兩軸式變速器課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

11.1概述 11.1.1汽車變速器的設(shè)計(jì)要求 11.1.2國(guó)內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 21.2設(shè)計(jì)的內(nèi)容及方法 2 32.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 32.1.1變速器傳動(dòng)方案分析與選擇 32.1.2倒檔布置方案 32.1.3零部件結(jié)構(gòu)方案分析 42.2變速器操縱機(jī)構(gòu)布置方案 52.2.1概述 52.3本章小結(jié) 6 73.1變速器主要參數(shù)的選擇 73.1.1檔數(shù) 73.1.2傳動(dòng)比范圍 73.1.3變速器各檔傳動(dòng)比的確定 73.1.4中心距的選擇 3.1.5變速器的外形尺寸 3.1.6齒輪參數(shù)的選擇 3.1.7各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算 3.1.8變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 3.19總結(jié)各檔齒輪參數(shù) 3.2變速器齒輪強(qiáng)度校核 3.2.1齒輪材料的選擇原則 3.2.2變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 3.2.3輪齒接觸應(yīng)力校核 213.2.4倒檔齒輪的校核 253.3軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì) 3.3.1初選軸的直徑 273.4軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 3.4.1軸的剛度計(jì)算 283.4.2軸的強(qiáng)度計(jì)算 3.5軸承選擇與壽命計(jì)算 3.5.1輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 403.5.2輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 413.6本章小結(jié) 444.1同步器設(shè)計(jì) 4.1.1同步器的功用及分類 4.1.2慣性式同步器 444.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 454.1.4主要參數(shù)的確定 464.2變速器殼體 4.3本章小結(jié) 49 1隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢(shì)。而變速器設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。因此它的性能影響到汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對(duì)轎車而言，其設(shè)計(jì)意義更為明顯。在對(duì)汽車性能要求越來(lái)越高的今天，車輛的舒適性也是評(píng)價(jià)汽車的一個(gè)重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計(jì)不合理，將會(huì)使汽車的舒適性下降，使汽車的運(yùn)行噪聲增大，影響汽車的整體性。汽車傳動(dòng)系是汽車的核心組成部分。其任務(wù)是調(diào)節(jié)、變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，將動(dòng)力有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng)車輪，以滿足汽車的使用要求[1]。變速器是完成傳動(dòng)系任務(wù)的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結(jié)構(gòu)要求對(duì)汽車的動(dòng)力性、燃料經(jīng)濟(jì)性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設(shè)計(jì)趨勢(shì)是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽車變速器的設(shè)計(jì)工作開(kāi)始之前，首先要根據(jù)變速器運(yùn)用的實(shí)際場(chǎng)合來(lái)對(duì)一些主要參數(shù)做出選擇。主要參數(shù)包括中心距、變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數(shù)、各檔齒輪的齒數(shù)等。變速器的基本設(shè)計(jì)要求[2]:保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性；設(shè)置空檔，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸；設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛；換檔迅速、省力、方便；工作可靠，汽車行駛過(guò)程中，變速器不得有跳檔、亂檔，以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn)；工作效率高，噪聲?。唤Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、方案合理；在滿載及沖擊載荷條件下，使用壽命長(zhǎng)；除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)有兩種分類方法。根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：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。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前2置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。1.1.2國(guó)內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀目前，國(guó)內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展十分迅速，普遍研究和采用電控自動(dòng)變速器，這種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、以及更高的行車安全性[3]。但是駕駛員失去了駕駛樂(lè)趣，不能更好的體驗(yàn)駕駛所帶來(lái)的樂(lè)趣。機(jī)械式手動(dòng)變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的駕駛樂(lè)趣等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。在檔位的設(shè)置方面，國(guó)外對(duì)其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來(lái)愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢(shì)。同時(shí)，6檔變速器的裝車率也在日益上升[4]。