的 檔直齒輪的最小齒數(shù)為12 14，選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減小大、小齒輪無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 10 的齒數(shù)間有共約數(shù)的機(jī)會(huì)，否則會(huì)引起齒面的不均勻磨損。 由公式 （ 3.9）得： 14.575.3 1 0 022 mAz 取 z =60，考慮到上述條件以及選用了標(biāo)準(zhǔn)齒輪（齒數(shù)不要小于 17），故取 z8=17，得出7z=60-17=43 （ 2） 修正中心距 A 若計(jì)算所得的 z7、 z8不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距 A，修正后的中心距則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 由公式（ 3.9）得： A=（ 3.560） /2=105mm （ 3） 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 7812 zzizz g （ 3.10） 確定了 z7、 z8后由公式（ 3.9）和（ 3.10）聯(lián)立方程求解 z1、 z2 605.31 0 522)(53.243174.6217812mAzzzzizzg , 故 z1=17 ； z2=43 （ 4） 確定其他檔位的齒輪齒數(shù) 檔齒輪副： 6152 zz zzig （ 3.11） 由公式（ 3.9）和（ 3.11）聯(lián)立方程求解 z5、 z6。 因?yàn)?gi= giq=3.516 ，所以先試湊 z5、 z6。 試湊出 z5=33、 z6=27，此時(shí)gi=3.09。 檔齒輪副： 4132 zz zzig （ 3.12） 由公式（ 3.9）和（ 3.12）聯(lián)立方程求解 z5、 z6。 因?yàn)?gi=q=1.875 ，所以先試湊 z3、 z4。 汽車變速器設(shè)計(jì) 11 605.310522174343434132mAzzzzzzzzig 試湊出 z3=24、 z4=36，此時(shí)gi=1.69。 （ 5） 確定倒檔齒輪副的齒數(shù) 通常 檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù) z10=21 23。則中間軸與 倒檔軸之間的中心距為： 2/)(108 zzmA （ 3.13） 初選 z10=22,由公式（ 3.13）得 : 25.682/)2217(5.32/)(108 zzmAmm 為了避免干涉，齒輪 8 與齒輪 9 的齒頂圓之間應(yīng)有不小于 0.5mm 的間隙，則 : 5.02/2/ 98 Add aa （ 3.14） 由公式（ 3.14）得 : 69125.35.31725.68212 89 aa dAd mm mmhdaa 625.32692d 99 根據(jù) d9選擇齒數(shù)，取 z9=17。 最后計(jì)算倒檔與第二軸的中心距： 2/)( 97 zzmA （ 3.15） 由公式（ 3.15）得 : 1052/17435.32/)( 97 ）（zzmA mm 171717 432243981 7102 zzz zzzi g 倒檔8.28 綜合上述計(jì)算修正一下各檔的傳動(dòng)比（見(jiàn)表 3-1）。 表 3-1 各檔速比 檔位 倒檔 速比 6.40:1 3.09:1 1.69:1 1:1 8.28:1 3.6 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 常嚙合齒輪副： 171 Z 5.59175.3d mz 5.662.325.592 aa hdd 75.5025.15.325.592d hd 431 Z 5.150435.3d mz 5.1 5 75.325.1 5 02 aa hdd 75.1 4 125.15.325.1 5 02 hdd 檔齒輪副： 178 Z 5.59175.3d mz 無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 12 5.662.325.592 aa hdd 75.5025.15.325.592d hd 437 Z 5.150435.3d mz 5.1 5 75.325.1 5 02 aa hdd 75.1 4 125.15.325.1 5 02 hdd 檔齒輪副： 276 Z 5.94275.3 mzd 5.1015.325.942d aa hd 75.8525.15.325.942 hdd 335 Z 5.115335.3 mzd 5.1 2 25.325.1 1 52d aa hd 75.1 0 625.15.325.1 1 52 hdd 檔齒輪副： 364 Z 126365.3 mzd 1 3 35.321 2 62d aa hd 25.11725.15.321262 hdd 243 Z 84245.3 mzd 915.32842d aa hd 25.7525.15.32842 hdd 倒檔齒輪： 2210 Z 77225.3 mzd 845.32772 aa hdd 25.6825.15.32772 hdd 179 Z 5.59175.3 mzd 5.665.325.592 aa hdd 75.5025.15.325.592 hdd 3.7 本章小結(jié) 本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇，包括確定擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍，根據(jù)最大爬坡度和驅(qū)動(dòng)輪與地面的附著力確定一擋傳動(dòng)比和 倒檔 傳動(dòng)比，進(jìn)而確定其它各擋傳動(dòng)比，選擇中心距、外形尺寸以及齒輪參數(shù) 。 