大眾速騰五檔手動變速器設計

1、第1章緒論1.1本次設計的目的意義隨著經濟和科學技術的不斷發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產業(yè)，汽車的使 用已經遍布全國。而隨著我國人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高 級消費品已進入平常家庭。在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨的是機遇和挑戰(zhàn)。隨 著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速發(fā)展，如何設計出經濟實惠，工 作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經是當前汽車設計者的緊迫問題。在面 臨著前所未有機遇同時不得不承認在許多技術上，我國與發(fā)達國家還存在著一定的差 距。發(fā)動機的輸出轉速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉速區(qū)出現。為了發(fā)揮 發(fā)動機的最佳性能，

2、就必須有一套變速裝置，來協(xié)調發(fā)動機的轉速和車輪的實際行駛 速度。在經濟方面考慮合適的變速器也非常重。本次設計對轎車變速器的結構進行了 介紹，闡述了轎車主要參數的確定，在機構方面選擇了機械式變速器確定變速設計的 主要參數，在變速器的壽命方面以及與變速器相關的操縱機構也進行了介紹。1.2變速器的發(fā)展現狀汽車問世百余年來，特別是從汽車的大批量生產及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車 已經成為世界經濟的發(fā)展、為人類進入現代生活，產生了無法估量的巨大影響，為人 類社會的進步做出了不可磨滅的巨大貢獻，掀起了一場劃時代的革命。自從汽車采用 內燃機作為動力裝置開始變速器就成為了汽車重要的組成部分，現代汽車廣泛采用的

3、往復活塞式內燃機具有體積小、質量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點，但其轉矩和轉 速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內 變化，故其性能與汽車的動力性和經濟性之間存在著較大的矛盾，這對矛盾靠現代汽 車的內燃機本身是無法解決的。因此在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器，以達 到減速增矩的目的。變速器對整車的動力性與經濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動 的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。汽車行駛的速度是不斷變化的，即要求汽車 變速器的變速必要盡量多，盡管傳統(tǒng)的齒輪變速器并不理想但以其結構簡單、 效率高、 功率大三大顯著特點依然占領者汽車變速器的主流地位。雖然傳統(tǒng)機械師

4、的手動變速 器具有換擋沖擊大，體積大，操縱麻煩等諸多缺點，但仍以其傳動效率高、生產制造 工藝成熟以及成本低等特點，廣泛應用于現代汽車上。早在1889年，法國標致研制成功世界上第一臺手動機械式4擋齒輪傳動汽車變速器。在現在汽車中，變速器的結構對汽車的動力性、經濟性、操縱的可靠性與輕便性、 傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數作優(yōu)化匹配， 可得到良好的動力性與經濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒檔安全裝置可使操縱可靠， 不跳檔、亂檔、自動脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采 用高齒、修形及參數優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，降低噪聲水平已成為提 高變速

5、器質量和設計、工藝水平的關鍵。隨著汽車技術的發(fā)展，增力式同步器，雙中 間軸變速器，后置常嚙合傳動齒輪變速器，各種自動、半自動以及電子控制的自動換 擋機構等新結構也相繼問世9 0到目前為止變速器主要經歷了以下發(fā)展階段：1)手動變速器手動變速器(MT:Manual Transmission )主要采用了齒輪傳動的降速原理。變速 器內多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛的換擋工作，也就是通過操縱機構式變速 器內不同的齒輪副工作。如在低速時，讓讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時讓傳 動比小的齒輪副工作。由于每檔的齒輪組的齒數是固定的，所以各檔的速度比是個定 值。手動變速器是最常見的變速器，它的基本構造用

