【畢業(yè)論文】大眾途觀三軸六檔變速器設計【2014年汽車機械專業(yè)答辯資料】

哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 1 - 摘要 變速器是汽車傳動系統(tǒng)中重要的部件，主要用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，它設計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能。本文參考現(xiàn)有變速器參數(shù)資料的基礎上進行一定的改進，說明了 汽車 變速器的設計計算過程，主要內(nèi)容是參數(shù)的選擇和所選零件參數(shù)的校核。 本文敘述了機械式變速器的功用、要求，在已提供的設計參數(shù)基礎上，通過計算分析確定結構方案和主要參數(shù)。說明了變速器主要參數(shù)的確定方法、齒輪的幾何計算和校核過程、軸的尺寸確定和校核過程和同步器的選用方法。 汽車變速器是通過改變傳動比，改變發(fā)動機曲軸的 轉(zhuǎn)拒，適應在起步、加速、行駛以及克服各種道路阻礙等不同行駛條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速不同要求的需要 。 關鍵詞 : 變速器 ；傳動機構 ；齒輪 ；離合器 ；傳動比 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 2 - Abstract Transmission System is the most important automotive components, mainly used to change the engine driving wheel on the spread of torque and speed, its designed to have a direct impact on the actual use of motor vehicles. In this paper, reference information on the existing transmission parameters on the basis of certain improvements on the vehicle transmission design and calculation process, the main contents of the parameters of choice and selected parts of the parameters check. This paper describes the function of mechanical transmission, requested that the provision has been on the basis of the parameters, determined by calculating the structure of the programme and the main parameters. Description of the main parameters of transmission methods, the geometric computing gear and checking process, the shaft size and the identification and verification process for the selection method of synchronization. Calculation includes gear strength, the axis of mild stiffness Automobile transmission is by changing the transmission ratio, the engine crankshaft in turn refused to change and adapt at the start, acceleration, road traffic and to overcome the obstacle of different driving conditions and speed of the drive wheel traction with different demands and needs. Key words: transmission； transmission； gear； clutch； transmission ratio 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 3 - 全套圖紙， 扣扣 加 414951605 目 錄 摘要 .I Abstract.II 第 1章 緒論 .1 第 2章 機械式變速器的概述及其方案的確定 .3 2.1 變速器的功用和要求 .3 2.2 變速器結構方案的確定 .3 2.2.1變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 .3 2.2.2.倒檔傳動方案 .8 2.3變速器主要零件 結構的方案分析 .9 2.3.1齒輪型式 .9 2.3.2換檔結構型式 .9 第 3章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 .15 3.1 變速器主要參數(shù)的選 .錯誤 !未定義書簽。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 4 - 3.1.1 檔數(shù)和傳動比 .錯誤 !未定義書簽。 3.1.2 中心距 . .錯誤 !未定義書簽。 3.1.3 軸向尺寸 .14 3.1.4 齒輪參數(shù) . 15 3.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 .錯誤 !未定義書簽。 3.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) .錯誤 !未定義書簽。 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) .21 3.2.3確定其他檔位的齒數(shù) .21 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) . 22 3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 .錯誤 !未定義書簽。 第 4章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 .,.19 4.1齒輪的損壞原因及形式 .19 4.2 齒輪的強度計算與校核 .19 4.2.1齒輪彎曲強度計算 .19 4.2.2 齒輪接觸應力 .錯誤 !未定義書簽。 第 5章 變速器軸的強度計算與校核 .24 5.1變速器軸的結構和尺寸 .24 5.1.1軸的結構 .24 5.1.2確定軸的尺寸 .24 5.2 軸的 校核 .25 5.2.1第一軸的強度與剛度校核 .25 5.2.2第二軸的校核計算 .26 第 6章 變速器同步器的設計 .29 6.1 同步器的結構 . .29 6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 .39 6.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽 .39 6.2.2錐面半錐角 .30 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 5 - 6.2.3摩擦錐面平均半徑 R.30 6.2.4錐面工作長度 b.31 6.2.5同步環(huán)徑向厚度 .31 6.2.6 鎖止角 .錯誤 !未定義書簽。 6.2.7同步時間 t.錯誤 !未定義書簽。 第 7章 變速器的操縱機構 .36 結論 .38 致 謝 . .35 參考獻 .錯誤 !未定義書簽。 第 1 章 緒論 現(xiàn)在，每當人們觀看 F1大賽，總會被那種極速的感 覺所折服。此刻，大家似乎談論得最多的就是發(fā)動機的性能以及車手的駕駛技術。而且，不忘在自己駕車的時候體會一下極速感覺或是在買車的時候關注一下發(fā)動機的性能，這似乎成為了橫量汽車品質(zhì)優(yōu)劣的一個標準。