兩軸式變速器畢業(yè)設(shè)計說明書最終版

天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 夏利 汽車 N3 變速器設(shè)計 CHARADE CAR OF N3 GEARBOX DESIGN 專業(yè)： 機械設(shè)計制造及自動化（汽車工程） 姓名： 張若軍 指導(dǎo)老師： 申請學(xué)位級別：學(xué)士 論文提交日期： 2013.6.10 學(xué)位授予單位：天津科技大 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 摘 要 汽車 變速器 是汽 車的核心部分。 主要功能 :調(diào)節(jié)變換發(fā)動機的性能，將動力 高 效地傳至驅(qū)動車輪，以滿足汽車的 行駛 要求。 汽車 變速器是完成傳動 功能 的重要部件，影響 整車 駕駛 性能的主要部件之一。 通常我們對汽車 變速器的設(shè)計水平 和標(biāo)準(zhǔn) ,不僅會影響 汽車的動力性 ，還會影響汽車駕駛 換擋操縱的可靠性與輕便性 ，以及 燃料經(jīng)濟性 和 傳動平穩(wěn)性等。隨著汽車 產(chǎn) 業(yè)的發(fā)展 與進步 ， 汽車 變速器的設(shè)計 標(biāo)準(zhǔn)和水平大大提高 ,主要是 增大其傳遞功率與重量之比， 而且 要求其具有更 精密 的尺寸和 更好 的 整車 性能。本 次 設(shè)計以現(xiàn)有企業(yè)正在生產(chǎn)的車型 夏利 N3 變速器為基礎(chǔ) 。 在轉(zhuǎn)速 、 最高車速、發(fā)動機 輸出轉(zhuǎn)矩、最大爬坡度 已知的情況 下，重 點 對變速器齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)、軸的結(jié)構(gòu)尺寸等進行設(shè)計計算 。 對 汽車 變速器的傳動方案和結(jié)構(gòu)形式 分別 進行設(shè)計 ，同時 兼顧 對操縱機構(gòu)和同步器的結(jié)構(gòu)進行 合理 設(shè)計 ，達到 提高汽車的整體性能 要求。自己獨立設(shè)計出符合標(biāo)準(zhǔn)的兩軸式五檔變速器。 關(guān)鍵詞 ： 兩軸式 變速器；同步器； 五檔變速器 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 ABSTRACT Automotive transmission is the core part of the car. Main functions: regulation of transformation engine performance, the power effectively transmitted to the drive wheels, in order to meet requirements of the car driving. Auto transmission is an important component to complete transmission function, affecting vehicle drivability of the main components. We usually designed for automotive transmission with high levels and standards, which will not only affect the cars power, but also affect the reliability of the shifting operation motorists and portability, as well as fuel economy and smooth driving and so on. With the development and progress of the automobile industry, automobile transmission design criteria and standards greatly improved, mainly increase its transmission power to weight ratio, but also for its size with a more sophisticated and better vehicle performance. The design of production models based Xiali N3 transmissions. In speed, maximum speed, the engine output torque Max.gradeability known case, focusing on the structural parameters of the transmission gear, shaft structure size, etc. design calculations. Transmission solutions for automotive transmissions and structure were designed, taking into account synchronizer for controls and rational design of the structure, to improve the cars overall performance requirements. Their own independent design a standard five-speed two-shaft transmission. Keywords: two-axis transmission； synchronizer； five-speed transmission 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 目 錄 第 1 章 緒論 . 1 1.1 概述 . 錯誤 !未定義書簽。 1.1.1 汽車變速器的設(shè)計 標(biāo)準(zhǔn) . 1 1.1.2 國內(nèi)外 變速器 的發(fā)展 與 現(xiàn)狀 . 2 1.2 設(shè)計的 步驟 及方法 . 2 第 2 章 變速器傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu) . 3 2.1 汽車 變速器傳動機構(gòu)布置方案 . 3 2.1.1 汽車 變速器傳動方案分析 與選擇 . 3 2.1.2 倒檔布置方案 . 3 2.1.3 其他 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 . 4 2.2 汽車 變速 器操 縱機構(gòu)布置方案 . 5 2.2.1 概述 . 5 2.3 本章小結(jié) . 6 第 3 章 變速器的設(shè)計與計算 . 7 3.1 汽車 變速器主要參數(shù)的選擇 . 7 3.1.1 檔數(shù) . 7 3.1.2 變速器 傳動比范圍 . 7 3.1.3 變速器各檔傳動比 . 7 3.1.4 選擇中心距 . 10 3.1.5 變速器外形尺寸 . 10 3.1.6 齒輪參數(shù)選擇 . 10 3.1.7 變速器 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 . 11 3.1.8 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 . 15 3.19 總結(jié) 變速器 各檔齒輪參數(shù) . 15 3.2 變速器齒輪強度校核 . 17 3.2.1 齒輪材料的選擇 . 17 3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核 . 18 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 3.2.3 變速器 輪齒接觸應(yīng)力校核 . 21 3.2.4 倒檔齒輪的校核 . 25 3.3 軸的 結(jié)構(gòu) 選擇 和尺寸設(shè)計 . 27 3.3.1 初選軸的直徑 . 27 3.4 軸的強度驗算 . 28 3.4.1 軸的剛度計算 . 28 3.4.2 軸的強度計算 . 36 3.5 軸承選擇與 壽命計算 校核 . 39 3.5.1 輸入軸軸承的選擇 與壽命 校核 . 37 3.5.2 輸出軸軸承 的選擇 與壽命 校核 . 39 3.6 本章小結(jié) . 40 第 4 章 變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計 . 44 4.1 同步器設(shè)計 . 44 4.1.1 同步 器的功 能 及分類 . 44 4.1.2 慣性式同步器 . 44 4.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸 選擇與確定 . 45 4.1.4 主要參數(shù) 選擇 . 46 4.2 變速器殼體 . 48 4.3 本章小結(jié) . 48 結(jié)論 . 49 參考文獻 . 50 致謝 . 48 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 1 第 1章 緒 論 1.1 概述 國內(nèi)經(jīng)濟突飛猛進，我的 汽車 產(chǎn)業(yè) 的發(fā)展 也十分 迅猛，車型多樣化、個性化 ，追求高要求的舒適性， 已 然 成為 我國 汽車發(fā)展的趨勢 。 變速器設(shè)計 不僅是 汽車設(shè)計中重要的 步驟，還能 改變發(fā)動機 通過傳動系傳 遞 到 汽車 驅(qū)動輪上的 最大 轉(zhuǎn)矩和 最大轉(zhuǎn) 速 。在各種 駕 駛工況 的條件 下，汽車 能 獲得不同的 行駛加速度 和 行駛 速度 。 同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。 所以設(shè)計的變速器的 性能 ，不僅能 影響到汽車的動力性以及燃油 經(jīng)濟性，對 汽車的整車性能 而言， 變速器的 設(shè)計 作用也是非常重要的 。 另外汽車變速器設(shè)有空檔，可在啟動發(fā)動機、汽車滑行或停車等工況下，將發(fā)動機動力停止向驅(qū)動輪傳輸或傳遞。汽車變速器設(shè)還設(shè)有倒檔，能使汽車在不利工況條件下獲得倒退行駛能力。除此之外，本次設(shè)計的汽車變速器還應(yīng)滿足一系列要求：輪廓尺寸以及質(zhì)量輕便、制造成型成本低、維 修拆裝容易等。 1.1.1 汽車變速器的設(shè)計要求 汽車傳動系 傳遞扭矩和轉(zhuǎn)速，它也 是汽車 整體的重要 組成部分。其 功能： 調(diào)節(jié) 和變換發(fā)動機的性能 ； 將動力 傳遞 至驅(qū)動車輪。 汽車 變速器完成傳動系 賦予的功能，不僅是傳動系 的重要部件，也是決定 汽車 整車性能的主要部件 和環(huán)節(jié) 。 汽車 變速器的結(jié)構(gòu) 設(shè)計，不同標(biāo)準(zhǔn)和 要求 ，會 對汽車的動力性 以及 燃 油 經(jīng)濟性 ， 換檔操縱的 舒適 性與輕便性 ， 傳動平穩(wěn)性等。 我國 汽車 產(chǎn) 業(yè)的發(fā)展 和進步 ， 對汽車 變速器的設(shè)計 和要求，將 是增大 汽車變速器 傳遞功率與 總質(zhì) 量之比 （比功率） ，并 且 要求其具有更 精密 的尺寸和 更 好的性能。 在設(shè)計 開始之前， 應(yīng) 該 根據(jù) 汽車 變速器運用 和發(fā)揮功能 的 實際情況 ,查閱相關(guān)資料，大致 確定與 汽車變速器設(shè)計相關(guān) 一些主要參數(shù)。主要參數(shù) ：兩軸齒輪中心距、變速器軸向 基本 尺寸、 兩 軸的直徑、齒輪 相關(guān) 參數(shù)、齒數(shù) 和模數(shù) 等。 汽車變速器的設(shè)計要求和標(biāo)準(zhǔn)。 變速器的基本設(shè)計要求 2：保證汽車有必要的動力性和 燃油 經(jīng)濟性； 變速器應(yīng)該設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸 和傳遞 ； 還應(yīng)該 設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛；換檔迅速、省力、方便； 還應(yīng)該提高汽車 工作 的 可靠 性：在 汽車行駛過程中， 換擋時汽車 變速器不得有跳檔 和 亂檔，以及換檔 撞擊 擊等現(xiàn)象； 提高汽車 工作效率， 減小變速器齒輪 噪聲； 設(shè)計 結(jié)構(gòu)簡單 輕便 、 設(shè)計 方案 符合標(biāo)準(zhǔn)和要求 ；在滿載及沖擊載荷 的工況行駛 條件下， 設(shè)計 使用壽命 應(yīng)該加 長；除此之外， 設(shè)計 變速器還應(yīng) 該滿足 ： 輪廓尺寸和質(zhì)量 輕便 、制造成本低、 檢測 維修方便等要求。 變速器傳動機構(gòu)分類方法。 可以 根據(jù)前進檔數(shù)分為：四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。 