6、一句話概括，就是兩軸一中軸， 即指輸入軸、輸出軸和中間軸，它們構成了變速器的主體，當然還有一根倒檔軸。手 動變速器又稱為手動齒輪變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合 達到變速變矩的目的。手動變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結構簡 單、故障相對較低、物美價廉。手動變速器也有自身的缺點：在當今的大城市中，“堵車”現象愈演愈烈，駕駛 員需要頻繁地踩離合器換擋，體力消耗大，發(fā)動機很難工作在最佳的狀態(tài)，動力性沒 有完全發(fā)揮，經濟性差，排氣中有害物質含量高，污染嚴重。2)自動變速器自動變速器(AT:Automatic Transmission )是根據車速和負荷來進行雙參數控

7、制，檔位根據上面的兩個參數來自動升降。AT與MT的共同點，就是二者都是有級式變速器，只不過AT能根據車速的快慢來自動實現換擋，可以消除手動變速器“頓挫” 的換擋感覺。AT的結構與手動變速器相比，液力自動變速器在結構和使用上有很大不 同。手動變速器主要由齒輪和軸組成，通過不同的齒輪組合產生變速變矩；而自動變 速器是液力變矩器、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。自動變速器采用液力便舉起來代替離合器，因此減少了離合器換擋 帶來的沖擊，檔位少變化大，連接平穩(wěn)，因此容易操作，提高駕駛方便性，減少駕駛 員的勞動強度，也提高了駕駛員的舒適性。自動變速器也存在不足之處：

8、一是對速度變化反應慢，沒有手動離合器靈敏，因 此許多駕駛員選用手動變速器車；二是費油不經濟，液力變矩器的傳動效率不高，變 矩范圍有限，近幾年引入電子控制技術對此做了改進；三是機構復雜，維修困難。在 液力變矩器內告訴循環(huán)流動的液壓油會產生高溫所以要用指定的耐高溫液壓油。機械式自動變速器是在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎上改造而 成主要改變了手動換擋操縱部分。即在手動變速器結構不變的情況下改用電子控制來實現自動換擋。機械式自動變速器控制單元（簡稱ECU的輸入信號有駕駛員的意圖（加速踏板的位置和黨委的選擇）和汽車的工作狀態(tài)（包括發(fā)動機轉速、節(jié)氣門開度、車速等）3）無級變速器無級變速器（CVT：

9、 Continuously Variable Transmission），又稱為連續(xù)變速式無級變速器。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別是它省去了復 雜而笨重的齒輪組合變速傳動。金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組、從動輪 組、金屬帶和液壓泵等基本部件主動和被動工作輪由固定和可動兩部分組成，形 成V型槽，與金屬片構成的金屬帶嚙合。當主動輪和被動輪和被動輪可動部分作 軸向移動時，相應改變主動輪與從動輪上傳動帶的接觸半徑，從而改變傳動比。 可動輪的軸向移動通過液壓控制系統(tǒng)進行連續(xù)的調節(jié)可實現無級變速。4）無限變速式機械無級變速器無限變速式機械無級變速器（IVT:I nfin itely Va

10、riable Tran smissio n）由英國Torotrak公司研發(fā)出來，只是業(yè)界一直將他視為CVT,直至2003年3月在美國底特律舉行的SAE （美國汽車工程師學會）年會上才將他單獨分類。IVT采用的是一種摩擦板式變速原理。早在1905年就出現過這種無級變速器，它由圓盤和滾輪構成，結構簡單，但由于摩擦本身帶來的能量損耗大，發(fā)熱量高，傳遞 轉矩小和材料不耐用等缺點，沒有進行批量生產。這種變速器原理便是今天的IVT的基礎。IVT與其它自動變速器之一是不使用變矩器，Torotrak 公司開發(fā)的IVT使用了 2套離合器，驅動力由一套稱為Variato的裝置傳遞，通過鎖止離合器和行星齒輪機構將動

11、力傳遞至傳動軸。IVT的核心部分由輸入傳動盤、輸出傳動盤分別位于兩端，輸出傳動盤只有1個位于中間位置，Variato傳動盤則夾于輸入傳動盤和輸出傳動盤中間，他們之間的接觸點以潤滑油作介質，金金屬間不接觸， 通過改變Variato裝置的角度變化而實現傳動比的連續(xù)而無限的變化12?；仡欁兯倨鞯募夹g的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的主要組成部分，其技術的發(fā)展是衡量汽車技術水平的一項主要依據。21世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術發(fā)展的重要領域，這些領 域的科技進步推動了變速器的發(fā)展。并且向著節(jié)能與環(huán)境保護；應用新型材料； 高性能、成本低、微型化；智能化、集成化發(fā)