的確，擁有一顆“健康的哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 6 - 心”是非常重要的，因為它是動力的締造者。但是，掌控速度快慢的，卻是它身后的變速器。 從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器（ MT）、自動變速器（ AT）、手動 /自動變速器（ AMT）、無級變速器（ CVT）。 本次設計的課題為 三軸六檔手動變速器 設計，該課題來源于結合生產(chǎn)實際 。 本次課題研究的主要內(nèi)容是： 1.進行變速傳動機構的設計（不包括同步器），完成標準件的選型。 2.完成強度計算。 3.對軸、齒輪等主要零件進行制造工藝分析。 4.對變速器裝配工藝進行分析，包括裝配順序、軸承游隙調(diào)整、潤滑等 關于變速器的設計，首先要確定變速器的各檔位的傳動比和中心距，然后計算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒輪并且對其進行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對軸和軸承的校核，最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。 本課題所設計出的變速器可以解決如下問題： a.正確選擇變速 器的檔位數(shù)和傳動比，使之與發(fā)動機參數(shù)匹配，以保證汽車具有良好的動力性與經(jīng)濟性； b.設置空檔以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設置倒檔使汽車可以倒退行駛； c.操縱簡單、方便、迅速、省力； d.傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲； e.體小、質(zhì)輕、承載能力強，工作可靠； f.制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長； g.貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定。 本設計是根據(jù)流行 1.8L大眾途觀 車型而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車 型： 主減速比： 4.782 最高時速： 190km/h 輪胎型號： 215/65R16 發(fā)動機型號： 1.8TSIEA888 最大扭矩： 250Nm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 7 - 最大功率： 118kw 扭矩轉(zhuǎn)速： 4200r/min 第 2 章機械式變速器的概述及其方案的確定 2.1 變速器的功用和要求 變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以 及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 8 - 速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 1. 應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 2. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 3. 重量輕、體積小。影響這一指標的主 要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 2.2 變速器結構方案的確定 2.2.1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（ =0.960.98），因此在各類汽車上均 得到廣泛的應用。 設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路以上的客車為 5.08.0；越野車為 10.020.0。 通常，有級變速器具有 3、 4、 5 個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達 616個甚至 20個。 變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目 前，轎車變速器的傳動比范圍為 3.04.5；一般用途的貨車和輕型的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于 5 個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5檔。多于 5個前進哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 9 - 檔將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于 1（ 0.70.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機 功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為 1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。 三軸式變速器如圖 2-1 所示，其第一軸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相嚙合，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(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。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比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 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、緊湊且除最到檔外其他 各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力 -傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低 6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難 ；而高檔 的同步器也可以裝在第一 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 10 - 軸的后端，如圖示。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，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（ ig =4.04.5）也受到較大限制 ,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。 有級變速器結構的發(fā)展趨勢 是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設計中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。 由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，因此采用中間軸式變速器。圖 2-3、圖 2-4、圖 2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。 由于所設計的汽車 是發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，因此采用中間軸式變速器。圖 2-3、圖 2-4、圖 2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 11 - 圖 2-2 兩軸式變速器 1 第一軸； 2 第二軸； 3 同步器 不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二 軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔， 還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。 