畢業(yè)設(shè)計（論文）-哈佛H6變速箱設(shè)計-前置四驅(qū)轎車三軸六擋手動變速器說明書

緒論1.1選題的目的與意義以及國內(nèi)外研究現(xiàn)狀我選擇研究變速器，變速器的主要功能是改變發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車在任何工況都獲得最合適的牽引力和速度。汽車在行駛的過程中難免會遇到各種因素的影響，比如不平的道路，多變的交通，還有一些人為因素，這些都會通過車輪反映到汽車上，驅(qū)使汽車速度還有牽引力變化。因此這就需要用變速器改變發(fā)動機的速度來適應(yīng)外界的變化。倒車這也是汽車行駛必不可少的功能，變速器還可以通過倒檔改變汽車的行駛方向以滿足倒車的行駛要求。衡量變速器好壞的2個要素是經(jīng)濟性和方便性。從手動變速器到液力自動變速器再到電子控制機械式自動變速器，雙離合自動變速器等等，人們通過不斷地努力，實驗發(fā)明出越來越好的變速器來滿足人們對高舒高動力適行駛的要求。國外早在20世紀(jì)40年代就已經(jīng)開始進行自動變速器的研究了，到了90年代，采用電子技術(shù)，使變速器有了飛速發(fā)展?，F(xiàn)在我國生產(chǎn)的汽車也普及了自動變速器。特別是近幾年政府投入加大，中國在變速器的研究上取得了很大的進步?，F(xiàn)在汽車的設(shè)計方法不再是依據(jù)經(jīng)驗公式而是開發(fā)軟件和數(shù)據(jù)庫。因為傳統(tǒng)的經(jīng)驗公式較為固定，不能根據(jù)參數(shù)的變化而變化，滿足不了人們對高舒適高動力性汽車的要求?，F(xiàn)在的主流變速器主要是手動變速器、液力式自動變速器、電子控制機械式自動變速器、雙離合自動變速器、機械無級變速器。手動變速器(MT):手動變速器由三部分組成，分別是傳動機構(gòu)、殼體、換擋機構(gòu)。可以根據(jù)前進檔數(shù)和軸是否旋轉(zhuǎn)進行不同的分類。其中根據(jù)前進擋數(shù)的不同可以分為四檔，五檔，多檔變速器。根據(jù)軸的旋轉(zhuǎn)與否可以分為固定軸式變速器和旋轉(zhuǎn)軸式變速器，其中固定軸式變速器中齒輪所在的軸線固定不動，旋轉(zhuǎn)軸式變速器與之相反。固定軸式變速器又可以分為四類，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。手動變速器工藝較成熟，成本低，結(jié)構(gòu)簡單，可靠性高。在現(xiàn)在的汽車市場中，手動變速器還是有一席之地的。液力自動變速器（AT）：液力自動變速器通常由液力變矩器和旋轉(zhuǎn)軸式變速器串聯(lián)組成。早期液力自動變速器的應(yīng)用范圍較窄，因為它的傳動效率低，油耗高，價格貴。20世紀(jì)70年代后，隨著汽車行業(yè)與科技的發(fā)展，自動變速器有了跨越式的發(fā)展。20世紀(jì)90年代后，AT已經(jīng)發(fā)展為機電液一體的自動變速器，應(yīng)用范圍得到了更大的提高。20世紀(jì)末，美國城市客車全部應(yīng)用AT。電子控制機械式自動變速器(AMT):AMT結(jié)構(gòu)相對簡單，重量輕。相對AT，AMT移除了離合器踏板。機械無級變速器（CVT）:機械無級變速器通的主要組成部件為滑輪和鋼帶。CVT可以使傳動比可以任意變化。這樣汽車可以進行平穩(wěn)換擋，也可以降低油耗，改善燃油經(jīng)濟性。除此之外，CVT不需要切斷動力，舒適性更好，超車加速性好。雙離合自動變速器（DCT）：DCT由濕式多片離合器，齒輪變速器，自動換擋機構(gòu)，電控液壓系統(tǒng)組成。裝有DCT的汽車換擋更時間非常短，但是成本相對而言比較高。雖然現(xiàn)在自動變速器很流行，但是從市場的需求來說，手動變速器仍然是必不可少的存在。手動變速器成本低，制造工藝熟練，可靠性高，我研究6檔手動變速器。1.2變速器的功用和要求變速器主要是作用的根據(jù)駕駛員的需求改變扭矩還有轉(zhuǎn)速以使汽車達到最合適的行駛工況。變速器還提供了空檔和倒檔。變速器可以功率的輸出。對于變速器提出的要求如下：1選擇合適合理的傳動比和檔數(shù)來提高汽車的燃油經(jīng)濟性和動力性。2變速器工作可靠，在變速器工作的過程中不會產(chǎn)生脫檔。3操縱輕便，換擋輕松并且在換擋過程中的沖擊小4質(zhì)量輕，體積小，成本低5傳動效率高。通過合理的進行潤滑或者提高齒輪的精度來提高傳動效率。6噪聲小。選擇合理的齒輪類型，合適的加工工藝可減小噪聲。7使用壽命長，制造方便8設(shè)置動力輸出裝置2變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定2.1固定軸式變速器固定軸式變速器中兩軸式變速器和中間軸式變速器應(yīng)用較為廣泛。兩軸式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)尺寸小等優(yōu)點。