12、展。1.3變速器設計面臨的主要問題在汽車工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價格的日益上漲和運用在汽車各種配 件上的技術日趨成熟，變速器發(fā)展面臨的主要問題如下：1. 如何設計出節(jié)能環(huán)保、經濟型的變速器，將是變速器乃至汽車發(fā)展所要面臨的 一個巨大問題。2. 自動變速器之所以發(fā)展如此迅速是因為它操縱起來簡單方便，但同時也減少了駕車樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時，又能使操縱更加方便快捷，也 是變速器設計時要考慮的一個重要問題。3. 如何設計出結構簡單、傳動效率更高、使汽車車速變化更加平穩(wěn)以及駕車舒適 性更高的變速器，則一直都是變速器設計所要攻克的技術難關。第2章變速器的總體方案設計2.1變速器的功

13、用及設計要求變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置，又稱變速箱。它作為汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉變從發(fā)動機曲軸傳出的轉矩和轉速， 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輪牽 引力以及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在啟動發(fā)動機以 及汽車滑行或停車時使發(fā)動機傳動系保持分離；必要時還應有動力輸出功能。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下設計要求：1. 保證汽車有必要的動力性和經濟型。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，使汽車能倒退行駛。4. 設置動力傳輸裝置，需要時進行功

14、率輸出。5. 換擋迅速、省力、方便。6. 工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現象發(fā)7變速器應有高的工作效率。8變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應該滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器擋數、傳動比范圍和各擋傳動比有 關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大。2.2變速器傳動機構的形式選擇與結構分析變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式。有級 變速器根據前進擋的不同可以分為三、四、五檔和多檔變速器；按其軸中心線的位置 又分為固定軸線式、螺旋軸線和綜合式。其

15、中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三軸式 之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅動 的汽車上。2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器現代汽車大多米用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案。三軸式變速器如圖2.1所示，其第一周的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與 中間軸的相應齒輪嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭 矩則稱為直接檔。此時齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。 因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪聲也小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其它 前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此在齒輪中心距較小的情況下仍然可以

16、獲得 大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接檔外其他各檔的 傳動效率有所下降。1.第一軸；2.第二軸；3.中間軸圖2.1轎車三軸式四檔變速器51.第一軸；2.第二軸；3.同步器圖2.2轎車兩軸式變速器兩軸式變速器如圖2.2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊、噪聲低。 轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力傳動系統(tǒng)緊湊、 操縱性良好且可使汽車質量降低 6%-10%兩軸式變速器則方便于這種布置且傳東西的 結構簡單。如圖所示兩軸式變速器的輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機 縱置時，主減速器可使用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱

17、齒輪， 從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪外，其他檔均采用常嚙合齒 輪傳動；個檔的同步器多裝在輸出軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器 有困難；而高檔的同步器也可裝在輸入軸后端如圖所示。兩軸式變速器沒有直接檔因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較 大，也增加了磨損，這是他的缺點。另外低檔傳動比的上限也受到較大的限制，但這 一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。本設計的變速器采用兩軸式變速器。2.2.2倒檔的布置方案常見的倒檔結構方案有以下幾種:圖2.1a為常見的倒檔布置方案。在前進擋的傳動路線中加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變 化

18、的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛應用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速 器中。圖2.1b所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合使換擋困難。某些輕型貨車四檔變速器 米用此方案。圖2.1c所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2.1d所示方案針對前者的缺點作了修改，因而經常載貨車變速器中使用。圖2.1e所示方案將中間軸上的一、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齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-61所示方案。其缺點是一，倒擋