如圖 2-3 中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 2-3a、 b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖 2-3c所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。 圖 2-4a所示方案，除倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖 2-4b、 c、 d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 2-4d 圖 2-3 中間軸式四檔變速器傳動方案 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 12 - 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 圖 2-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖 b所示方案中的倒檔用直齒滑動 齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔 位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度， 可將變速器后端加長，如圖 2-3a、 b所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支 圖 2-4 中間軸式五檔變速器傳動方案 圖 2-5 中間軸式六檔變速器傳動方 案 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 13 - 承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖 2-4c所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的 問題。圖 2-4c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 2.2.2.倒檔傳動方案 圖 2-5為常見的倒擋布置方案。圖 2-5b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，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。圖 2-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖 2-6d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 2-6c所示方案。圖 2-6e所示方案是將中間軸上的一 ，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 2-6f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 2-6g所示方案。其缺點是一，倒擋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 2-6f所示的傳動方案。 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足 夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 圖 2-6 變速器倒檔傳動方案 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 14 - 2.3 變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 2.3.1 齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；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均采用斜齒圓 柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。 2.3.2 換檔結構型式 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因， 除 一檔、倒檔外很少采用。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪 聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)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(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中 。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 15 - 施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長一些（如圖 2-7a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖 2-7b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 13mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（ 0.30.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖 2-8）。 3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般 傾斜 2030），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 (圖 2-9）。這種結構方案比較有效 ,采用較多。 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(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套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。同步器的結構如圖 2-10所示： 圖 2-7 防止自動脫檔的結構措施 a b 圖 2-10 鎖環(huán)式同步器 圖 2-9 防止自動脫檔的結構措施 圖 2-8 防止自動脫檔的結構措施 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 16 - 第 3章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 3.1 變速器主要參數(shù)的選 3.1.1 檔數(shù)和傳動比 不同類型汽車的變 速器，其檔位數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較小（約為 3 4），過去常用 3 個或 4 個前進檔，但近年來為了提高其動力哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 17 - 性尤其是燃料經(jīng)濟性，多已采用 5 個前進檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為 5 6，其他貨車為 7 以上，其中總質(zhì)量在 3.5t 以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加 1個超速檔；總質(zhì)量為 3.5 l0t多用五檔變速器；大于 l0t的多用 6個前進檔或更多的檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 a.