可以 根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。固定軸式 可以 分為：兩軸式變速器 、 中間軸式變速器 、 雙中間軸式變速器 、 多中間軸式變速器 等 。固定軸式應(yīng)用 最為廣泛， 而 兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的 普通 汽車上 。 中間軸式變速器 多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的 中檔 汽車上 ，還有 旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。 1.1.2 國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 全球汽車產(chǎn)業(yè)的飛速發(fā)展和進步 ，汽車變速器的 進步非常 迅速， 現(xiàn)階段主要 研究天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 2 和采用電控自動變速器 。 這種變速器具有更好的 行駛 性能、以及更高的行車安全性 3。但是 傳統(tǒng)的手動變速器，能使 駕駛員 找到 駕駛樂趣 。而自動變速器 不能更好的體驗駕駛樂趣 和換擋感受 。 機械式手動變速器 優(yōu)點 ：設(shè)計 結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠 、 具有良好的駕駛樂趣等 。 故在不同形式 和類型 的汽車上得到廣泛應(yīng)用和使用 。在 變速器 檔位的設(shè)置 和設(shè)計 方 面，國外對其操縱的方便性 和舒適性以及 檔位數(shù)等的要求 越來越高 。目前， 手動檔變速器 4 檔特別是 5檔變速器的 使 用量有日漸增多的趨勢。同時， 6檔變速器的裝車率也在日益上升 4。 1.2 設(shè)計的 步驟 及方法 本次設(shè)計的變速器 ， 在原有 夏利 N3 變速器的基礎(chǔ)上， 在給定發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩 ，轉(zhuǎn)速及最高車速 ， 最大爬坡度等條件下，主要完成傳動機構(gòu)的設(shè)計，并繪制出變速器裝配圖 ， 主要零件的零件圖。 1、變速器主要參數(shù)的選擇 汽車 變速器主要參數(shù)的選擇 包括傳動 檔數(shù)、 齒輪 中心距 、 傳動比、齒輪 相關(guān) 參數(shù) 以及模數(shù) 等。 2、對變速器傳動機構(gòu)的分析 設(shè) 計過程中， 通過 對 兩軸和中間軸式變速器 比較。根據(jù) 各自的 利弊 ，以及 根據(jù)所設(shè)計的夏利汽車的 特點， 最終 確定傳動機構(gòu)的布置形式 和傳動簡圖 。 3、 汽車 變速器齒輪強度的校核 在汽車 變速器齒輪強度的校核 過程中，根據(jù)齒輪的強度和剛度要求， 主要校核變速器的齒根彎曲疲勞強度 、齒 面接觸疲勞強度 。 4、軸的基本尺寸的確定及強度 校核 根據(jù)兩軸式變速器的特點，確定軸的基本尺寸，根據(jù) 軸的強度 和剛度 計算 要求，分別 對軸的剛度和強度進行校核 計算 。 5、軸承的選擇與壽命計算 校核 軸承的選擇，主要根據(jù) 變速器軸的支撐部 分，根據(jù)以往設(shè)計經(jīng)驗，一般 選用圓 錐磙子軸承 。通過查閱資料，軸承 壽命 設(shè)計 計算 一般 按汽車的大修里程 ，維修次數(shù)計算 ，一般 轎車 大修里程 為 30萬公里。 本次設(shè)計主要是查閱近幾年 國外相關(guān)學(xué)術(shù)資料， 有關(guān)國內(nèi)外變速器設(shè)計的文獻資料 和學(xué)術(shù)研究資料 ， 通過老師的指導(dǎo)以及 結(jié)合所學(xué) 本 專業(yè) 的基礎(chǔ) 知識 ， 進行 的 設(shè)計。比較不同方案，總結(jié)各自優(yōu)缺點，最終 選取最佳方案 ，然后 進行設(shè)計 并改善。 計算 汽車 變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù) ， 進行校核計算 。還要 對同步器、換檔操縱機構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進行分析 與計算 設(shè)計 ，選擇最佳合理尺寸。最后 ，對 設(shè)計的 傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進行改進 和 完善。 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 3 第 2章 變速器傳動機構(gòu) 2.1 變速器傳動機構(gòu)布置方案 傳統(tǒng) 機械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單 輕便 、傳動 傳遞 效率高、制造成本 低 和工作可靠等優(yōu)點， 最為關(guān)鍵的是維修方便，所以 在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用 14。 2.1.1 變速器傳動方案分析與選擇 機械式變速器傳動機構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 查閱最近幾年相關(guān)資料， 發(fā)動機前置 前輪驅(qū)動的汽車上 多用兩軸式變速器 。與中間軸式變速器相比，具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單 輕便 、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。另 外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小 ，結(jié)構(gòu)緊湊 。但兩軸式變速器 也有弊端， 它 不能設(shè)置直接檔 。故 在工作時齒輪和軸承均承載 受壓 ， 齒輪 工作噪聲增大且易損壞， 影響傳動傳遞。所以 受結(jié)構(gòu)限制 原因， 其一檔 變 速比不能設(shè)計的很大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時直接輸出動力 14。 對中間軸式來說， 多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的汽車上。特點：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體 ， 絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載 受壓 ，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少 14。 對不同 類型 和要求 的汽車，具有不同的傳動系檔位數(shù)，原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同 5。而傳動系的檔位數(shù) ， 汽車的動力性 ， 燃油經(jīng)濟性有著密切的聯(lián)系。就動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。 12故 能提高汽車生產(chǎn)率 以及行駛效率 ， 大大 降低運輸成 本節(jié)省開支 。不過，增加檔數(shù) ，會使 變速器機構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復(fù)雜。 從以上分析可 知 ， 本次 次設(shè)計的 夏利 N3變速器 ，為 中檔 小 轎車變速器， 結(jié)構(gòu)設(shè)計輕便。設(shè)計 驅(qū)動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動， 通過拆裝可以發(fā)現(xiàn)汽車前端 可布置變速器的空間 比 較小 。結(jié)構(gòu)決定了 變速器的 設(shè)計 要求較高， 不僅 要求運行噪聲小， 而且設(shè)計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。選擇 5檔變速器，并且五檔為超速檔。 2.1.2 倒檔布置方案 通過對汽車設(shè)計資料的查找，總結(jié)一下方案。 常見的倒檔布置方案如圖 2.1 所示。圖 2.1b 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖 2.1c 方案能獲 得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖 2.1d 方案對 2.1c 的缺點做了修改；圖 2.1e 所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖 2.1f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。 14 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便 舒適 ，減小噪聲，倒檔傳動采用圖 2.1f 所示方案。 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 4 圖 2.1 倒檔布置方案 14 2.1.3 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 1、 齒輪形式 汽車 變速器 上應(yīng) 用 的 齒輪 ，包括 直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪 ，應(yīng)力要求較低。 14與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓 柱齒輪具 有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 且 工作噪聲低等優(yōu) 點 14。 本設(shè)計全部選用斜齒輪。 齒輪設(shè)計注意事項： 變速器齒輪可以與軸設(shè)計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接 14。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 b （圖 2.2）影響齒輪強度 6。要求尺寸 b 應(yīng)該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。 所以綜合考慮安全性，在齒輪裝在軸上以后， 齒輪應(yīng)能 保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸 C 應(yīng)該在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿足尺寸要求 14： 2)4.12.1( dC （ 2.1） 式中： 2d 花鍵內(nèi)徑。 輕便性設(shè)計要求， 減小質(zhì)量，輪輻處厚度 應(yīng)在滿足強度條件下設(shè)計得薄些。圖2.2 中的尺寸 1D 可取為花鍵內(nèi)徑的 1.25 1.40 倍。 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 5 圖 2.2 變速器齒輪尺寸控制圖 14 根據(jù)設(shè)計要求， 齒輪表面粗糙度數(shù)值 應(yīng)該稍微 降低，噪聲 就會相應(yīng) 減少，齒面磨損速度減慢， 可以 提高齒輪壽命。 設(shè)計要求 變速器齒輪齒面的表面粗糙度 ： 應(yīng)在40.080.0 aa RR m 范圍內(nèi)選用。 設(shè)計齒輪盡量 要求齒輪制造精度不低于 7 級。 2、 變速器軸 設(shè)計 變速器軸多數(shù)情況下 ， 軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)。當(dāng)變速器中心距小 時 ，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時， 可以把 輸出軸直接壓入殼體孔中，并固定不動 14。 用 滑 移齒輪方式 ， 實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間， 一般 應(yīng)選用 矩形花鍵連接 。矩形花鍵可 以保證良好的定心和滑動靈活 。從加工方便來看， 定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開線花鍵要容易 7。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。 結(jié)構(gòu)設(shè)計方面， 兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副 ，齒輪副 的齒輪與軸之間，常設(shè)置有滾針軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上 （特殊情況） 。