19、須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜 一些本設計采用圖2f所示的傳動方案。2.3變速器主要零件的結構方案分析變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化要求。在確定 變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結構形式、軸承型式等因素。2.3.1齒輪型式齒輪型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目，從而可采用斜齒輪。與 直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪使用壽命長，工作時噪聲低；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采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使斜齒圓柱 齒輪數增加，導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用

20、于低檔和倒檔。2.3.2換擋結構形式現在大多數汽車的變速器都采用同步器換擋。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋 時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高 了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性，此外，該種形式還有利于實現操縱自動化。 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同步的。但它可以從結構上保證結合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。233軸承型式變速器軸承采用圓錐滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓柱

21、滾子軸承、滑動軸套等。 在本設計中采用圓錐滾子軸承和滾針軸承。2.4傳動方案的最終確定通過對變速器型式、傳動方案及主要零件結構方案的分析與選擇，并根據設計任 務與要求，最終確定的傳動方案如圖 2.4圖2.4變速器傳動簡圖2.5本章小結本章主要對變速器的功用進行了介紹，對變速器傳動機構的型式與結構進行了分 析對兩軸式、三軸式變速器進行了介紹并結合已有的變速器傳動方案在本次設計的基 礎上對變速器的傳動方案進行最終的確定，并對變速器上主要零件的結構方案進行了 分析與介紹。第3章變速器主要參數的選擇與計算3.1設計初始數據最咼車速：uamax=185Km/h發(fā)動機功率：Pemax =74KW轉矩：Te

22、max =145N m總質量：ma=1353Kg車輪：205/55R16 r=315.953.2變速器各擋傳動比的確定(3.1)初選傳動比：n rUamax= ii g maxi 0式中：Uamax 最咼車速n發(fā)動機最大功率轉速r 車輪半徑i g max變速器最小傳動比乘用車取0.85io主減速器傳動比Temax =9550XPemax(3.2)43所以，np=9550X 空=4874r/min145i。=0.377 Xnpri g max U a max=0.377 X4847315.95 10=3.90.8 185(3.3)最大傳動比igi的選擇：Gr fcos sin(3.4)滿足最大爬

23、坡度。Temaxi 0 TigiG mg， m 汽車質量， g 重力加速度,式中：G作用在汽車上的重力，G mg=13530NTe max 發(fā)動機最大轉矩，Temax =145Nmio 主減速器傳動比，io =3.9t 傳動系效率，t=90%r 車輪半徑，r=0.316m；f 滾動阻力系數；爬坡度，取=16.7 °帶入數值計算得ig1 2.52滿足附著條件：Temaxig1i0 TFz2 r(3.5)r為附著系數，取值范圍為0.5-0.6，取為0.6Fz2為汽車滿載靜止于水平面，驅動橋給地面的載荷，這里取 70%mg；計算得igi < 5.418 ;由得 2.52 < i

24、gi < 5.418 ;取 igi=3.4 ;校核最大傳動比34 4.25 ;igmax0.8在3.04.5范圍內，故符合。其他各擋傳動比的確定：按等比級數原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系：(3.6)Ig1 Ig2 i g3 i g4Ig2 i g3 i g4 i g5式中：q 常數，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為:432Ig1 q，Ig2 q，Ig3 q，Ig4 qq n 1 Igi =4 3.2=1.44所以其他各擋傳動比為：Igi =3.45，Ig2=q3 =2.36，Ig3 = q2=1.64，Ig4 =q =1.14，ig5=0.83.3中心距A的確定初選中

25、心距：發(fā)動機前置前驅的乘用車變速器中心距A,可根據發(fā)動機排量與變速器中心距A的統(tǒng)計數據初選。A=Ka 3 T e max h gKa 中心距系數；Ka=8.99.3.， h 變速器傳動比，g 變速器傳動效率取g=96% Temax 一一發(fā)動機的最大輸出轉矩，單位為(NR；A (8.9 9.3)3 145 3.45 0.9669.6991.43 72.83 所以 A初選：72mm3.4齒輪參數3.4.1模數對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數；從工藝方面 考慮，各擋齒輪應該選用一種模數。嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。其