由于兩軸式變速器檔位的傳遞都是通過一對齒輪傳遞動力，因此兩軸式變速器的傳動效率較高，噪聲較低。但是兩軸式變速器和中間軸式變速器相比存在一定的缺陷。兩軸式變速器沒有直接檔，高檔工作時工作噪聲大。另外考慮到變速器箱體在汽車中所占空間的大小不能很大，兩軸式變速器的一檔速比不能設(shè)計的很大以滿足變速器箱體的尺寸要求。另外兩軸式變速器和中間軸式變速器相比，兩軸式變速器的輸入軸和輸出軸轉(zhuǎn)動方向相反，而中間軸式變速器的輸入軸和輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同。[1]中間軸式變速器在發(fā)動機前置前驅(qū)或后置后驅(qū)的汽車上應(yīng)用廣泛。變速器第一軸左端安裝在飛輪上，軸上的花鍵處裝離合器，第二軸和萬向節(jié)相連接傳動系統(tǒng)。與兩軸式變速器相比，中間軸式變速器傳動效率高，噪聲低。特別是在直接檔位，變速器的齒輪和軸承還有中間軸均不承受載荷。所以一般來說中間軸式變速器比兩軸式變速器的使用壽命長。另外中間軸式變速器通過2對齒輪傳遞動力，和2軸式變速器相比，大大的減小了變速器箱體的尺寸，一檔也可以有更大的傳動比。但是中間軸式變速器也有不足之處，除直接檔的其他各個擋位傳動效率相對偏低。圖2-1中間軸式六擋變速器傳動方案由于哈弗h6是前置四驅(qū)轎車，我采用中間軸式變速器布置方案。由于當(dāng)變速器處于一擋或倒擋工作時，傳動比會很大，齒輪上的作用力也會很大，因此中間軸式變速器的低擋與倒擋應(yīng)該設(shè)計在靠近軸的支承處附近，這樣軸的受力變形會大大減小，保證變速器正常工作。然后其他各個檔位的齒輪依次裝配在軸上，這樣既提高了變速器的使用壽命，保證了變速器的正常工作，又可以方便變速器齒輪的裝配。我采用圖2-1b的方案。2.2倒擋傳動方案下面7種設(shè)計是一些常見的換擋方案。方案b倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，減小了中間軸的長度，但是換擋時需要2對齒輪嚙合，增加了換擋的難度。方案c倒檔時可以有很大的傳動比但是換擋順序不好。方案d在方案c的基礎(chǔ)上進行了改善。方案e將一檔和倒檔齒輪做成一體。方案f全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔方便。方案g一檔和倒檔各需要一跟撥叉，使變速器的操縱機構(gòu)變得復(fù)雜。結(jié)合本設(shè)計，采用圖2-6f所示的傳動方案。圖2-2變速器倒擋傳動方案2.3齒輪形式的選擇本設(shè)計中一檔和倒檔采用直齒圓柱齒輪。其他各個擋位齒輪采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪具有制造簡便，沒有軸向力等有點。但是與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有更大的重合度，并且壽命長，工作時噪聲相對較低。通常在現(xiàn)代的變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。在低擋和倒擋時用直齒輪。在本設(shè)計中，除一擋和倒檔外，均采用斜齒輪傳動。2.4換擋機構(gòu)型式換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換擋結(jié)構(gòu)簡單，但換擋時齒齒輪受到很大沖擊，損壞快、容易脫擋、噪聲大。在變速器中很少采用支持滑動齒輪換擋。采用同步器換擋時換擋平穩(wěn)，噪聲低，并且縮短了換擋時間。但是同步器結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，難于制造。目前，同步器在變速器中應(yīng)用廣泛。通過嚙合套進行換擋，換擋路程短，齒輪不參加換擋，但換擋沖擊很大。目前通常在重型貨車變速器上使用。。本設(shè)計換擋機構(gòu)采用鎖環(huán)式同步器.。 2.5軸承形式的選擇軸承的主要用途是支撐軸，減小摩擦。軸承根據(jù)摩擦類型的不同分為滑動軸承和滾動軸承，其中滾動軸承根據(jù)類型的不同又分為圓錐滾子軸承，深溝球軸承，角接觸球軸承，滾針軸承等。滾動軸承和滑動軸承相比，滾動軸承有以下優(yōu)點。1摩擦系數(shù)小，效率高2軸向?qū)挾容^小。3潤滑簡單根據(jù)軸受到的軸向力和徑向力，本設(shè)計中采用深溝球軸承和圓錐滾子軸承。3變速器主要參數(shù)的選擇長/寬/高：4640/1825/1690(mm)發(fā)動機最大功率為110KW/5600r/min；最大扭矩為210N.m/2200-4500r/min最高車速：180km/h軸距：2680mm；前/后輪距：1565/1565mm輪胎規(guī)格：225/65R17整車整備質(zhì)量：1588kg；座位數(shù)：5個驅(qū)動橋速比：4.222其他相關(guān)參數(shù)可參考哈弗H62016款1.5TMT車型3.1擋數(shù)和傳動比變速器的檔位數(shù)一般在3~20之間，6擋以下。