根據(jù)變速器的傳動(dòng)示意圖確定各擋齒輪齒數(shù)，進(jìn)行各擋齒輪的分配。 汽車變速器設(shè)計(jì) 13 4 變速器主要結(jié)構(gòu)元件的 校核 4.1 齒輪損壞的原因及形式 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、齒面膠合以及移動(dòng)換擋齒輪端部破壞 10。 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(fù)載荷的作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些。 輪齒工作時(shí)，一對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)存在與齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點(diǎn)， 稱之為齒面點(diǎn)蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，并可能導(dǎo)致輪齒折斷。 用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的低檔齒輪和倒檔齒輪，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間澡輪齒端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞 11。 負(fù)荷大、齒面相對(duì)滑動(dòng)速度又高的齒輪，在接觸壓力打且家畜處產(chǎn)生高溫作用的情況下使齒面間的潤(rùn)滑膜破壞，導(dǎo)致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡，稱為齒面膠合。變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)較少。 4.2 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 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí) ，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度 350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無(wú)法磨齒的齒輪 12。 現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造，使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合，以大大提高其接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱 處理時(shí)也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本。 國(guó)產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是 20CrMnTi（過(guò)去的鋼號(hào)是 18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB， 20MnVB， 20MnMOB 的。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，以無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 14 提高表面硬度，細(xì)化材料晶面粒。為消除內(nèi)應(yīng)力還要進(jìn)行回火。 變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦范圍如下： nm3.5，滲碳深度 0.8 1.2mm； 3.5nm 5，滲碳深度 0.9 1.3mm； nm5，滲碳深度 1.0 1.6mm。 滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為 HRC58 63，心部硬度為 HRC3348。 某些輕型以下的載貨汽車和轎車等變速器的小模數(shù)（nm3.0 3.75）齒輪采用了 40Cr或 35Cr 鋼并進(jìn)行表面氰化處理。這種中碳鉻鋼具有滿意的鍛造性能及良好的強(qiáng)度指標(biāo)，氰化鋼熱處理后變形小也是其優(yōu)點(diǎn)。但由于氰化層 較薄且鋼的含碳量又高，故接觸強(qiáng)度和承載能力均受到限制。對(duì)于氰化齒輪，氰化層的深度一般為 0.2 0.4mm，不應(yīng)小于 0.2 mm，表面硬度為 HRC48 5313。 4.3 輪齒強(qiáng)度 校核 4.3.1 齒輪的接觸強(qiáng)度 直齒齒輪彎曲應(yīng)力w： yzKmKKTcfjw32 （ 4.1） 式中 jT計(jì)算載荷， Nmm； K應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65； fK摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 1.1，被動(dòng)齒輪取 0.9； m 齒輪模數(shù)； z 齒輪齒數(shù)； cK齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4 7.0； y 齒形系數(shù)，齒高系數(shù) f 相同、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)： 205.14 79.0 yy ，205.17 89.0 yy ，205.22 1.1 yy ，2025 23.1 yy ；壓力角相同、齒高系數(shù)為 0.8 時(shí)，18.0 14.1 ff yy； w輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)maxej TT 時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力 850400 w MPa。 