此時 軸的制造 ，軸的表面粗糙度不應(yīng)低與 8.0aRm，硬度不低于 58 63HRC。因漸開線花鍵定位性 能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。 14 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的 齒輪 軸，并由螺栓固定。 14 從 上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設(shè)計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應(yīng)當(dāng)可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關(guān)問題。 14 3、 汽車 變速器軸承的選擇 變速器軸承種類很多， 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。 14 滾針軸承、 滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方 8。 變速器中采用圓錐滾子軸承直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 由于本設(shè)計的變速器 ， 為兩軸 式 變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 6 2.3 本章小結(jié) 本章主要闡述了變速器傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)的設(shè)計布置方案，通過對變速器傳動方案的分析與選擇，最終確定最優(yōu)傳動方案。其中倒擋布置方案應(yīng)根據(jù)變速器 設(shè)計要求，確定合適的傳動比。最后確定其他零部件的布置方案。通過初步的設(shè)計，確定了相關(guān)參數(shù)，為后續(xù)設(shè)計提供了技術(shù)支持。 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 7 第 3章 變速器的設(shè)計與計算 校核 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 本次設(shè)計是在整車參數(shù) 已知 的情況下 ，車型已知的情況下 進行設(shè)計，整車主要技術(shù)參數(shù)如表 3.1所示： 表 3.1 夏利 N3整車主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動機最大功率 48kw 最大功率時轉(zhuǎn)速 6000r/min 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 89N m 最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速 3600r/min 總質(zhì)量 866kg 最高車速 145km/h 車輪型號 165/70R13 對應(yīng)輪胎半徑 r 27mm 3.1.1 檔數(shù) 近年來，為了降低油耗， 提高燃油經(jīng)濟性， 變速器的檔數(shù) 都 有增加的趨勢。目前，一般乘用車用 4 5 個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔。商用車變速器采用 4 5 個檔或多檔。載質(zhì)量在 2.0 3.5t 的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在 4.0 8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。 14 檔數(shù)選擇的要求： 根據(jù)變速器變速比范圍， 相鄰檔位之間的傳動比 ， 比值 應(yīng)該控制 在 1.8以下 。而高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比 ， 比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值 小。 因此，本次設(shè)計的轎車變速器為 5檔變速器。 3.1.2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指 汽車 變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔， 其 傳動比 一般 為 1.0； 但是 有的變速器最高檔是超速檔，傳動比 小于 1，一般 為 0.7 0.8。最低檔傳動比選取的影響因素有：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 、 最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。 國內(nèi) 乘用車的傳動比范圍 一般 在 3.0 4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車 一般 在 5.0 8.0 之間，其它商用車則更大。 14 根據(jù)本次設(shè)計的變速器類型，將 最高檔傳動比 定 為 0.78。 3.1.3 變速器各檔傳動比的確定 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動機 最大 轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為 12： 0377.0 iirnuga （ 3.1） 式中： au 汽車行駛速度（ km/h）； n 發(fā)動機轉(zhuǎn)速（ r/min）； 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 8 r 車輪滾動半徑（ m）； gi 變速器傳動比； 0i 主減速器傳動比。 已知：最高車速maxau=maxav=145 km/h；最高檔為超速檔，傳動比gi=0.78；車輪滾動半徑 ， 由所選用的輪胎規(guī)格 ， 185/60R14 得到 r =27(cm)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速 n =pn=6000（ r/min）；由公式（ 3.1）得到主減速器傳動比公式： 4.514578.0 10276000377.0377.0 20 ag uinri 2、最 低 檔傳動比計算 從已知車型參數(shù)可知，最低檔傳動比的計算可以 按最大爬坡度設(shè)計， 通過對坡度的計算， 滿足 汽車的通過性 ， 在 用一檔通過要求的最大坡道角max的 坡道時， 該汽車驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽 略不計）。用公式表示如下 12： m a xm a x0m a x s inc o s GGfriiT tge （ 3.2） 式中： G 車輛總重量 (N)； f 坡道面滾動阻力系數(shù) (對瀝青路面 =0.010.02)； maxeT 發(fā)動機最大扭矩 (N m)； 0i 主減速器傳動比； gi 變速器傳動比； t 為傳動效率（ 0.850.9）； R 車輪滾動半徑； max 最大爬坡度（一般轎車要求能爬上 30%的坡，大約 7.16 ） 由公式（ 3.2）得： teg iTrGGi0m a xm a xm a x1 )s inc o s( （ 3.3） 已知： m=866kg； 015.0f ； 7.16max ； r=0.27m； 89max eT N m； 4.50 i；天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 9 g=9.8m/s2； 864.0t，把以上數(shù)據(jù)代入（ 3.3）式： 67.1864.04.589 27.0)7.16s i n8.98667.16c o s015.08.9866(1 gi 為了汽車 滿足不產(chǎn)生滑 動， 條件 就是：當(dāng)汽車處于 一檔 行駛時， 發(fā)出最大驅(qū)動力，汽車運轉(zhuǎn)的 驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下 12： ntge Fr iiT 10m ax teng iT rFi 0max1 （ 3.4） 式中： nF 驅(qū)動輪的地面法向反力， gmFn 1； 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或瀝青路面 可取 0.70.8 之間。 已知：前輪軸荷 8661 m kg； 取 0.6，把數(shù)據(jù)代入（ 3.4）式得： 3864.04.589 27.06.08.08.98661 gi 所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是： 370.1 1 gi 初選一檔傳動比為 3。 3、變速器各檔速比的配置 方案 按等比級數(shù)分配各檔傳動比 12： qiiiiiiii 54433221 400.178.0 34451 iiq 0 9 5.14 0 0.15 3 1.15 3 1.14 0 0.11 4 3.21 4 3.24 0 0.13342312qiiqiiqii 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 10 3.1.4 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù) 以往的設(shè)計 經(jīng)驗公式計算 14： 3 1m ax geA iTKA （ 3.5） 式中： A 變速器中心距（ mm）； AK 中心距系數(shù)，乘用車 AK =8.99.3； maxeT 發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為 89（ N m）； 1i 變速器一檔傳 動比為 3.05； g 變速器傳動效率，取 96%。 A （ 8.99.3） 3 96.0389 =（ 8.9-9.3） 6.352=56.53559.076mm 轎車變速器的中心距在 60 80mm范圍內(nèi)變化。初取 A=58mm。 3.1.5 外形尺寸 在設(shè)計 變速器的橫向外形尺寸 時 ，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間 （過渡） 齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。變速器殼體軸向尺寸的 影響因素 ： 檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式 14。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： 2.19717458)4.30.3()4.30.3( AL mm 初選長度為 196mm。 3.1.6 齒輪參數(shù)的選擇 1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時 根據(jù)設(shè)計要求， 一般要遵守的原則是 14： 在變速器中心距相同的條件下，盡量選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪粘合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以 為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量 輕便 ，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù) ；從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)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(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 14 表 3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)am14 車 型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量am/t 1.0V1.6 1.6V2.5 6.0am14 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 11 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表 3.2選取各檔模數(shù)為 5.2nm，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高， 根據(jù)本次設(shè)計要求， 各檔均采用斜齒輪。 2、壓力角 設(shè)計 壓力角較小時， 齒輪傳動就會出現(xiàn) 重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度 ，從 而延長齒輪壽命 。 