隨著檔位數(shù)的增多，汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性都會得到相應(yīng)的提高。檔位增加意味著需要更多的換擋撥叉，使換擋機構(gòu)變得復(fù)雜，也增加了成本。近年來，隨著環(huán)保越來越被重視，變速器有檔位數(shù)增多的趨勢，我設(shè)計的哈弗h6變速器是六擋手動變速器。選擇最低擋傳動比時，應(yīng)考慮汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速，主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑，汽車傳動系的傳動效率等因素。當(dāng)汽車爬陡坡時車速不高時，空氣阻力可忽略，最大驅(qū)動力等于滾動阻力及爬坡阻力之和。[2] (3.1) (3.2) 其中m汽車總質(zhì)量(kg)；g重力加速度(m/s)；ψmax道路最大阻力系數(shù)；rr驅(qū)動輪的滾動半徑(m)；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩(N.m)；i0主減速比；η汽車傳動系的傳動效率。由已知數(shù)據(jù)，滿載質(zhì)量=整車整備質(zhì)量+駕駛員及乘客質(zhì)量+行李質(zhì)量其中整車整備質(zhì)量為1588預(yù)估乘客質(zhì)量為70kg一人，一共5人，行李質(zhì)量預(yù)估為50kg因此滿載質(zhì)量為1988kg根據(jù)產(chǎn)品手冊可知設(shè)計車型的輪胎為225/65R17輪胎，滾動半徑rr=225×65%+17×25.4÷2=0.362mψmax=0.5,i0=4.222,η=0.96由公式1.2得ig≥4.143又由驅(qū)動車輪與路面的附著條件： (3.3)由上式可知變速器一檔的限制條件： (3.4)其中，G2汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)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。由已知條件：m=1988kg；rr=0.362m；Temax=210Nm；i0=4.222；η=0.96；φ=0.6由式1.4可得ig1≤4.972取直接檔傳動比ig6=1傳動比的計算公式為[2]： (3.5)其中igmax=1igmin=4.5根據(jù)式1-5，得q=0.740因此ig2=3.331ig3=2.466ig4=1.825ig5=1.351ig6=13.2中心距中心距越小，齒輪接觸應(yīng)力越大，相應(yīng)地齒輪的壽命越短。因此根據(jù)齒輪的接觸強度確定最小中心距。從軸承的布置方便和軸承之間的距離影響殼體強度方面考慮，中心距應(yīng)該取大一些。初選中心距可以根據(jù)經(jīng)驗公式進行設(shè)計。[1]A= (3.6)其中，KA為中心距系數(shù)。乘用車，KA=8.9~9.3；對商用車，KA=8.6~9.6；多擋變速器:KA=9.5~11；取k=10η為變速器的傳動效率Temax為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩.由1.6可得初始中心距A=96.81mm。3.3軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。影響軸向尺寸的因素主要由檔數(shù)，換擋機構(gòu)形式和齒輪形式。乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為（3.0-3.4）A商用車變速器殼體的軸向尺寸可以參考以下數(shù)據(jù)：四擋(2.2-2.7)A五擋(2.7-3.0)A六檔（3.2-3.5）A其中如果變速器中的檔數(shù)和同步器較多，中心距系數(shù)應(yīng)取所在范圍內(nèi)的最大值。為了更利于檢測，A最好取整數(shù)。取中心距系數(shù)為3.5于是L=3.5×97=339mm3.4齒輪參數(shù)3.4.1齒輪模數(shù)用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合JB111-60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。此外，乘用車變速器模數(shù)取值范圍為2.25-3.00對于高檔位 (3.7)對于低檔位 mm (3.8)一軸常嚙合齒輪模數(shù)六檔其中=201.6Nm=2.79根據(jù)汽車設(shè)計表3-2取2.75一檔直齒輪模數(shù)其中=為傳動比取4.5為傳動效率取0.96=3,19根據(jù)汽車設(shè)計表3-2得=3二檔齒輪模數(shù)=2.89根據(jù)汽車設(shè)計表3-2得=3三檔齒輪模數(shù)=2.61根據(jù)汽車設(shè)計表3-2得=2.5四檔齒輪模數(shù)=3.37根據(jù)汽車設(shè)計表3-2得=3五檔齒輪模數(shù)=3.01根據(jù)汽車設(shè)計表3-2得=2.75倒檔m和1檔接近本次設(shè)計m取3同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都取相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。