因?yàn)樵撟兯倨魉械凝X輪采用同一種材料，所以當(dāng)校核時(shí)只要校核受力最大和危險(xiǎn)的檔位齒輪。故分別計(jì)算 檔、倒檔齒輪的 彎曲強(qiáng)度。 檔齒輪副：主動(dòng)齒輪 z8=17,從動(dòng)齒輪 z7=43 汽車變速器設(shè)計(jì) 15 檔主動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷 mNiTTej 06.263174310412m a x 由公式（ 4.1）得 : 主動(dòng)齒輪 z8的彎曲強(qiáng)度 ： M P ayzKm KKTcfjw 2.7907.49612.0)74.4(175.314.3 10001.165.106.2632233 檔從動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷 m6.6 6 540.61 0 4m a x NiTT gej 從動(dòng)齒輪 z7的彎曲強(qiáng)度： M P ayzKm KKTcfjw 75.64653.40612.0)74.4(435.314.3 10009.065.16.6652233 倒檔齒輪副 :因?yàn)榈箼n齒輪相當(dāng)于一個(gè)惰輪 ,所以主動(dòng)齒輪是 Z8=17，從動(dòng)齒輪是Z10=22。通過(guò)惰輪后主動(dòng)齒輪是 Z9=17，從動(dòng)輪是 Z7=43。 惰輪的計(jì)算載荷 m43.340)1722()1743(10481012m a xj NiiTT e 通過(guò)惰輪前， Z10=22 的彎曲強(qiáng)度由公式得 : M P ayzKm KKTcfjw 54.64640.40612.0)74.4(225.314.3 10009.065.143.3402233 通過(guò)惰輪后主動(dòng)輪是 Z9=17，從動(dòng)輪是 Z7=43。 Z9的計(jì)算載荷 m43.340)1722()1743(10481012m a xj NiiTT e M P ayzKmKKTcfjw 63.102279.64212.0)74.4(175.314.310001.165.143.3402233 Z7的計(jì)算載荷 m12.86128.8104m a xe NiTT J 倒檔 M P ayzKm KKTcfjw 73.83694.52512.0)74.4(435.314.310009.065.112.8612233 以上的齒輪副都滿足彎曲強(qiáng)度的要求。 4.3.2 齒輪的接觸強(qiáng)度 齒輪的接觸應(yīng)力按下式計(jì)算： )11(418.021 bFEj （ 4.2） 式中 F法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力， N； 無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 16 coscos tFF （ 4.3） Ft端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力， N； dTF jt2 （ 4.4） jT計(jì)算載荷， mmN ； d節(jié)圓直徑， mm ； 節(jié)點(diǎn)處壓力角； 螺旋角； E齒輪材料的彈性模量，鋼取 2.1105MPa； b齒輪接觸的實(shí)際寬度，斜齒齒輪為cosb代替， mm ； 21, 主、被動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑， mm；直齒齒輪： sin11 r ， sin22 r ；斜齒齒輪： 211 c os/sinr ， 222 c os/s inr ； r1， r2分別為主、被動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑， mm。 當(dāng)計(jì)算載荷為max5.0 ej TT 許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表 4-1。 常嚙合齒輪副：當(dāng)計(jì)算載荷為 m521 0 45.05.0m a x NTT ej, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 9.1 7 4 75.317 1 0 0 05222 NFF t 01.1 8 6 020co s 9.1 7 4 7co sco s mmr 2.102/)20s in5.317(s in11 mmr 7.252/)20s in5.343(s in22 由公式（ 4.2）得 : MPabFEj 40.764)7.25 12.10 1(16 101.201.1860418.0)11(418.0 521 檔 : 計(jì)算載荷為 mNTTej 8.3 3 240.61 0 45.0i5.0 m a x, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 6.4 4 2 25.343 1 0 0 08.3 3 222 NFFt 4.4 7 0 620c o s 6.4 4 2 2c o sc o s mmr 2.102/)20s in5.317(s in11 汽車變速器設(shè)計(jì) 17 mm7.252/)20s