26、取值范圍是：乘用車和總質量ma在1.814.0t的貨車為2.0 3.5mm總質量ma大于14.0t的貨車為3.55.0mm選取較小的模數值可使齒數增多, 有利于換擋如圖表3.1與表3.2 。表3.1汽車變速器齒輪法向模數車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量ma/t1.0 < VW 1.61.6 v VW 2.56.0 v ma < 14ma > 14.0模數 mn/mm 2.25 2.752.75 3.003.50 4.504.506.00表3.2汽車變速器常用齒輪模數一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.25

27、2.753.253.503.754.505.50發(fā)動機排量為1.6L，根據表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數定為2.25-2.75mm。 3.4.2壓力角理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用 14.5 °、15°、16°、16.5 ° 等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5?；?5°等大些的壓力 角。國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。3.4.3螺旋角實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角 時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。

28、斜齒輪傳遞轉矩時，要產 生軸向力并作用到軸承上。乘用車兩軸式變速器螺旋角：20°25°3.4.4齒寬b直齒b kcm，kc為齒寬系數，取為4.58.0，取7.0 ;斜齒b kcmn，kc取為6.08.5。3.4.5齒頂高系數在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為1.00.3.5本章小結本章通過對初始數據的計算確定變速器的最大傳動比，然后根據最大傳動比，確 定擋數及各擋傳動比的大小，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數，壓力角， 螺旋角，齒寬等參數，為下一章齒輪參數的計算做準備。第4章齒輪的設計計算與校核4.1齒輪的設計與計算4.1.1 一擋齒輪齒數的分配

29、一擋齒輪為斜齒輪，模數為2.75，初選cos =23一擋傳動比為igiZ1(4.1 )為了求乙，Z2的齒數，先求其齒數和Zh，斜齒Zh2Acos(4.2 )mn=2 72cos23 =48.2 取整為 482.75即乙=11 Z2=37對中心距A進行修正因為計算齒數和Zh后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的Zh和齒輪變位系數重新計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數分配的依據。mnZhA02cos_ = 275 (1137) =71.7mm2cos23(4.3 )對一擋齒輪進仃角度變位:端面嚙合角t:tant =ta n n/cos(4.4 )t =21.43 

30、6;嚙合角t:cos,Aot = cos t A(4.5)t =22.03 °變位系數之和n 0.42(4.6 )查變位系數線圖得：uZ2Z13.4510.4720.05對修正mnZh2cosmn ZiZ2arccos2Ao23.56(4.7)計算一擋齒輪1、2參數:分度圓直徑dimnzjcos =2.75X11/cos23 ° =33mmmnZ2 /cos =2.75X 37/23°=11mm齒頂高式中:ha1han1 yn mn=3019mmha2h an2 y n mn=1.76mmyn(AA0) /mn=0.11d2齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數y n

31、 n y n = 0.42-0.11 = 0.31 hf1 han c 1 mn =2.145mm hf2 han c 2 mn=3.575mmda1 d1 2ha1=36.38mmda2 d2 2ha2 =114.52mmd f1 d1 2hf1 =28.71mmdf2 d2 2hf2=103.85mmZv1 Z1 / cos3=14.283Zv2 Z2 /cos =48.044.1.2二擋齒輪齒數的分配二擋齒輪為斜齒輪，模數為2.75，初選=25°ig2Z4JZ3Z3=14mn Z3 Z42cosZ42Acos 2 72cos25 =48.2 取整為 482.75mn乙=34對二

32、擋齒輪進行角度變位:理論中心距=71.7mm2cos端面壓力角tant =ta n n /cost =21.43端面嚙合角cosAocosA22.03變位系數之和0.3查變位系數線圖得:Z4uZ32.33n 0.33 =0.410.11對修正mnZh2cosmn Z3 Z4arccos2A023.56°二擋齒輪參數：分度圓直徑齒頂高Z3mn “d3=42mmcosd4Z4mn =102mmcosha3 han 3 Yn m. =3.355mmha4h an4 yn mn =1.925mm式中:yn(AAo) /mn= 0.11ynyn=0.19齒根高hf 3hancn3 mn=2.3