本設(shè)計取2.5。3.4.2壓力角壓力角較小時，重合度增大，輪齒剛度減小，可以減小齒輪嚙合時的動載荷，傳動會更加平穩(wěn)，也減小了噪聲。壓力角較大時，齒輪的抗彎強度和接觸強度會提高。其中直齒輪的壓力角為28度時齒輪強度達到最大值，超過28度強度的基本不變，斜齒輪的壓力角為25度時齒輪強度最大，超過25度強度基本不變。所以就乘用車而言，壓力角應(yīng)取小壓力角，對于商用車，壓力角應(yīng)取大一些。本設(shè)計取所有齒輪壓力角為20度。3.4.3螺旋角斜齒輪的螺旋角影響著齒輪的噪聲，強度，軸向力。當(dāng)螺旋角較大時，齒輪的重合度增加，齒輪工作更加平穩(wěn)，噪聲更低，齒輪強度也會增加。但是當(dāng)齒輪螺旋角大于30度時，齒輪的抗彎強度會急劇下降，接觸強度會上升。所以如果想提高齒輪的抗彎強度，一般螺旋角選15度到25度；如果增加齒輪的接觸強度和重合度，螺旋角應(yīng)該取大一些。另外斜齒輪在工作時會產(chǎn)生軸向力，這些軸向力會作用到軸承上。因此在中間軸上斜齒輪的設(shè)計上，應(yīng)該使不同檔位的螺旋角旋向相反。這樣軸向力可以抵消。但是，如果中間軸上的軸向力不大時，可以將齒輪的螺旋角的旋向設(shè)計成一致的，這樣就簡化了工藝。一檔和倒檔時，中間軸軸上的軸向力不能抵消。但一檔和倒檔的使用頻率很小，所以是允許的，并且此時第二軸上沒有軸向力。中間軸式乘用車的螺旋角一般取22度到34度。3.4.4齒寬齒寬影響著變速器的軸向尺寸，質(zhì)量，齒輪強度等因素。齒寬小可以減小變速箱的長度，但會造成傳動不平穩(wěn)，齒輪工作應(yīng)力增加等影響。而寬的齒寬不但會使變速器的長度增加，而且會使齒輪受力不均，造成齒輪的承載能力下降等影響。對于齒寬的大小，通常根據(jù)下式來選。直齒b=(4.5~8.0)m，mm(3.9) 斜齒b=(6.0~8.5)m，mm(3.10)對于第一軸，齒寬可以去大一些以降低接觸應(yīng)力。對于模數(shù)相同的檔位，低檔位的齒輪齒寬可以取大一些。 3.4.5齒輪變位系數(shù)的選擇齒輪的變位是變速器齒輪的設(shè)計中必不可少的環(huán)節(jié)。通過齒輪的變位不但可以避免齒輪產(chǎn)生根切現(xiàn)象還可以用來配湊中心距，另外可以提高齒輪的強度，使齒輪的工作更加平穩(wěn)，耐磨、有更高的抗膠合能力，降低齒輪的噪聲。變位齒輪主要有兩種類型：齒輪的高度變位和角度變位。對于高度變位齒輪副，齒輪副的總變位系數(shù)的為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使小齒輪的齒根強度達到和大齒輪強度相接近。但是高度變位齒輪副有不足之處:高度變位不能同時增加一對齒輪的強度，降低噪聲的能力也不是很強。對于角度變位，它的齒輪副總變位系數(shù)之不等于零。角度變位繼承了高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。變速器是由幾對齒輪副安裝在軸上構(gòu)成的。各個檔位的齒輪副總齒數(shù)不一樣，會造成各個擋位的中心距不一樣。為保證各對齒輪有用樣的中心距，需要對齒輪進行變位。當(dāng)對齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，應(yīng)該在同時進行對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得更好的嚙合性能并且更容易達到傳動質(zhì)量指標(biāo)，因此角度變位在齒輪的設(shè)計中采用的較多。另外對斜齒輪傳動，可以選擇合適的螺旋角來滿足各個擋位中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作時，還承受沖擊負(fù)荷。對于高擋位齒輪，齒輪主要損壞狀況主要是是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)該選擇合適的變位系數(shù)來保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損。為提高接觸強度，應(yīng)使總變位系數(shù)取的大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。因此小齒輪的變位系數(shù)應(yīng)大于0。如果設(shè)計小齒輪時，小齒輪齒數(shù)取的很小會發(fā)生根切現(xiàn)象。此時小齒輪的抗彎強度會下降，重合度也會減小進而提高噪聲?？