in5.343(s in22 r 由公式（ 4.2）得 : M P abFEj 4.1061)7.25 12.10 1(21 101.24.4706418.0)11(418.0 521 檔：計(jì)算載荷為 m68.1 6 009.31 0 45.0i5.0m a x NTT ej, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 34.2 7 8 25.333 1 0 0 068.16022 NFFt 94.2 9 5 920c o s 34.2 7 8 2c o sc o s mmr 16.162/)20s in5.327(s in11 mm75.192/)20s in5.333(s in22 r 由公式（ 4.2）得 : M P abFEj 69.803)75.19 116.16 1(19 101.294.2959418.0)11(418.0 521 檔：計(jì)算載荷為 mNiTTj 88.8769.11045.05.0 m a xe 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 38.2 0 9 25.3241 0 0 088.8722 NFFt 94.2 2 2 520c o s 38.2 0 9 2c o sc o s mm55.212/)20s in5.336(s in11 r mm36.142/)20s i n5.324(s i n22 r 由公式（ 4.2）得 : MPabFEj 78.671)36.14 155.21 1(21 101.294.2225418.0)11(418.0 521 倒檔 :計(jì)算載荷為 mNiTTej 5305.0 12m a x, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 18.4 4 2 15.3171 0 0 053.1 3 122 NFFt 88.4 7 0 420c o s 18.4 4 2 1c o sc o s 無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 18 mm2.102/)20s in5.317(s in11 r mm17.132/)20s i n5.322(s i n22 r 由公式（ 4.2）得 : MPabFEj 74.1195)17.13 12.10 1(21 101.288.4704418.0)11(418.0 521 計(jì)算載荷為 m56.4 3 028.81 0 45.0i5.0m a x NTT ej 倒檔, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 73.5 7 2 15.3431 0 0 056.4 3 022 NFF t 89.6 0 8 820c o s 73.5 7 2 1c o sc o s mmr 17.102/)20s in5.317(s in11 mm7.252/)20s in5.343(s in22 r 由公式（ 4.2）得 : M P abFEj 88.1206)7.25 117.10 1(21 101.289.6088418.0)11(418.0 521 以上檔位的齒輪副都滿足接觸強(qiáng)度的要求（見(jiàn)表 4-1）。 表 4-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒 輪 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 1900 2000 aj MP 950 1000 aj MP 常嚙合及高檔 1300 1400 aj MP 650 700 aj MP 4.4 軸的 強(qiáng)度校核 變速器在工作時(shí)，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(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響 14。因此，在設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。 軸的徑向及軸向尺寸對(duì)其剛度影響很大，且軸長(zhǎng)與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)，變速器軸的最大直徑d 與支承間的距離 l 可按下列關(guān)系式初選： 對(duì)第一軸及中間軸： 18.016.0ld 對(duì)第二軸： 21.018.0ld （ 4.5） 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑 d 可根據(jù)中心距 A（ mm）按下式初選： mm6325.4710560.045.0)60.045.0( ）（Ad 由公式（ 4.5）得： 汽車變速器設(shè)計(jì) 19 第二軸： l=d/（ 0.18 0.21） =225 350mm； 中間軸： l=d/（ 0.16 0.18） =262.5 393.75mm； 第一軸： l=d/（ 0.16 0.18） =104.4 135.13mm。 第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Temax （ Nm）按下式初選： 3 m a x)6.44( eTd （ 4.6） 由公式（ 4.6）得： mmTd e 62.218.18104)6.44()6.44( 33 m a x 初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸 的剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反力，必須先求第二軸的支點(diǎn)反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)檔位都進(jìn)行驗(yàn)算 15。