根據(jù)汽車最大爬坡度確定 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有： m a xm a xm a x0m a x )s i nc os( mgfmgr iiTrtg e （ 3-1) 則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為： 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)動車輪的滾動半徑； maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； 0i 主減速比； t 汽車傳動系的傳動效率。 主減速比 i0的確定： ghaprivnrimax0377.0 (3-3) 式中 rr 車輪的滾動半徑， m； np 發(fā)動機轉(zhuǎn)速， r/min； igh 變速器最高檔傳動比； vamax 最高車速， km/h。 本課題變速器 igh=1，一般貨車的最大爬坡度約為 60%，即 max =31， f=0.02 由公式（ 3-3）得： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 18 - 100377.0377.0 max0prghapr nrivnri 由公式（ 3-2）得： max=0.02cos31 +sin31 =0.532 kgnmmm eo 2 6 7 55655 5 01 5 3 065 1 99.39.04 2 0 03 7 7.02 5 0 1 0 05 3 2.0102 6 7 50m a x tem axrg iTm g ri b.根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定 變速器檔傳動比為： terg iT rGi 0max2 （ 3-4） 式中 2G 汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷； 道路的附著系數(shù) ，計算時取 =0.6 0.8。 因為貨車 4 2后輪單胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為 60% 68%所以 G2=2675 10 68 =18190N 由公式（ 3-3）和公式（ 3-4）得： 08.49.04 2 0 02 5 03 7 7.0 1 0 08.01 8 1 9 00m a x2 terg iT rGi 綜合 a和 b條件得： 3.99 ig1 4.08，取 ig1=（ 3.99+4.08） /2 4.04 變速器的 1 檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為 1 1 n gng iiq （其中 n為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列。 因為 32.1104.441 1 ngng iiq ，所以 ig5=q=1.32， ig4= ig5 q=1.75， ig3= ig4 q=3.389， ig2= ig3 q=3.04， 實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)動機參數(shù)的合理匹配。 在變速器結構方案、檔位數(shù)和傳動比確定后，即可進行其他基本參數(shù)的選擇與計算。 3.1.2 中心距 中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距 A（ mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 19 - 3 maxA TKA （ 3-5） 式中 AK 中心距系數(shù)。對轎車取 8.9 9.3；對貨車取 8.6 9.6；對多檔主變速器，取 9.5 11； maxT 變速器處于檔時的輸出轉(zhuǎn)矩，gge iTT 1maxmax ； （ 3-6） maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， Nm； gi 變速器的檔傳動比； g 變速器的傳動效率，取 0.96。 由公式（ 3-6）得： gge iTT m axm ax =250 4.04 0.96=969.6N m 由公式（ 3-5）得 : mmTKA A 048.92089.886.969)3.99.8( 33 m a x 初選中心距也可以由發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出： 3 maxeAe TKA （ 3-7） 式中 AeK 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時的中心距系數(shù)，對轎車取14.5 16.0，對貨車取 17.0 19.5。 由公式（ 3-7）得 : 794.100344.91250)0.165.14( 33 m a x TKA eAe mm 商用車變速器的中心距約在 65 170mm范圍內(nèi)變化 ,初選 A=92mm 3.1.3 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定 。 六檔變速器殼體的軸向尺寸 3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關： 四檔 (2.22.7)A 五檔 (2.73.0)A 六檔 (3.23.5)A 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù) KA應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便， A取整。 本次設計采用 6+1手動擋變速器，變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器 總圖的結構尺寸鏈確定。 3.1.4 齒輪參數(shù) （ 1）齒輪模數(shù) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 20 - 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合 JB111-60規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3m a x0 . 4 7nem T m m （ 3-5） 其中maxeT=250Nm，可得出 mn=2.96。 一檔直齒輪的模數(shù) m 31 m a x0 .3 3mTmm （ 3-6） 通過計算 m=3.27。 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，同一變速器中的結合套模數(shù)都是相同，轎車和重輕型貨車取 23.5。本設計 3.5。 （ 2）齒形、壓力角、螺旋角和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 3-1選取。 表 3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 14.5， 15， 16 16.5 2545 一般貨車 GB156-78規(guī)定的標準齒形 20 2030 重型車 同上 低、倒檔齒輪 22.5 25 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角 取 20 ,嚙合套或同步器取 30；斜齒輪螺旋角 取 30。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度 b的大小直接影響著齒輪的承載能力， b加大，齒的承載能力增高 。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.58.0)m， mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 21 - mAZ 291012 ZZiZZ gI 26.212 ZZcos2 )( 21 ZZmA n nmAZZ c os221 4gIi10912 ZZZZig 121112 ZZZZigI 斜齒 b=(6.08.5)m， mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 3.