對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應(yīng)選用 22.5或 25等大些的壓力角 15。 實際上，因 國家規(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。嚙合套或同步器的 接合齒 壓力角有 20、 25、 30等，普遍采用 30壓力角。 14 為了加工方便 ， 本 次設(shè)計 變速器，全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角 20。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角 不僅 對齒輪工作噪聲 有影響，對 輪齒的強度 和軸向力 也 有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 根據(jù)齒輪傳動原理和 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒 輪 的強度 會 相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于 30時，其抗彎強度 會 驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角 ，以 15到 25 度為宜 ；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。 14 本設(shè)計初選螺旋角全部為 22。 4、齒寬 b 在選擇齒寬時，應(yīng)該注意 齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒 輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 14 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。 此外根據(jù)設(shè)計原則 ，齒寬 應(yīng)盡量 減小 ，應(yīng) 使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱 。 此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大， 反而會 使其壽命降低。齒寬 窄 又會使齒輪的工作應(yīng)力增加 ，不利于齒輪傳動 。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 14 通常根據(jù)齒輪模數(shù) nmm的大小來選定齒寬 14： 斜齒ncmkb，ck取為 6.0 8.5，取 7.8 5.195.28.7 nc mkb mm 5、齒頂高系數(shù) 14 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒 頂高系數(shù)為 0.75 0.80的短齒制齒輪。 模數(shù)nm/mm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 12 在齒輪加工 中，加工 精度提高以后，包括我國在內(nèi) 的標(biāo)準(zhǔn) ， 基本上 規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00。 為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1.00的細(xì)高齒。 綜合以上分析， 本 次 設(shè)計取為 1.00。 3.1.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在上一章中 初選 了 中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角，根據(jù) 設(shè)計原則以及 變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。 必須 注意的是 齒數(shù)的選取 ，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻 16。根據(jù)圖 3.1確 定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。 1、一檔齒數(shù)及傳動比的確定 一檔傳動比為： 3121 zzi 02.435.222c o s5825.222c o s2hnnhzmmAz 取整得 43。 小轎車 1z 可在 12 17之間選取，取 13，則 302 z 。 則一檔傳動比為： 308.21330121 zzi 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 13 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三 檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動齒輪 11-倒檔主動齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪 圖 3.1 五檔變速器傳動方案簡圖 2、對中心距 A進行修正 cos2 hnzmA 97.5722c o s2 435.2 A 取整得 600 Amm，0A為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。 3、二檔齒數(shù)及傳動比的確定 143.2342 zzi （ 3.6） cos2)( 430zzmA n （ 3.7） 已知：0A=60mm， 2i =2.143，nm=2.5， 22 ；將數(shù)據(jù)代入（ 3.6）、（ 3.7）兩式，齒數(shù)取整得： 143 z， 294 z ， 所以二檔傳動比為： 071.21429342 zzi 4、三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 550.1563 zzi （ 3.8） cos2)( 650zzmA n （ 3.9） 已知：0A=60mm，3i=1.531，nm=2.5， 22 ；將數(shù)據(jù)代入（ 3.8）、（ 3.9）兩式，齒數(shù)取整得： 175 z， 266 z，所以三檔傳動比為： 529.11726563 zzi 5、計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 14 094.1784 zzi （ 3.10） cos2)( 870zzmA n （ 3.11） 已知：0A=60mm， 4i =1.094，nm=2. 5， 22 ；將數(shù)據(jù)代入（ 3.10）、（ 3.11）兩式，齒數(shù)取整得： 217 z， 228 z，所以四檔傳動比為： 048.12122784 zzi 6、計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比 78.09105 zzi （ 3.12） co s2)( 1090zzmA n （ 3.13） 已知：0A=60mm，5i=0.78，nm=2.5， 22 ；將數(shù)據(jù)代入（ 3.12）、（ 3.13）兩式，齒數(shù)取整得： 259 z， 1810z，所以五檔傳動比為： 72.025189105 zzi 7、計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比 初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為 12z =23，輸入軸齒輪齒數(shù) 11z =11，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉齒輪 11和齒輪 13的齒頂圓之間應(yīng)保持有 0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式： 0111311 5.02c o s2)( Ammzznn （ 3.14） 已知： 2111 ， 5.2nm， 700 A，把數(shù)據(jù)代入（ 3.14）式，齒數(shù)取整，解得：3713 z ，則倒檔傳動比為： 36.311371113 zzi R 輸入軸與倒檔軸之間的距離： 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 15 84.4521c o s2 )2311(5.2c o s2 )(111211 zzmA nmm 取 46 A 輸出軸與倒檔軸之間的距離： 963.7021c o s2 )2330(5.2c o s2 )(111213 zzmA nmm 取 .70 A 3.1.8 變速器齒輪的變位 齒輪通過變位可以提高齒輪強度， 采用變位齒輪 可以 配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲 17。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔 ， 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(yīng)該逐檔增大。 本次設(shè)計螺旋角定為：一檔至五檔 22 倒檔 21 根據(jù) 機械 設(shè)計手冊及相關(guān)圖表得 17： 1、 一檔齒輪的變位 當(dāng) A0=60 22 Z1=13 Z2=30時，查得總變位系數(shù) X =0.839 變位系數(shù)分配為 X1=0.450 X2=0.389 2、 二檔齒輪的變位 當(dāng) A0=60 22 Z3=14 Z4=29時，查得總變位系數(shù) X =0.839 變位系數(shù)分配為 X3=0.311 X4=0.211 3、 三檔齒輪的變位 當(dāng) A0=60 22 Z5=17 Z6=26 時，查得總變位系數(shù) X =0.839變位系數(shù)分配為 X5=0.296 X6=0.226 4、 四檔齒輪的變位 當(dāng) A0=60 22 Z7=21 Z8=22 時，查得總變位系數(shù) X =0.839 變位系數(shù)分配為 X7=0.210 X8=0.629 5、 五檔齒輪的變位 當(dāng) A0=60 22 Z9=25 Z10=18 時，查得總變位系數(shù) X =0.839 變位系數(shù)分配為 X9=0.197 X10=0.642 6、 倒檔齒輪的變位 輸入軸與倒檔軸之間： 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 16 當(dāng) A0=46 21 Z11=11 Z12=23 時，查得總變位系數(shù) X =0.200 變位系數(shù)分配為 X11=0.17 X12=0.03 輸出軸與倒檔軸之間： 當(dāng) A0=70 21 Z12=23 Z13=30時，查得總變位系數(shù) X = 0.13 變位系數(shù)分配為 X12=0.03 X13= 0.16 3.1.9 總結(jié)各檔齒輪參數(shù) 一檔齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 五檔齒輪 倒檔齒輪 主動 從動 主動 從動 主動 從動 主動 從動 主動 從動 輸入齒輪 倒檔齒輪 輸出齒輪 齒數(shù) 13 30 14 29 17 26 21 22 25 22 18 23 30 分度圓 直徑 35.05 80.89 37.75 78.19 45.84 70.10 56.62 59.32 67.41 48.53 29.46 61.59 80.33 齒頂高 3.625 3.473 3.288 3.81 3.088 4.01 3.025 4.072 2.992 4.105 2.925 2.575 2.1 齒根高 2 2.153 2.338 1.815 2.538 1.615 2.6 1.553 2.633 1.52 2.7 3.05 3.525 全齒高 5.625 5.626 5.626 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 齒頂圓 直徑 42.3 87.836 44.326 85.81 52.016 78.12 62.67 67.464 73.394 56.74 35.31 66.74 84.53 齒根圓 直徑 31.05 76.584 33.074 74.56 40.764 66.87 51.42 56.214 62.144 45.49 24.06 55.49 73.28 節(jié)圓直徑 36.28 83.72 39.07 80.93 47.44 72.56 58.60 61.40 69.77 50.23 29.76 62.24 81.76 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 17 3.2 變速器齒輪強度校核 3.2.1 齒輪材料的選擇原則 18 （ 1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且 應(yīng)具備 齒面硬，齒芯軟。 （ 2） 根據(jù)工藝要求 合理選擇材料。如對硬度 350HBS 的軟齒面齒輪， 如果要使兩輪壽命接近，小齒輪材 料硬度應(yīng)略高于大齒輪 。應(yīng)該 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 ，加工 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，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， 為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。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)齒輪等無法磨齒的齒輪18。 由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用 20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為 58 62HRC。 3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核 19 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） btyKKFw 1 (3.15) 式中： 1F 圓周力（ N）， d TF g21 ； gT 計算載荷（ N mm）； d 節(jié)圓直徑（ mm），coszmd n ， nm 為法向模數(shù)（ mm）； 斜齒輪螺旋角 )( ； K 應(yīng)力集中系數(shù)，K=1.50； b 齒面寬（ mm）； 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 18 t 法向齒距， nmt ； y 齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)3coszzn 在齒形系數(shù)圖 3.2 中查得； K 重合度影響系數(shù)，K=2.0。 圖 3.2 齒形系數(shù)圖 13 將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（ 3.15），整理得到 KyKzmKTcngw 3c o s2 (3.16) （ 1）一檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 31089 gT N mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X1=0.450；0.2K ； 30.1622c o s 13c o s33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2得： y=0.157，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 59.17672157.05.21314.3 5.122c o s10892c o s2 33311 KyKmzKTcngw MPa 從動齒輪： 已知： 33 1038.20510133089 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X2=0.389； 0.2K ； 64.3722c o s 30c o s33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 19 得： y=0.167，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 01.16672167.05.23014.3 5.122c o s1038.2052c o s2 3 3322 KyKmzKTcngw MPa （ 2）二檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 31089 gT N mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X3=0.315；0.2K ； 58.1722cos 14cos33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2得： y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 17.16772154.05.21414.3 5.122c o s10892c o s2 33333 KyKmzKTcngw MPa 從動齒輪： 已知： 33 1036gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X4=0.524； 0.2K ； 424.3622c o s 29c o s33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2得： y=0.175，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 11.14772175.05.22914.3 5.122c o s1036.1842c o s2 33344 KyKmzKTcngw MPa (3)三檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 31089 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X5=0.235；0.2K ； 352.2122cos 17cos33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2得： y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 21.14572146.05.21714.3 5.122c o s10892c o s2 33355 KyKmzKTcngw MPa 從動齒輪： 已知： 33 1012gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X6=0.604； 0.2K ； 656.3222c o s 26c o s33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2得： y=0.183，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 20 85.11572183.05.22614.3 5.122c o s1012.1362c o s2 33366 KyKmzKTcngw MPa （ 4）四檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知： 31089 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X7=0.21；0.2K ； 38.2622c o s 21c o s33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2 得： y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 44.11172154.05.22114.3 5.122c o s10892c o s2 33377 KyKmzKTcngw MPa 從動齒輪： 已知： 33 1024.9310212289 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X8=0.629； 0.2K ； 63.2722c o s 22c o s33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2得： y=0.174，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 64.9872174.05.22214.3 5.122c o s1024.932c o s2 33388 KyKmzKTcngw N mm （ 5）五檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知： 31089 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X9=0.197；0.2K ； 4.3122c o s 25c o s33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2 得： y=0.155，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 01.9372155.05.22514.3 5.122c o s10892c o s2 33399 KyKmzKTcngw MPa 從動齒輪： 已知： 33 1008.6410251889 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X10=0.642； 0.2K ； 61.2222c o s 18c o s33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2得： y=0.172，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 21 82.8372172.05.21814.3 5.122c o s1008.642c o s2 3331010 KyKmzKTcngw MPa 對于轎車當(dāng)計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距 時，其許用應(yīng)力不超過180350MPa14，以上各檔均合適。 3.2.3 輪齒接觸應(yīng)力校核 )11(418.0bzj bFE （ 3.17） 式中： j 輪齒接觸應(yīng)力（ MPa）； F 齒面上的法向力（ N）， coscos 1FF ； 1F 圓周 力（ N）， d TF g21 ； gT 計算載荷（ N mm）； d 為節(jié)圓直徑（ mm）； 節(jié)點處壓力角， 為齒輪螺旋角； E 齒輪材料的彈性模量 5101.2 （ MPa）； b 齒輪接觸的實際寬度（ mm）； z ， b 主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm），直齒輪 sinzz r ， sinbb r斜齒輪2cossinzzr ，2cossinbbr ； zr 、 br 主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 表 3.3 變 速器齒輪許用接觸應(yīng)力 14 齒輪 j /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 通過計算，把 作用在 汽車 變速器 的載荷，變速器 第一軸上的載荷2maxeT，當(dāng)做 作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 j見表 3.314： 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 22 1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 22 ； 51006.2 E MPa； 28.3643136022 101 hzzAd mm； 72.8343306022 102 hzzAd mm； 87.1822c o s 5.27c o s nc mKb mm 2.563122c o s20c o s28.36 10892c o sc o s 2 311 d TF g N 7.1622c o s220s in72.83c o s2s inc o ss in2.722c o s220s in28.36c o s2s inc o ss in22222212drdrbbzz 變速器軸上的力，一對齒輪上的 作用力 ，分 為作用力與反作用力， 大小相等方向相反，所以 只 需 計算一個齒輪的接觸應(yīng)力，將作用在變速器第一軸上的載荷maxeT作為計算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（ 3.17）可得： 16.1 4 6 1)7.16 12.7 1(87.18 1006.22.5 6 3 1418.0 521 ，j MPa 2、二檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 22 ； 51006.2 E MPa； 07.3943146022 303 hzzAd mm； 93.8043296022 404 hzzAd mm； 87.1822c o s 5.27c o s nc mKb mm； 08.522922c o s20c o s07.39 10892c o sc o s 2 333 d TF g N 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 