傋兾幌禂?shù)越小，齒輪的總厚度越薄，抗彎強度越低。但是小的變位系數(shù)有利于降低輪齒的剛度，使齒輪更加容易吸收沖擊振動，降低齒輪工作時產(chǎn)生的噪聲。另外，小的總變位系數(shù)還可以使齒形的重合度增加，利于降低噪聲。此外高的重合度會使齒輪工作時齒輪間力的作用點接近齒根，彎曲力矩減小，進而提高齒根強度。[1]3.4.6齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)主要影響齒輪的重合度，噪聲，齒輪強度等。小的齒頂高系數(shù)會使齒輪的重合度降低，導(dǎo)致齒輪工作時產(chǎn)生更大的噪聲，但此時齒輪的彎矩會減小，抗彎強度會增加。隨著加工工藝精度的提高，現(xiàn)在一般齒輪采用細(xì)高齒輪（包括中國），齒頂高系數(shù)一般規(guī)定為1.00。3.5各擋傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定在初選中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)已經(jīng)設(shè)計過的變速器檔位數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來合理分配各個檔位齒輪的齒數(shù)。1確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比 ’’(3.11) (3.12)其中A=96.81m=3乘用車中間軸式變速器一檔傳動比可取=3.5-3.8時中間軸上一檔齒輪可取=15-17=4.5得=65取=15則=502對中心距進行修正因為計算完齒數(shù)和以后，齒數(shù)取整之后使得中心距發(fā)生了變化，因此要對中心距進行修正。根據(jù)式1.12對中心距進行修正得A=97.5取整A=983對嚙合角進行修正4對齒輪進行變位總變位系數(shù)Inva'=0.019817+0.000237=0.00199Inva=0.0149查根據(jù)機械設(shè)計手冊表8.24進行變位置[4]變位系數(shù)圖8.245確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) (3.13) (3.14)將A=98=50=15=4.5初選β=30m=2,75代入求解式1.131.14得=26=36對一檔傳動比進行修正得 (3.15)得=4.61合格對螺旋角β進行修正得對一檔齒輪進行變位查機械設(shè)計手冊表得6確定其他各個檔位的齒數(shù)二檔齒輪齒數(shù)的確定初選二檔螺旋角β=22 (3.16)(3.17)其中A=98m=3β=22=26=36=3.331聯(lián)立式1.161.17得對傳動比進行修正得=3.308合格對螺旋角β進行修正得軸向力平衡從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)1.968-1.48=0.488<0.5當(dāng)上兩式之差小于0.5時可認(rèn)為軸向力平衡軸向力平衡合格對二檔齒輪進行變位查機械設(shè)計手冊表得三四五檔齒輪齒數(shù)確定的方法和二擋相同5確定倒擋齒輪的齒數(shù)倒檔齒輪（惰輪Z15）一般為21~23，取Z15=22Z14的齒數(shù)通常比一檔中間軸齒輪齒數(shù)略小取z14=14并且為了保證倒檔齒輪與二軸齒輪嚙合時不產(chǎn)生運動干涉，齒輪13和齒輪14的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，于是 (3.18) (3.19) (3.20)其中=1m=3=14根據(jù)式1.181.191.20得=47第二軸和倒擋軸之間的距離其中m=3=47Z15=22得A=103.5取104中間軸和倒擋軸之間的距離其中m=3=14Z15=22得A=54對齒輪1415進行變位查機械設(shè)計手冊表得對齒輪1315進行變位取整A=104Inva=0.0149Inva'=0.01777+（0.0017996-0.017777）=0.0180查機械設(shè)計手冊表得綜上所述倒擋齒輪變位為經(jīng)計算各個檔位齒輪參數(shù)如下表模數(shù)b變位系數(shù)齒根圓直徑齒頂圓直徑分度圓半徑齒數(shù)螺旋角壓力角傳動比一檔Z1136180.146144.14155.9675.38500204.61Z1236180.339.5451.3722.6215020二檔Z93618-0.12129.94143.4369.084320.99203.308Z1036180.1251.0664.5528.921820.9920三檔Z72．5615-0.1118.47130.1762.614623.31202.450Z82．