1.2設(shè)計(jì)的內(nèi)容及方法本次設(shè)計(jì)的變速器是在原有7220變速器的基礎(chǔ)上，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。1、對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析。通過(guò)比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點(diǎn)，以及所設(shè)計(jì)車輛的特點(diǎn)，確定傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置形式。2、變速器主要參數(shù)的選擇變速器主要參數(shù)的選擇：檔數(shù)、傳動(dòng)比、中心距、齒輪參數(shù)等。3、變速器齒輪強(qiáng)度的校核變速器齒輪強(qiáng)度的校核主要對(duì)變速器的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。4、軸的基本尺寸的確定及強(qiáng)度計(jì)算。對(duì)于軸的強(qiáng)度計(jì)算則是對(duì)軸的剛度和強(qiáng)度分別進(jìn)行校核。對(duì)變速器軸的支撐部分選用圓錐磁子軸承，壽命計(jì)算是按汽車的大修里程來(lái)衡量，轎車的為30萬(wàn)公里。本次設(shè)計(jì)主要是查閱近幾年來(lái)有關(guān)國(guó)內(nèi)外變速器設(shè)計(jì)的文獻(xiàn)資料，結(jié)合所學(xué)專業(yè)知識(shí)，在老師的正確指導(dǎo)下進(jìn)行設(shè)計(jì)。通過(guò)比較不同方案和方法選取最佳方案進(jìn)行設(shè)計(jì)，計(jì)算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對(duì)其進(jìn)行校核計(jì)算；同時(shí)對(duì)同步器、換檔操縱機(jī)構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進(jìn)行分析設(shè)計(jì)；另外，對(duì)現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)、完善。3第2章變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。機(jī)械式變速器傳動(dòng)機(jī)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。其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點(diǎn)。此外，各中間檔因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)，故傳動(dòng)效率高，同時(shí)噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在工作時(shí)齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè)計(jì)的很大。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)直接輸出動(dòng)力。而中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。其特點(diǎn)是：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，此時(shí)噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。對(duì)不同類型的汽車，具有不同的傳動(dòng)系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對(duì)整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同[S]。而傳動(dòng)系的檔位數(shù)與汽車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的聯(lián)系。就動(dòng)力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率的機(jī)會(huì)，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產(chǎn)率，降低運(yùn)輸成木。不過(guò)，增加檔數(shù)會(huì)使變速器機(jī)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。綜上所述，由于此次設(shè)計(jì)的CA7220變速器是中檔轎車變速器，驅(qū)動(dòng)形式屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)，且可布置變速器的空間較小，對(duì)變速器的要求較高，要求運(yùn)行噪聲小，設(shè)計(jì)車速高，故選用二軸式變速器作為傳動(dòng)方案。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。常見(jiàn)的倒檔布置方案如圖2.1所示。圖2.1b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪，4縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難；圖2.1c方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理；圖2.1d方案對(duì)2.1c的缺點(diǎn)做了修改；圖2.le所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)；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。綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動(dòng)采用圖2.1f所示方案。rc?圖2.1倒檔布置方案2.1.3零部件結(jié)構(gòu)方案分析變速器用齒輪有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，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)全部選用斜齒輪。變速器齒輪可以與軸設(shè)計(jì)為一體或與軸分開(kāi)，然后用花鍵、過(guò)盈配合或者滑動(dòng)支承等方式之一與軸連接。齒輪尺寸小又與軸分開(kāi)，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度b(圖2.2)影響齒輪強(qiáng)度[0]。要求尺寸b應(yīng)該大于或等于輪齒危險(xiǎn)斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸C,些，至少滿足尺寸要求：C=(1.2～1.4)d,在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大為了減小質(zhì)量，輪輻處厚度δ應(yīng)在滿足強(qiáng)度條件下設(shè)計(jì)得薄些。圖2.2中的尺寸D5可取為花鍵內(nèi)徑的1.25～1.40倍。