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比 和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 3.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 為了確定 Z11和 Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Z : 其中 A =92mm、 m =3.5；故有 53Z 。 當三軸式的變速器 9.35.3gIi時，則 范圍內(nèi)選擇可在 171510Z，此處取 12Z =19，則可得出11Z=34。 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 Z 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從公式看出中心距有了變化，這時應從 Z 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里 Z 修正為 53，則根據(jù)公式反推出 A=92.75mm。 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由公式求出常嚙合齒輪的傳動比 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 而常嚙合齒輪的中心距與 一檔齒輪的中心距相等 由此可得： 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 5521 ZZ 。 聯(lián)立可得： 1Z =17、 2Z =38。 則根據(jù)公式可計算出一檔實際傳動比為： 。 3.2.3 確定其他檔位的齒數(shù) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 22 - 36.1109 ZZnmAZ cos21214151513 ZZZZZZigr )(21 1514 ZZm n )(21 1513 ZZA 04.3gi41gi 11.32 gi 318.23 gi 731.14 gi38.15 gi 16gi二檔傳動比 而 對于斜齒輪， 故有： 55109 ZZ 聯(lián)立得： 2332109 ZZ 、。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 272887 ZZ 、；四檔齒輪 3124 65 ZZ 、 。 五檔齒輪： 3421 43 ZZ 、 綜上所述各檔實際傳動比為 3.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比gri取 3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10略小，取 1312 Z 。 而通常情況下，倒檔軸齒輪13Z取 2123，此處取13Z=23。 由 可計算出 2713 Z 。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A = =66.15mm 而倒檔軸與第二軸的中心 : =74mm 3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加 一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 23 - 1717Z 度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受 循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，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，減小接觸應力。對于低檔齒輪，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。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速 器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一 檔主動齒輪 10的齒數(shù) Z10 17，因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù) (3-7) 式中 Z為要變位的齒輪 齒數(shù)。 第 4 章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 4.1 齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 24 - 現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷， 導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 4.2 齒輪的強度計算與校核 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐 方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計 算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。 4.2.1 齒輪彎曲強度計算 直齒齒輪彎曲應力 w ： yzKmKKTcfjw32 （ 4-1） 式中 jT 計算載荷， Nmm； K 應力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65； Kf 摩擦力影響 系數(shù)，主動齒輪取 1.1，被動齒輪取 0.9； m 齒輪模數(shù)； z 齒輪齒數(shù)； Kc 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 5.5 8.5； y 齒形系數(shù) w 輪齒彎曲應力，當 maxej TT 時，直齒齒輪的許850400 w MPa。 因為該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當校核時只要校核受力最大和危險的檔位 齒輪。故分別計算檔、倒檔齒輪的彎曲強度。 a.1檔齒輪副：主動齒輪 z12=19從動齒輪 z11=34 檔主動齒輪的計算載荷 Tj=Temaxi12=250 34/19 447.36N m 由公式（ 4-1）得 : 主動齒輪 z10的彎曲強度 ： M P ayzKm KKTcfjw 03.85525.553135.0)5.85.5(195.314.3 10001.165.136.4472233 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 25 - 1檔從 動齒輪的計算載荷 Tj=Temaxig =250 4=1000 N m 從動齒輪 z9的彎曲強度： M P ayzKm KKTcfjw 87.87345.565135.0)5.85.5(345.314.3 10009.065.110002233 b.倒檔 齒輪副 :因為倒檔齒輪相當于一個惰輪 ,所以主動齒輪是 Z14=17，從動 齒輪是Z15=23。通過惰輪后主動齒輪是 Z15=23，從動輪是 Z13=27。 惰輪的計算載荷 Tj=Temaxi12i1012=250（ 23/17）（ 27/23） 397.06N m 通過惰輪前， Z15=23的彎曲強度由公式（ 3-19）得 : M P ayzKmKKTcfjw93.51289.331135.0)5.85.5(235.314.310009.065.106.3972233 通過惰輪后主動輪是 Z15=23，從動輪是 Z13=27。 Z15的計算載荷 Tj=Temaxi12i1012=397.06N m M P ayzKmKKTcfjw06.53455.345135.0)5.85.5(275.314.310001.165.106.3972233 Z13的計算載荷 Tj=Temaxi 倒檔 =250 3.55=887.5N m M P ayzKmKKTcfjw63.97694.631135.0)5.85.5(275.314.310009.065.15.8872233 以上的齒輪副都滿足彎曲強度的要求。 