驗(yàn)算時(shí)，將軸看作鉸接支承的梁，作用在第 一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取maxeT。 齒輪嚙合的圓周力 Ft、徑向力 Fr、及軸向力 Fa可按下式求出： diTFdiTFdiTFeaeret/t a n2)c o s/(t a n2/2m a xm a xm a x （ 4.7） 式中 i至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比； d計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑， mm ； 節(jié)點(diǎn)處壓力角； 螺旋角； maxeT發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， mmN 。 在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 （ MPa）為： 32 3 dMWM （ 4.8） 222jsc TMMM （ 4.9） 式中 W 彎曲截面系數(shù)， 5mm ； D軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑， mm； cM在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩， Nmm； sM 在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩， Nmm； 許用應(yīng)力，在低檔工作時(shí)取 400MPa。 變速器軸與齒輪的制造材料相同，計(jì)算時(shí)，僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和 轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算 16。若軸在垂直面內(nèi)撓度為 fc,在水平面內(nèi)撓度為 fs和轉(zhuǎn)角為 ，可分別用下式計(jì)算： 無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 20 E ILababFE ILbaFfE ILbaFfrtSrc3)(332222 （ 4.10） 式中 E彈性模量， MPa， MpaE 5101.2 ； I慣性矩，對(duì)實(shí)心軸 644dI ， 4mm ； d軸的直徑， mm ，花鍵處按平均直徑來(lái)計(jì)算； a,b齒輪上的作用力矩支座 A、 B 的距離， mm ； L支座間的距離， mm 。 在上述計(jì)算中，花鍵軸的計(jì)算直徑可取為其花鍵內(nèi)徑的 1.1 倍。軸斷面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)大于 0.002rad（弧度）。軸的垂向撓度的容許值 fc 0.05 0.10mm；軸的水平撓度的容許值 fs 0.10 0.15mm。軸的合成撓度應(yīng)小于 0.20mm。 4.4.1 校核第二軸的強(qiáng)度與剛度 檔：此時(shí)第二軸受到齒輪 Z7的作用力 由公式（ 4.5）得： NdiTFNdiTFer et 27.3184435.3/20t a n40.6101042/t a n218.8845435.3/40.6101042/23m a x3m a x）（）（ 由公式（ 4.9）得： m6.6 6 540.61 0 4i 1e m a x1 NTT 232524222 106.665104.2105.8 ）（）（）（ jsc TMMM mmN 51012.7 由公式（ 4.7）得 : M P ad MWM 57.2 4 33114.3 1012.73232 3 53 剛度校核：花鍵軸的計(jì)算直徑取其花鍵內(nèi)徑的 1.1 倍 ,dh=1.131=34.1mm， 444 7.66338644.3114.364 mmdI n 由公式（ 4.10）得： 汽車變速器設(shè)計(jì) 21 r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc455222252222106.219374.66338101.23129323219327.31843)(029.019374.66338101.23323219318.8845301.019374.66338101.23323219327.31843）（）（）（ 軸的合成撓度 mm03.0029.001.0 2222 sc fff 。以上數(shù)據(jù)滿足要求。 4.4.2 校核中間軸在強(qiáng)度與剛度 檔：此時(shí)中間軸受到齒輪 Z8的作用力，因?yàn)橐粚?duì)嚙合齒輪所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二軸上齒輪所受的力可以得到中間軸上齒輪所受的力。 Ft =8845.18N； Fr =3184.27N 由公式（ 4-10）得： mNiTT e 263174310412m a x1 mmNTMMM jsc 5232524222 1066.310263104.21058.8 ）（）（）（ 由公式（ 4-9）得 : M P ad MWM 72.2 3 82514.3 1066.33232 3 53 剛度校核： 444 04.1 9 1 6 5642514.364 mmdI 由公式（ 4-11）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc455222252222108.920304.1 9 1 6 5101.23139)32203(3227.31843)(11.020304.1 9 1 6 5101.23)32203(3218.88453039.020304.1 9 1 6 5101.23)32203(3227.31843 軸的合成撓度 mm12.011.0039.0 2222 sc fff 。 