圖2.2變速器齒輪尺寸控制圖齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在R,0.80～R,0.40μm范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精度不低于7級(jí)。變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)。當(dāng)變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個(gè)滾動(dòng)軸承有困難時(shí)，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動(dòng)。用移動(dòng)齒輪方式實(shí)現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，應(yīng)選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動(dòng)靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開(kāi)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(guò)軸與齒輪內(nèi)孔之間的過(guò)盈配合和鍵固定在軸上。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的齒輪與軸之間，常設(shè)置有滾針軸承、滑動(dòng)軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。此時(shí)，軸的表面粗糙度不應(yīng)低與R,0.8μm,硬度不低于58～63HRC。因漸開(kāi)線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開(kāi)線花鍵的齒短，小徑相對(duì)增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開(kāi)線花鍵連接。倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸，并由螺栓固定。由上述可知，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(kāi)線花鍵，所以設(shè)計(jì)時(shí)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(wèn)題。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(dòng)軸套等。6滾針軸承、滑動(dòng)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(duì)運(yùn)動(dòng)變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，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由于本設(shè)計(jì)的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計(jì)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。章主要簡(jiǎn)要分析了各類型機(jī)構(gòu)的優(yōu)缺點(diǎn)，并針對(duì)所設(shè)計(jì)的變速器的類型、特點(diǎn)、及功用，對(duì)變速器的傳動(dòng)方式及主要零件的形式，做出了初步的選擇，為后期的設(shè)計(jì)工作打下基礎(chǔ)。7第3章變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算本次設(shè)計(jì)是在給定主要整車參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，整車主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所示：表3.1CA7220整車主要技術(shù)參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速總質(zhì)量最高車速車輪型號(hào)對(duì)應(yīng)輪胎半徑r近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用4～5個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)檔。商用車變速器采用4～5個(gè)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。檔數(shù)選擇的要求：1、相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)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(jì)的轎車變速器為4檔變速器。變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0;有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為0.7～0.8。影響最低檔傳動(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)量輕些的商用車在5.0~8.0之間，其它商用車則更大。本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為0.78。3.1.3變速器各檔傳動(dòng)比的確定1、主減速器傳動(dòng)比的確定8n發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min):r車輪滾動(dòng)半徑(m):2、最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算i。主減速器傳動(dòng)比；i。變速器傳動(dòng)比；9由公式(3.2)得：所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是：初選一檔傳動(dòng)比為3。3、變速器各檔速比的配置按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即：i?=i?q==1.222×1.567=1.915A變速器中心距(mm); 發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為130(N·m); 變速器一檔傳動(dòng)比為3.00; 變速器傳動(dòng)效率，取96%。A=(8.9~9.3)×3√130×3×0.96=(8.9-9.3)×7.193=64.0177~66.8949mm微型客車變速器的中心距在60～80mm范圍內(nèi)變化。初取A=68mm。3.1.5變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：L=(3.0～3.4)A=(3.0～3.4)×68=204~231.2mm初選長(zhǎng)度為230mm。選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(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，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車，減少工作表3.2汽車變速器齒輪的法向模數(shù)乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量m。