23 8.722c o s2 20s in07.39c o s2 s inc o ss in 2232 dr zz 67.1522c o s2 20s in93.80c o s2 s inc o ss in 2242 dr bb 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（ 3.17）可得： 92.1383)67.15 18.7 1(87.18 1006.208.5229418.0 543 ，j MPa 3、三檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 22 ； 51006.2 E MPa； 44.4743176022 505 hzzAd mm； 56.7243266022 606 hzzAd mm； 87.1822c o s 5.27c o s nc mKb mm； 49.430622c o s20c o s44.47 10892c o sc o s 2 355 d TF g N 4.1422c o s220s in56.72c o s2s inc o ss in4.922c o s220s in44.47c o s2s inc o ss in22622252drdrbbzz 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（ 3.17）可得： 79.1 2 0 1)4.14 14.9 1(87.18 1006.249.4 3 0 6418.0 565 ，j MPa 4、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 22 ； 51006.2 E MPa； 60.5843216022 707 hzzAd mm； 40.6143226022 707 hzzAd mm； 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 24 87.1822c o s 5.27c o s nc mKb mm； 35.348622c o s20c o s60.58 10892c o sc o s 2 377 d TF g N 66.1122c o s2 20s in60.58c o s2 s inc o ss in 2272 dr zz 21.1222c o s2 20s in40.61c o s2 s inc o ss in 2282 dr bb 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（ 3.17）可得： 91.1055)21.12 166.11 1(87.18 1006.235.3486418.0 587 ，j MPa 5、五檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 22 ； 51006.2 E MPa； 77.6943256022 909 hzzAd mm； 23.5043186022 10010 hzzAd mm； 87.1822c o s 5.27c o s nc mKb mm； 19.292822c o s20c o s77.69 10892c o sc o s 2 391 d TF g N 99.922c o s220s i n23.50c o s2s i nc o ss i n884.1322c o s220s i n77.69c o s2s i nc o ss i n221022292drdrbbzz 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（ 3-17）可得： 56.980)99.9 188.13 1(87.18 1006.219.2928418.0 5109 ，j MPa 綜上可知 各檔變速器齒輪的接觸應(yīng)力均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力 j，所以均合格。 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 25 3.2.4 倒檔齒輪的校核 由于采用斜齒故與前五檔校核相同 1、齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力計算 倒檔輸入齒輪： 已知： 31089 gTN mm； 21 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X11=0.17；0.2K ； 52.1321c o s 11c o s33 zzn，查齒形系數(shù)圖 3.2得： y=0.132，把以上數(shù)據(jù)代入 (3.16)式，得： 93.24972132.05.21114.3 5.121c o s10892c o s2 33377 KyKmzKTcngw MPa 2、齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計算 19 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 21 ； 51006.2 E MPa； 86.14c o s2s inc o ss in11.7c o s2s inc o ss in2102292drdrbbzz 09.8 8 0 7c o sc o s29 d TF g N 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（ 3-17）可得： 15001389)11.7 187.14 1(87.18 1006.209.8807418.0 511 j MPa 由以上數(shù)據(jù)可知， 倒檔齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均 在許用強度范圍內(nèi)，滿足條件。 3.3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩 的作用 。 所以 要求變速器的軸應(yīng)有足 夠的剛度和強度。因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合 ， 對齒輪的強度、耐磨性等均有不利影響。因此在實際設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的粘合為條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關(guān)剛度和強度方面的驗算。 14 3.3.1 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距 A 時，軸的最大直徑 d 和支承距離 L 的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?輸入軸， Ld/ =0.16 0.18；對輸出軸， Ld/ 0.18 0.21。 輸入軸花鍵部分直徑 d （ mm）可按下式初選取 14： 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 26 3 maxeTKd 式中： K 經(jīng)驗系數(shù)， K =4.0 4.6； maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（ N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑： 31 896.40.4 d =17.86 20.54mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度 L =270mm。 一般首先 按扭轉(zhuǎn)強度條件 ，來計算 確定軸的最小直徑： 3332.0109550nPd （ 3.22） 式中： d 軸的最小直徑（ mm）； 軸的許用剪應(yīng)力（ MPa）； P 發(fā)動機的最大功率（ kw）； n 發(fā)動機的轉(zhuǎn)速（ r/min）。 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.22）式，得： 45.196000 48522.0 1095502.0 109550 33 333 3 nPd mm 所以，選擇軸的最小直徑為 25mm。 根據(jù)軸的制造工藝性要求 20，將軸的各部分尺寸初步設(shè)計如圖 3.3、 3.4所示： 圖 3.3 輸入軸各部分尺寸 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 27 圖 3.4 輸出軸各部分尺寸 3.4 軸的強度驗算 3.4.1 軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙 合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。 圖 3.5 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 13 軸的撓度和轉(zhuǎn)角如 上圖 所示， 分析軸的變形可知， 軸在垂直面內(nèi)撓度為cf，在水平面內(nèi)撓度為sf， 轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計算： EILbaFfc 3221 （ 3.23） EILbaFf s 3222 （ 3.24） EIL ababF 31 （ 3.25） 式中： 1F 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）； 2F 齒輪齒寬 中間平面上的圓周力（ N）； E 彈性模量（ MPa）， E =2.1 105 MPa； I 慣性矩（ mm4），對于實心軸， 644dI ； d 軸的直徑（ mm），花鍵處按平均直徑計算； 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 28 a 、 b 齒輪上的 作用力距支座 A 、 B 的距離（ mm）； L 支座間的距離（ mm）。 軸的全撓度為 2.022 sc fffmm。 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 cf=0.05 0.10mm， sf=0.10 0.15mm。根據(jù)機械設(shè)計手冊，齒輪設(shè)計要求： 齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角應(yīng)不超過 0.002rad。 1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核 （ 1）軸上受力分析 一檔工作時： 046.7988135.2 22c o s10892c o s22 3111111 zmTdTFngt N 74.313522c o s 20t a n046.7988c o st a n111 ntr FF N 38.322722t a n046.7988t a n 111 ta FF N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知： a=23mm； b=231.24mm； L=254.24mm； d=35.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： LdE baFE ILbaFf rrc 42212213 643 10.005.00 0 7 1 1.024.2545.3514.3101.23 6424.2312374.3135 45 22 cfmm 15.01.00181.024.2545.3514.3101.23 6424.23123046.79883 64 45 224221 sts fLdE baFf mm 2.00195.00 0 1 8 1.00 0 7 1 1.0 2222 sc fff mm 002.0000278.024.2545.3514.3101.23 64)2324.231(24.2312374.31353 )( 451 E I L ababF r rad 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=25.25mm； b=231.24mm； L=256.49mm； d=43mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： LdE baFE ILbaFf rrc 42212213 643 10.005.00040.049.2564314.3101.23 6424.23125.2574.3135 45 22 cfmm 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 29 15.01.00101.049.2564314.3101.23 6424.23125.25046.7988 45 22 ss ff mm2.00 1 0 8 9 7.00 1 0 1.00 0 4 0.0 2222 sc fff mm 002.000014.049.2564314.3101.23 64)2324.231(24.23125.2574.31353 )( 451 E I L ababF r rad 二檔工作時： 29.6490145.2 22c o s10892c o s22 33232 zmTd TFngt N 79.2 5 4 722c o s 20t a n29.6 4 9 0c o st a n222 ntr FF N 25.262222t a n28.6490t a n 222 ta FF N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知： a=76.74mm； b=177.5mm； L=254.24mm； d=43.