4.2.2 齒輪接觸應力 齒輪的接觸應力按下式計算： )11(4 1 8.021 bFEj (4-2) 式中 F 法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力， N； coscos tFF (4-3) Ft 端面內(nèi)分度圓 切向力即圓周力， N； dTF jt2 (4-4) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 26 - Tj 計算載荷， N mm； d 節(jié)圓直徑， mm； 節(jié)點處壓力角； 螺旋角； E 齒輪材料的彈性模量，鋼取 2.1 105MPa； b 齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為 b/cos 代替， mm； 21, 主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑， mm；直齒齒輪： sin11 r ， sin22 r ；斜齒齒輪： 211 co s/s inr ， 222 co s/s inr ； r1， r2 分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑， mm。 當計算載荷為max5.0 ej TT 許用接觸應力見表 4-1。 表 4-1變速器齒輪的許用接觸應 力 齒輪 j /MPa 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合及高檔 1300 1400 650 700 常嚙合齒輪副：當計算載荷為 max5.0 ej TT =0.5 250=125N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 68.4 2 0 15.317 1 0 0 01 2 522 NFF t 83.5 0 2 215c o s30c o s 68.4 2 0 1c o sc o s mmr 7.72/)15s i n5.317(s i n11 mmr 21.172/)15s i n5.338(s i n22 由公式 (4-2)得 : M P abFEj40.1284)21.17 17.7 1(21 101.283.5022418.0)11(418.0521 1檔 : 計算載荷為 max5.0 ej TT i1=0.5 250 4.03=503.75N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 39.8 4 6 65.334 1 0 0 075.50322 NFFt 01.1 0 1 2 115c o s30c o s 39.8 4 6 6c o sc o s 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 27 - mmr 61.82/)15s i n5.319(s i n11 mmr 4.152/)15s i n5.334(s i n22 直齒齒寬 b=（ 4.5-8.0） m=15.75-28 此處取 b=20mm 由公式（ 4-2）得 : M P abFEj65.1833)4.15 161.8 1(20 101.201.10121418.0)11(418.0521 2檔：計算載荷為 max5.0 ej TT I2=0.5 250 3.11=388.75N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 96.6 9 4 15.332 1 0 0 075.3 8 822 NFF t 65.8 2 9 815c o s30c o s 96.6 9 4 1c o sc o s mmr 89.1330c o s2/)15s i n5.323(c o s/s i n 2211 mmr 32.1930c o s2/)15s i n5.332(c o s/s i n 2222 由公式（ 4-2）得 : M P abFEj63.1372)32.19 189.13 1(20 101.265.8298418.0)11(418.0521 3檔：計算載荷為 max5.0 ej TT i =0.5 250 2.318 289.75N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 26.5 9 1 35.328 1 0 0 075.2 8 922 NFF t 92.7 0 6 815c o s30c o s 26.5 9 1 3c o sc o s mmr 31.1630c o s2/)15s i n5.327(c o s/s i n 2211 mmr 91.1630c o s2/)15s i n5.328(c o s/s i n 2222 由公式（ 4-2）得 : M P abFEj82.1249)91.16 131.16 1(20 101.292.7068418.0)11(418.0521 4檔：計算載荷為 max5.0 ej TT I2=0.5 250 1.731=216.38N m, 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 28 - 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 9.5 1 5 15.3241 0 0 038.2 1 622 NFF t 76.6 1 5 815c o s30c o s 9.5 1 5 1c o sc o s mmr 99.1230c o s2/)15s i n5.324(c o s/s i n 2211 mmr 72.1830c o s2/)15s i n5.331(c o s/s i n 2222 M P abFEj83.1213)72.18 199.12 1(20 101.276.6158418.0)11(418.0521 5檔：計算載荷為 max5.0 ej TT I2=0.5 250 1.38=172.5N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 88.4 6 9 35.3211 0 0 05.17222 NFFt 22.5 6 1 115c o s30c o s 88.4 6 9 3c o sc o s mmr 68.1230c o s2/)15s i n5.321(c o s/s i n 2211 mmr 53.2030c o s2/)15s i n5.334(c o s/s i n 2222 M P abFEj99.1145)53.20 168.12 1(20 101.222.5611418.0)11(418.0521 倒 檔：計算載荷為 max5.0 ej TT I2=0.5 250 3.55=443.75N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 53.9 3 9 15.327 1 0 0 075.44322 NFF t 96.1 1 2 2 615c o s30c o s 53.9 3 9 1c o sc o s mmr 29.122/)15s i n5.327(s i n11 mmr 6 9 9.72/)15s i n5.317(s i n22 M P abFEj96.2087)699.7 129.12 1(20 101.296.11226418.0)11(418.0521 對照上表 4-1可知，所設計變速器齒輪的接觸應力符合要求。 第 5 章 變速器軸的強度計算與校核 5.1 變速器軸的結構和尺寸 5.1.1 軸的結構 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 29 - 環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的。第一軸如圖 5-1所示： 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固 定軸式。本設計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示： 5.1.2 確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： ( 0 . 4 0 . 5 ) ,d A m m （ 5-1） 第二軸： 3 m a x1 . 