56150.165.0375.8335.392623.3120四檔Z53618-0.03103.84117.3455.763327.41201.828Z636180.0377.1690.6642.242527.4120五檔Z32.75616.50.0189.62102.0048.223127.88201.341Z42.75616.5-0.0192.63105.0149.783227.8820六檔Z12.75616.50.0575.6087.9841.102629.55201Z22.75616.5-0.05106.65119.0356.903629.5520倒檔Z1338240.1134.78148.6670.84470204.65Z143822114020Z1538240.004558.5372.4033220203.6齒輪材料的選擇與強度校核3.6.1齒輪的損壞形式與材料的選擇變速器齒輪的損壞形式主要分四種情況：輪齒折斷，齒面疲勞剝落（點蝕），移動換擋齒輪端部破壞，齒面膠合。[7]齒輪折斷主要是由于齒輪在重復(fù)載荷的作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋在載荷不斷作用的情況下擴展的越來越大，彎曲折斷。在齒輪工作時，由于齒面的相互擠壓使得存在于齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓提高，導(dǎo)致裂縫擴展，齒面上出現(xiàn)塊狀剝落而成的麻點，這就是齒面點蝕。由于齒面點蝕的存在，齒形誤差越來越大，最后使齒輪折斷。當(dāng)采用移動齒輪換擋時，由于換擋時兩個嚙合的齒輪轉(zhuǎn)速不一樣，齒輪端部會產(chǎn)生沖擊載荷，使齒輪損壞。在齒輪工作時，一對嚙合齒輪之間高溫，齒面相對滑動大的地方的潤滑油膜會被破壞，這時，這對齒輪會直接接觸，齒面相互融合粘連，齒面沿滑動方向產(chǎn)生劃痕，這就是齒面膠合。在變速器中，齒面膠合損壞的情況很少。3.6.2齒輪材料的選擇齒輪材料的選擇基本要滿足以下三個條件（1）滿足工作條件的要求（2）合理選擇材料配對（3）考慮加工工藝及熱處理工藝不同用途的汽車變速器齒輪使用條件相似，齒輪所采用的材料，熱處理，加工，精度級別，支撐方式基本一致。本設(shè)計汽車齒輪材料采用40Cr，加工工藝為剃齒或磨齒精加工。齒面進行滲碳淬火，齒輪精度大于等于7級。3.6.3齒輪的強度計算（1）齒輪彎曲強度的計算對于直齒輪彎曲應(yīng)力(3.21)其中，彎曲應(yīng)力（MPa）；一圓周力（N），摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；b齒寬（mm）；t端面齒距（mm）；t=πm，m為模數(shù)y齒形系數(shù)；可查下圖齒形系數(shù)圖通過齒形系數(shù)圖可知各個檔位的齒形系數(shù)如下一檔y11=0.162y12=0.147倒擋y13=0.157y15=0.13y14=0.140四擋y5=0.139y6=0.136五檔y3=0.141y4=0.140六檔y1=0.135y2=0.130各個檔位計算載荷計算如下：一軸計算載荷中間軸計算載荷一檔齒輪二檔齒輪三擋齒輪四擋齒輪五檔齒輪中間軸到倒擋倒擋到第二軸對一檔直齒輪彎曲應(yīng)力進行校核將有關(guān)參數(shù)帶入1.21得當(dāng)計算載荷作用在第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一檔齒輪和倒擋齒輪的許用應(yīng)力為400-850MPa所以一檔的彎曲應(yīng)力合格對倒擋齒輪彎曲應(yīng)力進行校核倒擋齒輪彎曲應(yīng)力合格對于斜齒輪彎曲應(yīng)力（3.22）其中：——圓周力（N），；——計算載荷（N·mm）；——節(jié)圓直徑（mm）；——法向模數(shù)（mm）;為斜齒輪螺旋角；——應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；——齒面寬（mm）；——法向齒距，；——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖中查得；——重合度影響系數(shù)，=2.0。對常嚙合檔齒輪進行校核將有關(guān)參數(shù)代入公式1.22得當(dāng)計算載荷作用在第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪許用應(yīng)力取值范圍為180-350MPa所以常嚙合檔的彎曲應(yīng)力合格對五檔齒輪進行校核合格對四擋齒輪進行校核合格（2）輪齒接觸應(yīng)力 （3.23）其中，齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；F齒面上的法向力（N），；圓周力（N），；節(jié)點處的壓力角（°）取20°；齒輪螺旋角（°）；E齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??