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 24.2545.4314.3101.23 645.17774.7679.2 5 4 73 643 45224222222 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.001680.0 cf mm 15.01.004279.024.2545.4314.3101.23 645.17774.7629.64903 45 22222t ss fE I L baFf mm2.00 4 6 0.00 4 2 7 9.00 1 6 8 0.0 2222 sc fff mm 002.0000124.024.2545.4314.3101.23 64)74.765.177(5.17774.7679.25473 )( 452 E I L ababF r rad 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=79mm； b=177.5mm； L=256.49mm； d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 49.2564014.3101.23 645.1777979.25473 643 45224222222 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.00 2 4 6 8.0 cf mm 15.01.006288.049.2564014.3101.23 645.1777929.64903 64 45 224222 sts fLdE baFf mm2.00 6 7 5 5.00 6 2 8 8.00 2 4 6 8.0 2222 sc fff mm 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 30 002.000017.049.2564014.3101.23 64)795.177(5.1777979.25473 )( 452 E I L ababF r rad 三檔工作時： 23.5192205.2 22c o s10892c o s22 35353 zmTd TFngt N 23.203822c o s 20t a n23.5192c o st a n333 ntr FF N 80.2 0 9 722t a n23.5 1 9 2t a n 333 ta FF N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知： a=100.24； b=154mm； L=254.24mm； d=54.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： LdE baFE IL baFf rrc 42232233 643 = 10.005.00 0 7 0 1.024.2545.5414.3101.23 6415424.10023.2038 4522 cfmm 15.01.00 1 7 8 4.024.2545.5414.3101.23 6415424.10023.51923 64 45 224223 sts fLdE baFf mm2.00 1 9 2.00 1 7 8 4.00 0 7 1 0.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 0 2 4 4.024.2545.5414.3101.23 64)24.100154(15424.10023.2 0 3 83 )( 453 EI L ababF r rad 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=102.49mm； b=154mm； L=256.49mm； d=38mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 49.2563814.3101.23 6415449.10223.20383 643 45224223223 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.003072.0 cf mm 15.01.00 7 8 2 5.045.2563814.3101.23 6415449.10223.51923 64 45 224223 sts fLdE baFf mm2.008406.007825.003072.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 1 0.049.2563814.3101.23 64)49.102154(15449.10223.20383 )( 453 EI L ababF r rad 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 31 四檔工作時： 86.4326245.2 22c o s10892c o s22 37474 zmTd TFngt N 53.169822c o s 20t a n86.4326c o st a n444 ntr FF N 16.1 7 4 822t a n86.4 3 2 6t a n 444 ta FF N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知： a=153.99mm； b=100.25mm； L=254.24mm； d=64.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 24.2545.6414.3101.23 6425.10099.15353.16983 643 45224224224 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.00 0 2 9 8.0 cf mm 15.01.00 0 7 5 8.024.2545.6414.3101.23 6425.10099.15386.43263 64 45 224224 sts fLdE baFf mm2.00081.00 0 7 5 8.00 0 2 9 8.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 0 1 0 4.024.2545.6414.3101.23 64)25.10099.153(25.10099.15353.1 6 9 83 )( 454 EI L ababF rrad 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=156.24mm； b=100.25mm； L=256.49mm； d=35mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 49.2563514.3101.23 6425.10024.15653.16983 643 45224224224 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.00 3 5 0 3.0 cf mm 15.01.00 8 9 2.049.2563514.3101.23 6425.10024.15686.4 3 2 63 64 45 224224 sts fLdE baFf mm2.00958.00892.003503.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 1 2 5.049.2563514.3101.23 64)25.10024.156(25.10024.15653.16983 )( 454 EI L ababF r mm 五檔工作時： 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 32 85.3580295.2 22c o s10892c o s22 39595 zmTd TFngt N 1446822c o s 20t a n85.3580c o st a n555 ntr FF N 76.144622t a n85.3580t a n 555 ta FF N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知： a=177.49mm； b=76.75mm； L=254.24mm； d=44mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 24.2545.7914.3101.23 6475.7649.17768.14053 643 45224225225 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.00 0 0 8 3.0 cf mm 15.01.00 0 2 1.024.2545.7914.3101.23 6475.7649.17785.3 5 8 03 64 45 224225 sts fLdE baFf mm2.00 0 2 3.00 0 2 1.00 0 0 8 3.0 2222 sc fff mm 0 0 2.00 0 0 0 0 6.024.2 5 45.7914.3101.23 64)75.7649.1 7 7(75.7649.1 7 768.1 4 0 53 )( 455 EI L ababF r rad 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力 ， 與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=179.74mm； b=76.75mm； L=256.49mm； d=32mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 49.2563214.3101.23 6475.7674.17968.14053 643 45224225225 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.00322.0 cf mm 15.01.00 8 1 9 7.049.2563214.3101.23 6475.7674.17985.35803 64 45 224225 sts fLdE baFf mm2.00881.008197.00322.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 2 4.049.2563214.3101.23 64)75.7674.179(75.7674.17968.14053 )( 455 EI L ababF r mm 倒檔工作時： 55.9505115.2 21c o s10892c o s22 31111 zmTd TFnRgtR N 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 33 88.370521c o s 20t a n55.9505c o st a n5 RntrR FF N 84.3 6 4 821t a n55.9 5 0 5t a n RtRaR FF N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算 ： 已知： a=229.17mm； b=25.07mm； L=254.24mm； d=30mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 24.2543014.3101.23 6407.2517.22988.37053 643 452242222 LdE baFE I L baFf rRrRc 10.005.00192.0 cf mm 15.01.00 4 9 3.024.2543014.3101.23 6407.2517.22955.9 5 0 53 64 45 22422 stRs fLdE baFf mm2.00529.00493.00192.