/tm。>14模數(shù)m,/mm轎車模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表3.2選取各檔模數(shù)為m,=2.5,由2、壓力角α國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°,所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器b=k,m,=7.8×2.5=19.5mm5、齒頂高系數(shù)3.1.7各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)m,=2.5取整得51。轎車z?可在12～17之間選取，取13,則z,=38。1-一檔主動(dòng)齒輪2-一檔從動(dòng)齒輪3-二檔主動(dòng)齒輪4-二檔從動(dòng)齒輪5-三檔主動(dòng)齒輪6三檔從動(dòng)齒輪7-四檔主動(dòng)齒輪8-四檔從動(dòng)齒輪9-五檔主動(dòng)齒輪10-五檔從動(dòng)齒輪11-倒檔主動(dòng)齒輪2、對(duì)中心距A進(jìn)行修正取整得A?=70mm,A?為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。3、二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定將數(shù)據(jù)代入(3.6)、(3.7)兩式，所以二檔傳動(dòng)比為：4、計(jì)算三檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比5、計(jì)算四檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比6、計(jì)算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為z?=23,合不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉齒輪11和齒輪13滿足以下公式：輸入軸齒輪齒數(shù)zμ=11,為保證倒檔齒輪的嚙的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即z??=37,則倒檔傳動(dòng)比為：輸入軸與倒檔軸之間的距離：取A1=46輸出軸與倒檔軸之間的距離：取A"=80.3.1.8變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；降低齒輪的嚙為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。本次設(shè)計(jì)螺旋角定為：一檔至四檔22。根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)及相關(guān)圖表得：倒檔211、一檔齒輪的變位時(shí)，查得總變位系數(shù)Xx=0.522變位系數(shù)分配為X?=0.324X?=0.1982、二檔齒輪的變位當(dāng)Ao=70β=22°Z?=16Z?=35時(shí)，查得總變位系數(shù)Xx=0.522變位系數(shù)分配為X?=0.311X?=0.2113、三檔齒輪的變位變位系數(shù)分配為Xs=0.2964、四檔齒輪的變位變位系數(shù)分配為Xg=0.2346、倒檔齒輪的變位變位系數(shù)分配為Xu=0.17變位系數(shù)分配為X??=0.033.1.9總結(jié)各檔齒輪參數(shù)Z?=20X?=0.226Z?=24Xg=0.252Z?=31時(shí)，查得總變位系數(shù)Xx=0.522Zg=27時(shí)，查得總變位系數(shù)Xz=0.522Z?=29Z?o=22時(shí)，查得總變位系數(shù)Xx=0.522X1o=0.288Z?=11Z??=23時(shí)，查得總變位系數(shù)Xx=0.200X??=0.03Z??=23Z??=37時(shí)，查得總變位系數(shù)Xz=-0.12X??=-0.15一檔齒輪二檔齒輪三檔齒輪四檔齒輪倒檔齒輪主動(dòng)從動(dòng)主動(dòng)從動(dòng)主動(dòng)從動(dòng)主動(dòng)從動(dòng)輸入齒輪倒檔齒輪輸出齒輪齒數(shù)分度圓直徑42.5齒頂高522535555齒根高58855全齒高555齒頂圓直徑41.5449.5889.5933593.89齒根圓直徑297.289.149.1676684.02節(jié)圓直徑043.9296.08085.10826488.693.2變速器齒輪強(qiáng)度校核(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，以獲得要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20C,MnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。齒輪彎曲強(qiáng)度校核(斜齒輪)T。計(jì)算載荷(N·mm);b——齒面寬(mm);在齒形系數(shù)圖3.2中查得；在齒形系數(shù)圖3.2中查得；=m+?圖3.2齒形系數(shù)圖將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式(3.15),整理得到T?=140×103N·mm;β=22;K。=1.5;m,=2.5mm;K。=7.0;X?=0.324;查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.153,把以上數(shù)從動(dòng)齒輪：,查齒形系數(shù)圖3.2(2)二檔齒輪校核主動(dòng)齒輪：,查齒形系數(shù)圖3.2主動(dòng)齒輪：9,查齒形系數(shù)圖3.2(4)四檔齒輪的校核主動(dòng)齒輪：從動(dòng)齒輪：,查齒形系數(shù)圖3.2,查齒形系數(shù)圖3.2,(5)五檔齒輪的校核主動(dòng)齒輪：查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.162,把以上數(shù)n;β=22;K?=1.5;m,=2.5mm查齒形系數(shù)圖3.2查齒形系數(shù)圖3.29對(duì)于轎車當(dāng)計(jì)算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)，其許用應(yīng)力不超過(guò)180~350MPa,以上各檔均合適。 輪齒接觸應(yīng)力(MPa);F——齒面上的法向力(N),T。計(jì)算載荷(N·mm);d為節(jié)圓直徑(mm);C節(jié)點(diǎn)處壓力角，β為齒輪螺旋角；b齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm);9 主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(表3.3變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪650-700將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核T?=140×103N·mm;a=20;β=22°;E=2.06×10?MPa;由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入(3.17)可得.