；b齒寬主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；直齒輪（3.24）（3.25）其中為主動齒輪節(jié)圓半徑為從動齒輪節(jié)圓半徑斜齒輪（3.26）（3.27）對一檔直齒輪進行校核當(dāng)將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表：齒輪MPa滲碳齒輪液體滲氮共滲齒輪一檔和倒檔1900——2000950——1000常嚙合齒輪和高檔1300——1400650——700當(dāng)作用在一軸上載荷時，各個檔位計算載荷如下：一軸計算載荷中間軸計算載荷一檔齒輪二檔齒輪三擋齒輪四擋齒輪五檔齒輪中間軸到倒擋倒擋到第二軸經(jīng)計算其他各個檔位接觸應(yīng)力如下表齒輪接觸應(yīng)力/MPa齒輪接觸應(yīng)力/MPaZ1常嚙合齒輪694.34Z13倒檔齒輪1040.36Z2673.61Z141472.87Z3五檔齒輪706.26Z151428.53Z4727.91Z5四檔齒輪750.23Z6773,.63各齒輪的接觸應(yīng)力表倒擋齒輪接觸應(yīng)力小于1900MPa常嚙合檔接觸應(yīng)力小于1300MPa符合要求3.7軸的設(shè)計計算3.7.1軸的結(jié)構(gòu)與尺寸設(shè)計根據(jù)經(jīng)驗公式初選第一軸花鍵部分直徑（3.28）將已知參數(shù)代入K=4.0-4.6=210Nm得d=23.78-27.34mm取d=25mm第二軸和中間軸中部直徑可按下式選取d=0.45A（3.29）將A=98帶入得d=0.45A=0.4598=44.1mm又知軸的最大直徑d和支撐間距離L比值：對于中間軸和第一軸dL=0.16-0.18（3.30）取298mm取120mm對于第二軸dL=0.18-0.21（3.31）取268mm根據(jù)下式初選第二軸各個檔位的直徑：（3.32）其中C通常取100=210NmI為傳動比為傳遞效率取0.96=30.47mm=30.58mm=37.26mm=41.18mm=45.99mm=46.13mm考慮到軸的強度第二軸上各個檔位軸的直徑設(shè)計如下=40mm=42mm=45mm=48mm=45mm=42mm中間軸上各個檔位齒輪軸的直徑如下=35mm=38mm=40mm=42mm=45mm=37mm=32mm3.7.2軸的剛度驗算變速器在工作時受圓周力，徑向力，軸向力的作用，因此軸要同時時承受彎矩和扭矩。軸要有一定的剛度，因為剛度強度不足會引起軸彎曲變形，導(dǎo)致齒輪不能正常嚙合，降低齒輪的使用壽命。需要對軸的剛度強度進行校核。軸的剛度驗算由于第一軸常嚙合齒輪副離支點很近，負(fù)荷小，因此不需要校核一軸的剛度。可以根據(jù)下列公式進行軸的剛度校核[7]（3.33）（3.34）（3.35）其中：——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；——彈性模量（MPa），=2.1×MPa；——慣性矩（mm4），對于實心軸，；——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；——支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。變速器一檔時二軸和中間軸的剛度校核第二軸上一檔直齒輪：圓周力（3.36）徑向力（3.37）軸向力中間軸上常嚙合齒輪圓周力（3.38）徑向力（3.39）軸向力（3.40）中間軸上一檔齒輪圓周力徑向力軸向力二軸強度校核=10652.4N=3877.16Na=191mmb=77mmL=268mmd=45mm一檔時二軸強度符合要求中間軸一檔處校核=11322.67N=4121.15Na=221mmb=77mmd=37mmL=298mm中間軸常嚙合檔處校核=4477.22N=1873.23Na=23.25mmb=274.75mmd=35mml=298mm中間軸強度校核合格運用matlab進行計算各個擋位下面為二檔二軸matlab運算過程其他檔位計算方法與一檔相同，通過matlab計算結(jié)果如下二檔8287.85N3230.93N3179.75N0.0230.0610.0650.0000098809.44N3434.26N3379.86N0.0430.1110.1190.00006三檔6772.83N2684.20N2918.24N0.0250.0620.0670.000077198.95N2853.08N3101.85N0.0490.1240.1330.00004四擋5673.97N2326.32N2942.36N0.0120.0390.0410.00036030.92N2472.67N3127.47N0.0390.0950.1020.0004五檔4815.00N1982.64N2547.26N0.0090.0220.0240.00025117.95N2107.39N2707.53N0.0310.0750.0810.0004倒擋10737.73N3908.21N00.0060.0160.0170.000212131.43N4415.48N00.0190.0520.0550.0008二三四五倒擋時第二軸和中間軸剛度符合要求3.7.3軸的強度計算變速器軸的強度校核從第二軸開始。