0 7 ,ed T m m （ 5-2） 式中 maxeT-發(fā)動機的最大扭矩， N m 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調(diào)關系。因此，軸的直徑 d與軸的長度 L的關系可按下式選?。?圖 5-2 變速器中間軸 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 30 - 395500000 . 2TTTPT nWd 45 .7 3 1 0PTGI 69.49302.0 4200118955003 T98.0323214.3101.810002501073.5444 第一軸和中間軸： d/L=0.16 0.18； 第二軸： d/L=0.18 0.21。 5.2 軸的校核 由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。 5.2.1 第一軸的強度與剛度校核 因為第一 軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （ 5-3） 式中：T-扭轉(zhuǎn)切應力， MPa； T-軸所受的扭矩， N mm； TW-軸的抗扭截面系數(shù)， 3mm ； P-軸傳遞的功率， kw； d-計算截面處軸的直徑， mm； T-許用扭轉(zhuǎn)切應力， MPa。 其中 P =118kw， n =4200r/min,d =30mm；代入上式得： 由查表可知 T=55MPa，故T T，符合強度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角 來表示。其計算公式為： （ 5-4） 式中， T -軸所受的扭矩， N mm； G -軸的材料的剪切彈性模量， MPa,對于鋼材， G =8.1 410 MPa； PI-軸截面的極慣性矩， 4mm ， 32/4dIp ； 將已知數(shù)據(jù)代入上式得： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 31 - m a xm a xm a x22 t a nc o s2 t a netereaTiFdTiFdTiFd49.217016.116359.15037FF rF tMNF AM c 19.79310218NF tdFAF 98.9 8 85992182182 MNF AM s 14.2155310218NF j 50502.2250 對于一般傳動軸可取 0 .5 1 ( ) / m ；故也符合剛度要求。 5.2.2 第二軸的校核計算 (1)軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力tF、徑向力rF及軸向力aF可按下式求出： （ 5-5） （ 5-6） （ 5-7） 式中 i -至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比 4； d -計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 133mm； -節(jié)點處的壓力角，為 16； -螺旋角，為 30； maxeT-發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為 250000N mm。 代入上式可 得： 危險截面的受力圖為： 水平面：AF（ 218+99） =rF99 AF=363.26N； 水平面內(nèi)所受力矩： 垂直面： （ 5-8） 垂直面所受力矩：。 該軸所受扭矩為：。 圖 5-3 危險截面受力分析 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 32 - 332Md2223sF a bfEIL2213c F a bf EILMMNMM sM c jM71001.12)1 0 0 014.2 1 5 5(2)1 0 0 098.9 8 8 5(2)1 0 0 019.79(22 2MPa83.4300018.00023.0f sf cmmmmff c sf 2.00 0 2 3.02 2 故危險截面所受的合成彎矩為： （ 5-9） 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應力 （ MPa） : (5-10) 將 M 代入上式可得： ，在低檔工作時 =400MPa，因此有： ；符合要求。 (2)軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度cf和在水平面內(nèi)的撓度sf可分別按下式計算： (5-11) (5-12) 式中 , 1F-齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N） ,這里等于tF； 2F-齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N），這里等于rF； E-彈性模量（ MPa）， 52 . 1 1 0E （ MPa）， E = 52.1 10 MPa； I-慣性矩（ 4mm ）， 4 / 6 4Id ， d為軸的直徑（ mm）； a、 b-為齒輪坐上的作用力距支座 A、 B的距離（ mm）； L-支座之間的距離（ mm）。 a=218mm b=99mm L=(218+99)mm 將數(shù)值代入式（ 5-11）和（ 5-12）得： 故軸的全撓度為 ，符合剛度要求。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 33 - 第 6 章 變速器同步器的設計 6.1 同步器的結構 在前面已經(jīng)說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖所示： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 34 - 如圖（ 6-1），此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。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(zhuǎn)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（圖 6-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結束。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)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成換檔過程的第二階段工作。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，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換檔 力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 6-2d），完成同步換檔。 6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 6.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的 齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力， 圖 6-1 鎖環(huán)式同步器 1、 9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、 8-結合齒圈 4、 7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套 圖 6-2 鎖環(huán)同步器工作原理 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 - 35 - 故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖 6-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖 6-3b則適用 于重型汽車。通常軸向泄油槽為 6 12個，槽寬 3 4mm。 6.2.2 錐面半錐角 摩擦錐面半錐角