同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入(3.17)可得：同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入(3.17)可得：同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入(3-17)可得：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(jì)算倒檔輸入齒輪：,查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.132,把以上數(shù)2、齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計(jì)算19同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入(3-17)可得：3.3軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)在已知兩軸式變速器中心距A時(shí)，軸的最大直徑d和支承距離L的比值可在以下輸入軸花鍵部分直徑d(mm)可按下式初選?。篢mx——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N.m)。初選輸入、輸出軸支承之間的長(zhǎng)度L=270mm。[t]軸的許用剪應(yīng)力(MPa);P.發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率(kw);n發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速(r/min)。將有關(guān)數(shù)據(jù)代入(3.22)式，得：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(jì)如圖3.3、3.4所示：圖3.3輸入軸各部分尺寸圖3.4輸出軸各部分尺寸3.4軸的強(qiáng)度驗(yàn)算3.4.1軸的剛度計(jì)算對(duì)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(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖3.5所示，若軸在垂直面內(nèi)撓度為f。,在水平面內(nèi)撓度為f,F 齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N):E——彈性模量(MPa),E=2.1×10?MPa;I——慣性矩(mm?),對(duì)于實(shí)心軸，I=ml?/64;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)。f=√f2+f?2≤0.2mm齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)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F=Ftanβ=7988046×tan22=322738N輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=23mm;b=231.24mm;L=254.24mm;d=35.5mm,(3.24)、(3.25)得到：把有關(guān)數(shù)據(jù)代入(3.23)、輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)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：F?=F?tanβ?=649029×tan22°=262225N輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=76.74mm;b=177.5mm;L=2(3.24)、(3.25)得到：把有關(guān)數(shù)據(jù)代入(3.23)、=0.01680<[f]=0.05～0.10mm輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)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：=0.02468<[f]=0.05～0.10mm三檔工作時(shí)：F?=F?tanβ?=519223×tan22=209780N輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=100.24;b=154mm;L=254.2(3.24)、(3.25)得到：把有關(guān)數(shù)據(jù)代入(3.23)、輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)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,(3.24)、(3.25)得到：=0.03072<[f]=0.05～0.10mmF?=F?tanβ?=432686×tan22°=174816N輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=153.99mm;b=100.25mm(3.23)、(3.24)、(3.25)得到：把有關(guān)數(shù)據(jù)代入=0.00298<[fx]=0.05～0.10mm輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)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：=0.03503<[f]=0.05～0.10mmmmFs=Fstanβ?=358085×tan22=144676N輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)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：=0.00083<[f.]=0.05～0.10mm輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)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：=0.0322<[f]=0.05～0.10mmF=Ftanβ=950555×tan21=364884N輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：(3.24)、(3.25)得到：把有關(guān)數(shù)據(jù)代入(3.23)、=0.0192<[f]=0.05~0.10mmm輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)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：=0.0219<[f]=0.05～0.10mm由以上可知道，變速器在各檔工作時(shí)均滿足剛度要求。3.4.2軸的強(qiáng)度計(jì)算變速器在一檔工作時(shí)：對(duì)輸入軸校核：F=Ftanβ=7988046×tan22°=322738N已知：a=23mm;b=231.24mm;L=254.24mm;d=35.5mm,1、垂直面內(nèi)支反力軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.6所示：平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩M?