33、1mmhf 4hancn4 mn =3.74mm齒頂圓直徑da3d32ha3=48.71mmda4d42ha4=105.85mm齒根圓直徑d32hf3 =37.38mmd42hf4 =94.52mm當量齒數Zv3Z3 /COS3=18.18Zv4z4 / cos3=44.144.1.3三擋齒輪齒數的分配三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數為2.75i3Z6=1.66mn Z5 Z62cosZh Z5 Z6 =48得Z5=18， Z6=30對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋豪碚撝行木郃o mn Z5 Z6 =71.18mm2cos 5 6端面壓力角tant =ta n n /cost =21.43

34、 °端面嚙合角,Aocos tcosA71.18t =cos 21.43721t23.04變位系數之和n0.62查變位系數線圖得：u 至 1.63Z55 =0.426 = 0.2對修正AmnZhA02cosmn Z5 Z623.55°arccos2Ao三擋齒輪5、6參數:分度圓直徑z5mnd5- =54mmcosd6齒頂高ha5ha6式中：ynyn齒根高hf5hf 6齒頂圓直徑da5da6齒根圓直徑df5Z6mn cos=90mmhan5ynmn =2.283mmhan6ynmn =2.288mm(AA。）/mn =0.3n y n =°.32han Cn 5 m

35、n =2.283mmhan cn 6 mn =3.938mm d5 2ha5 =56.245mm d6 2ha6=84.686mmd5 2hf5 =46.191mmd6 2hf6 =74.633mm當量齒數Z v53z5 / cos 5 6=26.389Zv63Z6 / cos 5 6 =42.6604.1.4四擋齒輪齒數的分配四擋齒輪為斜齒輪，初選=22模數 mn=2.75ig4ZsZ71.16Z7m2cosZ7 ZsZ848.55Z7 =22.47，取整為 22Z8=26對四擋齒輪進行角度變位:理論中心距金=71.18mm2cos端面壓力角tant =ta n n /cost =21.43

36、端面嚙合角cosAocos tA23.03變位系數之和0.58查變位系數線圖得:zZ71.177=0.488= 0.1對修正A。2cosmn Z7Z8arccos2Ao23.55°四擋齒輪7、8參數:分度圓直徑d7込=65.99mmcos齒頂高式中:齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數4.1.5五擋齒輪齒數的分配五擋齒輪為斜齒輪，初選d8ha7ha8ynynhf7hf 8d a7da8d f7Zv7Z v8=25°Z8mncoshanhan(Ahanhand7d8d7d8Z7=77.99mmA。)yn mn=3.3mmyn mn=2.26mm/min =0.3y n =0.2

37、8cn7 mn=2.12mmcn8 mn =3.16mm2ha7=72.6mm2ha8=80.51mm2hf7 =61.76mm2hf8 =70.8mm/ COS3=28.56z8 / cos3=33.75模數 mn =2.75ig5Z10Z90.8mn Z9 Z102cosZ9 Zio 47.46 取整為 47Z9=26 Zio=21對五擋齒輪進行角度變位:理論中心距mn Zio Z9Ao - 一 一 =71.3mm2 cos端面壓力角tant =ta n n /cost =21.8 8端面嚙合角cos tAocos tA23.230.58變位系數之和查變位系數線圖得：u 0.799= 0.