第二軸前部分通過軸承支撐在一軸上，后端也用軸承安裝在殼體上?？蓪⒍S簡化成兩端鉸支的梁，前后支點各為軸承的中心。一檔時二軸強度校核：通過受力分析得水平面上最大彎矩：（3.41）垂直面上最大彎矩：（3.42）合彎矩也是兩條直線，其最大值：（3.43）一檔時二軸上的受力扭矩為T=798.93Nm由于是單向旋轉(zhuǎn)，可以把轉(zhuǎn)矩當(dāng)成脈動循環(huán)因此，二軸上的當(dāng)量彎矩最大值為：（3.44）一檔時二軸的危險截面在二軸齒輪中心處，此處抗彎截面系數(shù)為[8]：（3.45）于是應(yīng)力為：（3.46）一檔時二軸強度合格中間軸一檔齒輪處強度校核：通過受力分析得水平面上最大彎矩：垂直面上最大彎矩：合彎矩也是兩條直線，其最大值：一檔時中間軸上的受力扭矩為：T=254.76Nm由于是單向旋轉(zhuǎn)，可以把轉(zhuǎn)矩當(dāng)成脈動循環(huán)因此，二軸上的當(dāng)量彎矩最大值為：一檔時中間軸的危險截面在一檔軸齒輪中心處或常嚙合齒輪中心處，一檔齒輪處抗彎截面系數(shù)為：于是應(yīng)力為：中間軸一檔齒輪處強度合格中間軸常嚙合齒輪處強度校核：通過受力分析得水平面上最大彎矩：垂直面上最大彎矩：合彎矩也是兩條直線，其最大值：一檔時中間軸上的受力扭矩為：T=254.76Nm由于是單向旋轉(zhuǎn)，可以把轉(zhuǎn)矩當(dāng)成脈動循環(huán)因此，二軸上的當(dāng)量彎矩最大值為：一檔時中間軸的危險截面在一檔軸齒輪中心處或常嚙合齒輪中心處，常嚙合齒輪處抗彎截面系數(shù)為：于是應(yīng)力為：中間軸常嚙合齒輪處強度合格至此，一檔時中間軸強度合格二檔三檔時第二軸和中間軸強度計算結(jié)果如下第二軸（MPa）中間軸（MPa）二擋98.2882.50三檔79.2296.54倒擋73.54108.53由上表可知，二擋三檔倒擋時第二軸和中間軸強度合格3.8軸承的選擇與校核3.8.1軸承的選擇軸承的主要用途是支撐軸，減小摩擦。軸承根據(jù)摩擦類型的不同分為滑動軸承和滾動軸承，其中滾動軸承根據(jù)類型的不同又分為圓錐滾子軸承，深溝球軸承，角接觸球軸承，滾針軸承等。[7]滾動軸承和滑動軸承相比，滾動軸承有以下優(yōu)點。1摩擦系數(shù)小，效率高2軸向?qū)挾容^小。3潤滑簡單根據(jù)軸受到的軸向力和徑向力，本設(shè)計中第一軸采用6205深溝球軸承，第二軸同樣采用6207深溝球軸承，中間軸采用1對30206圓錐滾子軸承。3.8.2軸承的校核1軸承的預(yù)期壽命：（3.47）我設(shè)計的本車=180（3.48）對于乘用車S取302對第一軸深溝球軸承6205進行校核（1）對于深溝球6205軸承，查機械設(shè)計手冊得=14.0KN=7.88KN（2）計算當(dāng)量動載荷P查機械設(shè)計手冊表得e=0.38查機械設(shè)計手冊表得y=1.15x=0.56汽車變速器沖擊載荷系數(shù)取值范圍是1.3-1.8本設(shè)計取1.3（3.49）本設(shè)計變速器一軸轉(zhuǎn)速為n=3000r/min(3)軸承壽命的計算（3.50）滾子軸承壽命系數(shù)n取3000r/min帶入1.50得各個檔位的使用頻率如下使用頻率預(yù)期壽命一檔0.5%13.89h二擋2%55.56h三檔4%111.11h四擋18.5%513.89h五檔26%722.22h六檔49%1361.11h第一軸軸承合格3對第二軸深溝球軸承6207進行校核(1)各個檔位支點上，的計算（3.51）對于一檔對于二檔對于三檔對于四檔對于五檔(2)各個檔位軸成壽命的校核一檔壽命的校核對于深溝球6205軸承，查機械設(shè)計手冊得=25.5KN=15.2KN一檔時查機械設(shè)計手冊表得e=0.19汽車變速器沖擊載荷系數(shù)取值范圍是1.3-1.8本設(shè)計取1.3轉(zhuǎn)速n=n/Ii為傳動比二擋三檔四擋五檔倒擋的計算結(jié)果如下：二檔：三檔：四檔：五檔：4對中間軸30206圓錐滾子軸承進行校核(1)各個檔位支點上，的計算對右支點取力矩之和為0得對于一檔（3.52）將已知量帶入得=1969.39N由受力平衡得（3.53）將已知量代入得=4024.99N二擋=3094.8N=2212.69N三檔=3097.72N=1628.59N四檔=3390.01N=955.89N五檔=3313.55N=667.07N（2）各個檔位軸承壽命的校核一檔軸承壽命的校核根據(jù)機械設(shè)計手冊表得30206軸承Y=1.6e=0.37中間軸左端軸承：=1969.39N右端軸承：=4024.99N根據(jù)圓錐滾子軸承內(nèi)部軸向力：（3.54）得中間軸左端軸承內(nèi)部軸向力：右端軸承軸向力：根據(jù)軸的平衡關(guān)系確定2個軸承的軸向力：對于左端軸承：汽車變速器沖擊載荷系數(shù)取值范圍是1.3-1.8本設(shè)計取1.3當(dāng)量動載荷：軸承壽命：合格對于右端軸承：查機械設(shè)計手冊表得：X=0.4