、Mm。軸在轉(zhuǎn)矩T和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為d軸的直徑(mm),花鍵處取內(nèi)徑；將數(shù)據(jù)代入(3.29)式，得：118434.881F?=Ftanβ=7988046×tan22°=322738N已知：a=25.25mm;b=231.24mm;L=256.49mm;d=43mm把以上數(shù)據(jù)代入(3.29),得：3.5軸承選擇與壽命計(jì)算軸承的使用壽命可按汽車以平均速度v行駛至大修前的總行駛里程S來(lái)計(jì)算，對(duì)于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬(wàn)公里，貨車和大客車25萬(wàn)公里。3.5.1輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算1、變速器一檔工作時(shí)F?=313574N,Fa=322738N軸承內(nèi)部軸向力：查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=1.6s?+F=891.27+322738=411865N>s?=88.65N所以F=891.27NF?=s?+F=891.27+322738=411865N計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷p查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到e=0.3查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得至查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得至當(dāng)量動(dòng)載荷：P=f,(xF,+yF)fp=1.2p?=1.2×(0.4×2852063+1.6×891.27)=3080229Np?=1.2×(0.4×283.677+1.6×411865)=8043973N車型檔位數(shù)最高檔傳動(dòng)比變速器檔位ⅡⅢV轎車普通級(jí)以下3143418中級(jí)以上31424352452查表3.4可得到該檔的使用率，所以：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(jì)算1、初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇軸承型號(hào)為：右軸承采用30205型號(hào)C。=37KN,C,=32.2KN左軸承采用30208型號(hào)C。=74KN,C,=63KN變速器一檔工作時(shí)：一檔齒輪上力為：F=313574N,F=322738N軸承內(nèi)部軸向力：查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=1.6F=891.27NF?=s?+F?=891.27+322738=411865N2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷p查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到e=0.37x=0.4查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：y=1.6P=f,(xF,+yF?)fp=1.2p?=1.2×(1×2852063+0×891.27)=34224756Np?=1.2×(0.4×2852063+1.6×411865)=8043973N查表3.4可得到該檔的使用率，于是624.38h>3120×0.5%=15.6h所以軸承壽命滿足要求。3.6本章小結(jié)本章主要對(duì)變速器的主要參數(shù)進(jìn)行了選擇，基本上完成了變速器主要尺寸的計(jì)第4章變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計(jì)4.1.1同步器的功用及分類不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下(即角速度相等)換檔的缺點(diǎn)，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)(1)鎖環(huán)式同步器結(jié)松如圖4.1所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是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。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，且端部均為斜面稱為鎖止面。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分(2)鎖環(huán)式同步器工作原理失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開(kāi)，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力作用下通過(guò)鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合(圖4.2b),完成同步換檔。1、4-鎖環(huán)(同步環(huán))2-滑塊3-彈簧圈5、8-齒輪6-嚙合套座7-嚙合套圖4.1鎖環(huán)式同步器(a)同步器鎖止位置(b)同步器換檔位置1-鎖環(huán)2-嚙合套3-嚙合套上的接合套4-滑塊圖4.2鎖環(huán)式同步器的工作原理鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點(diǎn)，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會(huì)因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。4.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定1、接近尺寸b同步器換檔第一階段中間，在摩擦錐環(huán)側(cè)面壓在摩擦錐盤側(cè)邊的同時(shí)，且嚙合套相對(duì)鎖銷作軸向移動(dòng)前，滑動(dòng)齒套接合齒與錐環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b,稱為接近尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，取b=0.2～0.3mm。本設(shè)計(jì)取為0.2。線間的距離a,稱為分度尺寸。尺寸a應(yīng)等于1/4接合齒齒距。尺寸a和b是保證同步擦錐環(huán)端面之間的間隙為δ?,要求δ,>δ。若δ?<δ,則換檔時(shí)，在摩擦錐面尚未接觸時(shí)，滑動(dòng)齒套接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸b<0,此刻因摩擦錐環(huán)浮動(dòng)，摩擦面處無(wú)摩擦力矩作用，致使同步器失去鎖止作用。為保證b>0,應(yīng)使δ?>δ,通常取δ=0.5mm左右。摩擦錐環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙δ?,并可稱之為后備行程。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。則換檔省力或縮短同步時(shí)間