38、2510 = 0.33Z9對修正A。mnZh2cosarcZ9Z102A023.55五擋齒輪9、10參數:分度圓直徑d9-=79.69mmcos,z10mn齒頂高d10 一 - =54.34mm cosha9han9yn =1.98mmha10han10yn m. =2.2mm式中:yn (A A。)/mn =-0.25y n n y n =0.53齒根高hf9han cn9 mn =2.75mmh f10hanCn10 mn =2.53mm齒頂圓直徑da9 d9 2ha9=83.65mmdai0 di0 2hai0 =68.74mm齒根圓直徑df9 d9 2hf9=74.19mmd f 10

39、 d 10 2hf10 =58.28mm當量齒數zv9z9 /cos3 =35.963zv10z10 / cos =29.044.1.6倒擋齒輪齒數的分配倒擋齒輪選用的模數與一擋相同，倒擋齒輪乙3的齒數一般在2123之間，初選乙2后，可計算出輸入軸與倒擋軸的中心距A，o初選乙1=13, Z13=23,則：,1A m Z11 Z1321=丄 2.7513212=49.5mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑De11應為De110.5匹D e112 A D e121=2X 72-2.75X (13+2) - 1=10

40、1.75mmDellm=101.752.75=35第5章軸的設計與計算及軸承的選擇與校核5.1軸的設計計算5.1.1軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理 14。第二軸上的軸頸常用做 滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在 HRC5863,表面光潔度 不低于 8。14對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度15。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，

41、螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少16。5.1.2初選軸的直徑傳動軸的強度設計只需按照扭轉強度進行計算，輸入軸軸頸d c3# =103X 3取整后 d=25mm(5.1 ) nV4874圖5.1軸的示意圖5.1.3軸的剛度計算若軸在垂直面內撓度為fc，在水平面內撓度為fs和轉角為可分別用式計算2 2Fra b2 264Fra b3EIL43 ELd 42 2Fta b3EIL2 264Fa b3 ELd 4(5.2)(5.3)Frab b a3EIL64Fra b b a3 ELd(5.4)式中：Fr齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；Ft

42、 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；5E 彈性模量（MP）, E =2.1 X 10 MP;I 慣性矩（mrJ）,對于實心軸，I d 64 ； d 軸的直徑（mm,花鍵 處按平均直徑計算；a、b 齒輪上的作用力距支座 A、B的距離（mr）L 支座間的距離（mr）軸的全撓度為f ； fc2 fs2 0.2mm（5.5）軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為fc =0.050.10mm fs =0.100.15mm齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與強度 軸的剛度圖5.2輸入軸受力分析圖一擋齒輪所受力Fti2T12 Tgi cos idimn 乙

43、8352.12 NFt22 452.461118152.43 NFr1Ft1 tan n 3316.37 Ncos 1Fr2Ft2 伽 n 3237.08cos 2d128mm d128 a165.5mm ， 6167.5mm L 233mm輸入軸2 264 Fr1a43 ELd 1(5.6)=0.089mm 0.05 0.10mm2 2(5.7 )64Ft1a3 d；EL=0.114 0.1CH 0.15mm9 Jf； fs20.144mm0.2mm64Fr1 a1b1 d43 ELd1王=0.0008rad0.002rad(5.8 )輸出軸2 264 Fr2 a2 b243 ELd 2=0

44、.0080.05 0.10mm2 264F12a 2 b?3 d；EL=0.02 0.1CH 0.15mm64Fr a2b2 b23 ELd豈=0.0006 radf2 . f；fs； 0.022mm5.1.4軸的強度計算一擋時撓度最大，最危險，因此校核。輸入軸的強度校核0.002rad0.2mmU A”FazYlfib,IL1u?aiDFt1）豎直平面面上FaL Frb得 Fa=2384.09N豎直力矩 MC=156157.6Nmm2）水平面內上dFa Ft 65.5Fa2=2134.4233由以上式可得MS=139803.185Nmm按第三強度理論得:2 2 2M VM c M sTi32

45、 M116.46MPa400MPa.156157.62 139803.1852 1378102250853.86 Nmm輸出軸強度校核d 2 111mmFt2 8152.43M v' M C M ST2232 M3.6MPa400 MPaFr2 3237.08Fa2 3554.931）豎直平面面上FaL Fr2b得 Fa=2327.09N豎直力矩 MC=152424.1Nmm2）水平面內上彎矩MsFa- Ft 65.52233由上式可得MS=256678.78Nmm 按第三強度理論得:152424.1294647.6524524602486735.39 NJ mm因此該軸符合強度要求5