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 6 8 3.024.2543014.3101.23 64)07.2517.229(07.2517.22988.3 7 0 53 )( 45 EI L ababF rR mm 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力 ， 與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=233.49mm； b=23mm； L=256.49mm； d=28mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 49.2562814.3101.23 642349.23388.37053 643 452242222 LdE baFE I L baFf rRrRc 10.005.00219.0 cf mm 15.01.00 5 6 2 6.049.2562814.3101.23 642349.23355.95053 64 45 22422 stRs fLdE baFf mm2.00 6 0 3 7.00 5 6 2 6.00 2 1 9.0 2222 sc fff mm 0 0 2.00 0 0 8 6 0.049.2 5 62814.3101.23 64)2349.2 3 3(2349.2 3 388.3 7 0 53 )( 45 EI L ababF rR mm 由以上可 分析 知道，變速器在各檔工作 ，剛度 均 在許用剛度范圍內(nèi)，滿足條件。 3.4.2 軸的強度計算 變速器在一檔工作時： 對輸入軸校核： 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 34 計算輸 入軸的支反力： 046.7988135.2 22c o s10892c o s22 3111111 zmTdTFngt N 74.3 1 3 522c o s 20t a n046.7 9 8 8c o st a n111 ntr FF N 38.322722t a n046.7988t a n 111 ta FF N 已知： a=23mm； b=231.24mm； L=254.24mm； d=35.5mm， 1、垂直面內(nèi)支反力 對 B點取距： FAY(a+b)+Fa1*r1-Fr1*b=0 代入得： FAY=2623.567N 對 A點取距： FBY(a+b)-Fa1*r1-Fr1*a=0 代入得： FBY=512.173N 2、水平面內(nèi)的支反力 對 B點取距： FAX(a+b)-Ft1*b=0 代入得： FAX=7265.402N 對 A點取距： FBX(a+b)-Ft1*b=0 代入得： FBX=722.644N 3、計算垂直面內(nèi)的彎矩 軸上各點彎矩如圖 3.6所示 14： 作用在齒輪上的徑向力和軸向力， 徑向力使 軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在垂直面求取支點 ，計算在 水平面內(nèi)的支反力之后， 分析 相應(yīng)的彎矩 BM 、 BHM 。軸在轉(zhuǎn)矩 T 和彎矩的同時作用下，其應(yīng)力為 332dMWM (3.29) 式中： 222 TMMMBHB （ N.m）； d 軸的直徑（ mm），花鍵處取內(nèi)徑； 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 35 W 抗彎截面系數(shù)（ mm3）。 將數(shù)據(jù)代入（ 3.29）式，得： 0 0 4.575.3514.3 2 9 7.2 5 0 2 4 93232 33m a xm i nm a x dMWM MPa 變速器 低檔工作時， 400MPa， 滿足強度要求 。 圖 3.6 輸入軸的彎矩圖 對輸出軸校核： 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 36 計算輸出軸的支反力： 齒輪受力如下： 05.7988135.2 22c o s10892c o s22 3111112 zmTdTFngt N 74.3 1 3 522c o s 20t a n046.7 9 8 8c o st a n112 ntr FF N 38.322722t a n046.7988t a n 112 ta FF N 已知： a= 25.25mm； b=231.24mm； L=256.49mm； d=43mm 軸上各點彎矩如圖 3.7所示： 1、垂直面內(nèi)支反力 對 B點取距： FAY(a+b)+Fa2*r2-Fr2*b=0 代入得： FAY=3097.58N 對 A點取距： FBY(a+b)-Fa2*r2-Fr2*a=0 代入得： FBY=38.16N 2、水平面內(nèi)的支反力 對 B點取距： FAX(a+b)-Ft2*b=0 代入得： FAX=786.69N 對 A點取距： FBX(a+b)-Ft2*b=0 代入得： FBX=7357.39N 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 37 圖 3.7 輸出軸彎矩圖 把以上數(shù)據(jù)代入（ 3.29），得： 00.2132/3 dMWM MAXMAXMAX MPa 變速器 低檔工作時， 400MPa， 強度滿足要求 。 3.5 軸承選擇與壽命計算 軸承的使用壽命 與軸承的載荷有關(guān)，一般 汽車以平均速度amv，工作運行 至大修期間 前的總行駛里程 S，在根據(jù)平均速度和里程計算壽命。 汽車軸承壽命的要求 根據(jù)車型的不同而不同， 轎車 一般三十 萬公里，貨車和大客車 二十五 萬公里。 amvSL 式中， 1606.06.0m a x aam vv， 31251606.0 10304 Lh 3.5.1輸入軸軸承的選擇與壽命計算 初選軸承型號根據(jù)機械設(shè)計手冊選擇 30205 型號軸承 37orCKN， 2.32rC KN。 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 38 1、變速器一檔工作時 74.31351 rF N， 38.32271 aF N 軸承的徑向載荷： AF =2852.063N； 677.283BF N 軸承內(nèi)部軸向力： 查機械設(shè)計手冊得： Y=1.6 27.8916.12 063.282521 YFs A N 65.886.12 677.28322 YFs B N 65.8865.411838.322727.891 211 sNFs a N 所以 27.8911 aF N 65.411838.322727.891112 aa FsF N 計算軸承當(dāng)量動載荷 p 查機械設(shè)計手冊得到 3.0e eFFAa 3125.0063.2852 27.8911，查機械設(shè)計手冊得到6.14.0yx ； eFFBa 52.146 7 7.2 8 3 65.4 1 1 82，查機械設(shè)計手冊得到6.14.0yx 當(dāng)量動載荷： )( arp yFxFfP 2.1pf 2 2 9.3 0 8 0)27.8 9 16.10 6 3.2 8 5 24.0(2.11 p N 9 7 3.8 0 4 3)65.4 1 1 86.16 7 7.2 8 34.0(2.12 p N rF 為支反力。 82.565)973.8043 102.32(300060 10)(6010 3103626 PCnL hh 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 39 表 3.4 變速器各檔的相對工作時 間或使用率gif14 車型 檔 位 數(shù) 最高檔 傳動比 gif /% 變速器檔位 轎 車 普通 級 以下 3 1 1 30 69 4 1 0.5 3 20 76.5 4 1 1 8 23 68 中 級 以 上 3 1 1 22 77 4 1 0.5 2 10.5 87 4 1 0.5 3 20 76.5 5 1 0.5 2 4 18.5 75 5 1 0.5 2 15 57.5 25 查表 3.4可得到該檔的使用率，所以： 6.155.03 1 2 082.565 00 h 所以軸承壽命滿足要求。 3.5.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算 1、 初選軸承型號 根據(jù)機械設(shè)計手冊選擇軸承型號為： 右 左 軸承采用 30205 型號 37orCKN， 2.32rC KN 變速器一檔工作時： 一檔齒輪上力為： 74.3135rF N， 38.3227aF N 軸承的徑向載荷： AF =2825.063N； 677.283BF N 軸承內(nèi)部軸向力： 通過 查 尋 機械設(shè)計手冊 ，可以 得 到 ： Y=1.6 27.8916.12 063.285221 YFs A N 65.886.12 677.28322 YFs B N 所以 27.8911 aF N 65.411838.322727.89112 aa FsF N 2、計算軸承當(dāng)量動載荷 p 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 40 查機械設(shè)計手冊得到 37.0e eFFAa 3125.0063.2852 27.8911，查機械設(shè)計手冊得到：01yx ； eFFBa 52.146 7 7.2 8 3 65.4 1 1 82，查機械設(shè)計手冊得到：6.14.0yx 當(dāng)量動載荷： 2.1)(parpfyFxFfP 4756.3422)27.8910063.28521(2.11 p N 973.8 0 4 3)65.4 1 1 86.1063.2 8 5 24.0(2.12 p N 38.624)973.8043 1063(300060 10)(6010 3103626 PCnL hh 查表 3.4可以查到 該檔 工作 的使用率， 所以代入數(shù)據(jù)可知： 6.155.0312038.624 00 h h 所以軸承壽命滿足要求。 3.6 本章小結(jié) 本章主要對變速器的一些主要設(shè)計參數(shù)完成了計算和校核，包括檔數(shù)、傳動比范圍、各檔傳動比、齒輪中心距以及齒輪參數(shù)等。完成了對變速器的齒輪強度的校核，其中包括齒輪材料的選擇，彎曲強度和接觸強度的校核。還對軸的機構(gòu)和基本尺寸進行了選擇， 完成了軸的剛度和強度校核，以及完成了各軸軸承校核。 天津科技大學(xué) 2013屆本科畢業(yè)論文 41 第 4章 變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計 4.1 同步器設(shè)計 4.1.1 同步器的功用及分類 國內(nèi) 所有的同步器 基本 都是摩擦同步器， 主要 功 能： 使 同步群 工作表面產(chǎn)生摩擦力矩 ；同步器工作是應(yīng)該 克服被嚙合零件 產(chǎn)生的 慣性力矩 ；最后 在最短的時間內(nèi)達到同步狀態(tài)。 同步器按類型分類， 同步器 可分為 常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等 的情況下 ）換檔的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。 14 同步器 按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器 可分為 鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈 性元件。 14綜合分析可知， 本 次 設(shè)計 是小轎車的 變速器 設(shè)計 ， 可以 選用鎖環(huán)式同步器 來滿足要求 。 4.1.2 慣性式同步器 慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。 1、鎖環(huán)式同步器 （ 1）鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu) 如圖 4.1所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點 可以這么理解，它 是 將 同步器的摩擦元件位于鎖環(huán) 1或 4和齒輪 5或 8凸肩部分的錐形斜面上。 然后 作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或 4上的齒和做在嚙合套 7上齒的端部， 并 且端部均為斜面稱為鎖止面。 特別是 在不換檔的 中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件 始終 保持在中立位置上。 通過 滑塊兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的 基本 尺寸要比滑塊寬一個接合齒 21。 （ 2）鎖環(huán)式同步器工作原理 14 同步器 換檔時， 通過撥叉的作用力， 沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推 動 嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。 連續(xù)動作之后 ，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在速度差 w ，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并 由滑塊予以確定。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖 4.2a），使嚙合套的移動受阻，同步器 將 處于鎖止?fàn)顟B(tài)。 撥叉 換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸 同步 ，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解