4.4.3 校核倒檔軸的強(qiáng)度與剛度 當(dāng) Z7和 Z9嚙合時(shí)： NdiTFNdiTFeret33m a x43m a x101.4435.3/20t an28.8101042/t an21014.1435.3/28.8101042/2）（）（倒檔倒檔 由公式（ 4-10）得： mNiTT 43.340)1722()1743(104m a xe1 m1043.41043.3401066.2106.9 5232524222 NTMMM jsc ）（）（）（ 由公式（ 4.8）得 : 無(wú)錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 22 M P ad MWM 94.2 8 82514.3 1043.43232 3 53 剛度校核： 444 04.1 9 1 6 5642514.364 mmdI 公式（ 4.9）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc4552242252222104.210204.1 9 1 6 5101.2330666610241003)(05.010204.1 9 1 6 5101.2366661021014.13019.010204.1 9 1 6 5101.23666610241003）（）（）（ 軸的合成撓度 mm053.005.0019.0 2222 sc fff 長(zhǎng)的軸應(yīng)進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算，使軸的扭轉(zhuǎn)角不超過(guò)許用值。每米長(zhǎng)軸扭轉(zhuǎn)角的許用值為 0.250 0.350 度。在轉(zhuǎn)矩 T 的作 用下，長(zhǎng)為 L 的軸的扭轉(zhuǎn)角為 4： pGJTL3.57 （ 4.11） 式中 T轉(zhuǎn)矩， Nmm； L軸長(zhǎng)， mm； pJ軸橫截面的極慣性矩， 4mm ：對(duì)實(shí)心軸324dJp ； 對(duì)空心軸 )(132 44 dddJ ip ； G軸材料的剪切彈性模量，對(duì)于鋼材 G=8104MPa。 對(duì)第一軸進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算 : 已知 L=170mm， T=104Nmm， 52.1 0 2 8 9 132 3214.33244 dJp 。 由公式（ 4.11）得 : 12.052.102 891108 170101043.573.5743 pGJTL 故第一軸滿足使用條件。 4.5 軸承的 校核 4.5.1 輸 入 軸軸承校核 （ 1） 初選軸承型號(hào) 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸軸承型號(hào) 6004， N1004， N20213。 1n =3500r/min,軸承的orC=4450N， rC =7220N；orC=5500N， rC =10000N；orC=3500N， rC =7500N11。預(yù)汽車變速器設(shè)計(jì) 23 期壽命 /hL = 7.41666.0 m a x aam vSv Sh （ 2） 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P ora CF1=1711.12/4450=0.385，ora CF1在 0.352 0.469 之間。 426.0352.0469.0 352.0385.042.044.042.0 e 4 2 6.09 5 1.01 7 9 9 . 1 81 7 1 1 . 1 211 eFF ra 則 X=0.56,Y 在 1.00 1.04。 03.1352.0469.0 352.0385.004.1104.1 Y pf為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，pf（ 1.2 1.8）取pf=1.2。 11 arp YFXFfP =1.2（ 0.561799.18+1.031711.12） =3262.39N （ 3） 計(jì)算軸承的基本額定壽命hL PCnLh 166010 , 為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承 =3；對(duì)滾 子軸承 =10/3 361639.32627220350060106010 PCnL h=51h /hL =4166.71%=41.67h 合格 圓柱滾子軸承1rp FfP =1.21799.18=2159.02N 31061602.2 1 5 91 0 0 0 03 5 0 060106010 PCnL h=788.75h /hL =4166.71%=41.67h 31061602.2 1 5 97 5 0 03 5 0 060106010 PCnL h=302.33 h /hL =4166.71%=41.67h 4.5.2 輸出軸軸承校核 （ 1） 初選軸承型號(hào) 由 工 作 條 件 和 軸 頸 直 徑 初 選 中 間 軸 軸 承 型 號(hào) 30304 ， 32009 。轉(zhuǎn)速7.9 7 643 123 5 0 02112 z znnr/min,軸承的oC=20800N， rC =31500N；oC=34800N， rC =37200 N。預(yù)期壽命 /hL =4166.7h。 （ 2） 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P ora CF 2=1694.01/20800=0.081，ora CF 2在 0.070 0.094