46、.2軸承的選擇及校核5.2.1輸入軸的軸承選擇與校核由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號，30205 （左右），由機械設計手冊查得代號為30205的圓錐滾子軸承 Cr 32200N ，O。37000N , e=0.37,丫=1.6; 軸承的預期壽命：Lh =10X 300X 8=24000h校核軸承壽命I）、求水平面內支反力RH1、印2RH 1 + Rh 2 = Ft 1Fti L1 Rh 1L由以上兩式可得 RH1=3112.61N, RH2=203.76Nn）內部附加力、FS2，由機械設計手冊查得 Y=1.6FS1 RH1/2Y 1035.2NFS2RH2 /2Y 63.68N（5.9

47、）in）、軸向力Fa1和Fa2由于 Fa1 Fs2 3554.9363.683618.605N F®63.68N所以左側軸承被放松，右側軸承被壓緊F a1 Fa1FS2 3554.93 63.675 3618.605NF'a2 FS2 63.6752 NW）、求當量動載荷查機械設計課程設計得F'a1F r1Cr 32200N C0r 37000Na21.11 e, e,故右側軸承X=0.67左側軸承X=0.4F r 1徑向當量動載荷Pr fP（XF1 YFa2）(5.10)=1.2 X(0.67 X 3316.37+1.6 X 63.675) =2788.62N 校核

48、軸承壽命預期壽命 lh1 10 300 8 124000h106 CLh 60n P為壽命系數，對球軸承 =3;對滾子軸承 =10/3 o （5.11）.106 CrLh60n Pr6103220060 1443 2788.6210/3=41788.78h > Lh =24000h 合格522輸出軸軸承校核30206 （左右），由 的圓錐滾子軸承Cr 43200N,初選輸出軸的軸承型號,Cro 50500N機械設計手冊查得代號為30206,e=0.37,Y=1.6;軸承的預期壽命：Lh=10X 300 X 8=24000h校核軸承壽命I）、求水平面內支反力Rh1、Rh2和彎矩MhRH1

49、+ Rh 2 = Ft2Ft2 L1RH 1 L由以上兩式可得Rhi=198.89N, Rh2=3038.19NU）、內部附加力fSi、Fs2，由機械設計手冊查得丫=1.6FsiRhi/2Y62.15NFs2 Rh 2 / 2Y 949.43N川）、軸向力Fa1和Fa2由于 Fa2 Fs2 3554.93 949.3 4504.23NFsi所以右側軸承被放松，左側軸承被壓緊Fai Fa9Fs2 4504.36NFa2 FS2 949.43NW）、求當量動載荷查機械設計課程設計得Cr 43200N Cor 50500 NFaie,Fa2r2Fr2e,故右側軸承X=0.67左側軸承X=0.4徑向當

50、量動載荷 PrfP(XF1 YFa2)=2142.72N校核軸承壽命預期壽命lh110300 8 124000hLh10660n為壽命系數，對球軸承=3；對滾子軸承 =10/3 ；Lh10660nCPr610/31064320000=40955.74h > Lh =24000h 60 14432142.72故該軸承合格5.3本章小結本章首先簡要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計算，確定軸 的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長度，然后對軸進行剛度和強度 的驗算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進行壽命計算。第六章 變速器同步器與操縱機構的選擇6.1同步器的選擇6.1.1同步器的工作原理本次設計采用鎖環(huán)式同步器，此類同步器的工作原理是：換擋時，沿軸向作用在嚙 合套上的換擋力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被結合齒輪上 的錐面接觸位置。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，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過一個角度，并滑塊予以定 位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸使嚙合套的移動受阻，同步器在 鎖止狀態(tài)，換擋的第一段結束。換擋力將鎖環(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