【畢業(yè)論文】三軸六檔汽車變速器設計【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（論文） - I - 摘要 變速器是汽車傳動系中的主要部件之一。變速器由變速傳動機構和變速操縱機構兩部分組成。變速傳動機構的主要作用是改變轉距和轉速的數(shù)值和方向；操縱機構的主要作用是控制傳動機構，實現(xiàn)變速器傳動比的改變，即實現(xiàn)換擋，以達到變速變距。 本題目主要進行 轎車 三軸六擋機械式變速器的設計，包括 變速器的整體結構和 齒輪傳動部分 的設計， 并進行相關的計算與校核 。經過設計與校核，該變速器主要結構符合設計標準、零件強度也達到了使用要求 。 關鍵詞 ： 汽車機械變速器； 三軸六擋；傳動比； 齒輪 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - II - Abstract Transmission in the automotive transmission lines, one of the most important components. Transmission speed by a variable speed transmission and control mechanism of two parts. The main role of the variable-speed transmission is to change the value of torque and rotational speed and direction； manipulation of the organizations main role is to control the transmission mechanism, transmission gear ratio to achieve the exchange, that is, to achieve shift in order to achieve variable-speed pitch. This subject, mainly for automotive six-axis mechanical transmission gear structural design, including the gear drive parts, control of part of the, etc., and the associated calculation and verification, through the design and verification,The main structure of the transmission line design standards, parts intensity reached the use requirements. Keywords: Automotive Mechanical Transmission； Axis 6 block ； gear ratio； gear wheel 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - III - 全套 資料 ， 扣扣 414951605 目錄 摘要 I Abstract II 第 1 章 緒論 2 1.1 選題的背景及意義 2 1.2 變速器的功用和要求 2 1.3 國內外研究狀況 3 1.4 部分已知的主要參數(shù) 5 1.5 本章小結 6 第 2 章 機械式變速器的概述及其方案的確定 7 2.1 變速器結構方案的確定 7 2.1.1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 7 2.1.2 倒擋傳動方案 12 2.2 變速器主要零件結構方案的分析 13 2.2.1 齒 輪型式 13 2.2.2 換擋機構型式 13 2.3 本章小結 16 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 17 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 17 3.1.1 擋數(shù)和傳動比 17 3.1.2 中心距 18 3.1.3 軸向尺寸 19 3.1.4 齒輪參數(shù) 19 3.2各擋傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 21 3.2.1 確定各擋齒輪的齒數(shù) 21 3.2.2 齒輪變位系數(shù)的選 23 3.3 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 24 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - IV - 3.3.1 齒輪的損壞原因及形式 24 3.3.2 齒輪的強度計算與校核 24 3.4 變速器軸的強度計算與校核 28 3.4.1變速器軸的 結構和尺寸 28 3.4.2 軸的校核 30 3.5 軸承的選擇與校核 34 3.5.1 幾種軸承的特點與選擇 34 3.5.2 軸承的校核 36 3.6 變速器同步器的設計 42 3.6.1 同步器的結構 42 3.6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 43 3.7 本章小結 46 結論 47 致謝 48 參考文獻 49 附錄 1 50 附錄 2 54 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 2 - 第 1 章 緒論 1.1 選題的背景及意義 汽車在不同使用場合有不同的要求，采用往復活塞式內燃機為動力的汽車，其在實際工況下所要求的性能與發(fā)動機的動力性、經濟性之間存在著較大的矛盾。例如，受到載運量、道路坡度、路面質量、交通狀況等條件的影響，汽車所需的牽引力和車速需要在較大范圍內變化，以適應各種使用要求；此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動機本身是不可能倒轉的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。上述發(fā)動機牽引力、轉速、轉向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動機本身是難以解決的，車用變速器 應運而生，它與發(fā)動機匹配，通過多擋位切換，可以使驅動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的幾分之一。 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）。 （ 1） 手動變速器 (MT) 手動機械式變速器采用齒輪組，每擋的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各擋的變速比是定值，即所謂有級變速器。雖然這種變速器在操作時比較繁瑣，駕駛工作強度大，但具有成本低、起速快、傳遞扭矩大等特點，從目前市場實際需求和適用角 度來看，手動變速器還不能被其它新型汽車變速器所完全替代。 （ 2）自動變速器（ AT） 自動變速器（ AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的 。 （ 3） 手動 /自動變速器（ AMT） 其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 2 - 且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手 動 /自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷 911 車型上首先推出，稱為 Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動擋束縛，讓駕駛者也能享受手動換擋的樂趣。此型車在其擋位上設有“ +”、“ -”選擇擋位。在 D 擋時，可自由變換降擋 (-)或加擋(+)，如同手動擋一樣。 （ 4） 無級變速器 當今汽車產業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范多尼斯（ VanDoorne s）發(fā)明。無級變速系 統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換擋的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換擋”、油門反應慢、油耗高等缺點。通常有些人將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換擋是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的擋，一般自動變速器有 4 8 個擋。而無級變速器能在一定范圍內實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“擋”。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉速下自動獲得最合適的傳動比。 1.2 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，變速器具有倒擋和空擋。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，選擇合理的變速器擋數(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，變速器內不應有自動跳擋、亂 擋、換擋沖擊等現(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擋或自動、半自動換擋來實現(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 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 3 - 用優(yōu)質鋼材，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，應有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質量，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。 1.3 國內外研究狀況 20 世紀 90年代以來，科學技術的急速發(fā)展和市場競爭的日益加劇，促使汽車工業(yè) 發(fā)生了根本性的變革，其生產組織方式從傳統(tǒng)的大批量、少品種的剛性生產結構向著多品種、中小批量的柔性生產結構轉變。以 CAD/CAE等 為代表的現(xiàn)代汽車設計方法正逐漸代替?zhèn)鹘y(tǒng)的設計方法。許多大型應用軟件也應運而生，如文件處理、繪圖軟件、數(shù)學分析軟件、數(shù)據(jù)庫管理軟件、加上計算機網絡的建立，以及基于這些通用軟件的專業(yè)應用軟件的誕生，使“無紙化設計”在一些發(fā)達國家的機械制造企業(yè)中得以實現(xiàn)。 但是計算機輔助設計的 意義不僅僅在于擺脫筆和圖紙，還應該包括設計參數(shù)的優(yōu)化計算；專家設計經驗和知識的自動智能推理和學習；設計圖紙的自動生成或從數(shù)據(jù)庫中提??；甚至開始采用虛擬設計的方法，從而幫助設計人員進行方案設計，以實現(xiàn)半自動甚至全自動的設計。這就要求計算機具有專業(yè)領域內的專家知識和思維能力，能根據(jù)設計者的要求給出一定的設計結果，一般人們把這種掌握大量知識，能從事各種專業(yè)領域內專家級水平工作的計算機程序稱為專家系統(tǒng)（ Expert System）。 一個專家系統(tǒng)至少由知識庫、推理機和學習機三部分組成。在實際應用中，專家系統(tǒng)一般還應 具有一個人機交互界面，用于向用戶提問，接受用戶回答并對其進行判別。對于較完善的專家系統(tǒng)而言，還有一個知識獲取部分，可以及時補充最新得到的人類專家知識并將其整理為系統(tǒng)可識別的表達方式；還有一個解釋部分，用來向用戶解釋系統(tǒng)的“思維過程”。幫助部分則是解釋部分的補充，用來就已知的事實或得出的結果向用戶提出詳細的建議，如應采取的措施和步驟。 對專家系統(tǒng)的研究源于 1965 年 E.A.Feigenbaum 等人對 DENDRAL（解析化學質譜分析和預測的化學專家系統(tǒng)）的研究，至今專家系統(tǒng)的研究和應用有了長足的進展，特別是七十 年代中期形成知識工程方向之后，專家系統(tǒng) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 4 - 具體應用領域幾乎沒有限制，如故障診斷、分析解釋、咨詢、設計、規(guī)劃、教學、監(jiān)控等。 通過國際聯(lián)機檢索（工程索引， NTIS 美國政府報告）和國內科技期刊情報檢索發(fā)現(xiàn)，專家系統(tǒng)在工程技術領域中應用廣泛，其中應用在設計方面的例子有很多。例如，日本佳能公司開發(fā)一個設計長焦距鏡頭的專家系統(tǒng)OPTEX，鏡頭設計組已經總結有 50 種長焦距鏡頭類型的設計手冊以及一個復雜的進行光學物理射線跟蹤的 FORTRAN 程序，他們把這些知識和設計過程的啟發(fā)性知識（包括有關制造能力的經驗規(guī)則，如磨出的鏡頭 玻璃片能達到多薄，鏡片間的距離能靠多近，空氣間隙有什么作用等）都放入專家系統(tǒng)，這樣只要設計人員輸入要設計鏡頭的技術性能要求和挑選一種鏡頭設計作為樣板，系統(tǒng)就能自動地設計出所需的新鏡頭來。據(jù)稱，該系統(tǒng)運行的效果可提高工效 10 倍，設計人員由原先的 40 人降為 4 人就能以同樣的數(shù)量和質量完成設計任務。 目前汽車發(fā)達國家的汽車開發(fā)能力越來越依賴于汽車自動開發(fā)設計軟件。發(fā)達國家汽車開發(fā)能力的高低已不再用它擁有多少高級開發(fā)能力的人才和先進設備的多少來評價，而是用更重要的一個方面就是它是否擁有最先進的開發(fā)軟件和數(shù)據(jù)庫來評價。 傳統(tǒng)的設計方法一般是根據(jù)性能要求利用經驗公式取初值，然后驗算其強度，傳動質量指標等，如果不符合要求則根據(jù)經驗改變某些參數(shù)，繼續(xù)驗算，直至符合所有的條件與要求。這種設計方法計算量較大，得到的答案僅僅是符合要求的一個解，而一般的經驗公式又較保守，對于不符合要求時改變的參數(shù)有一定的局限性，導致結果過于保證安全性。產品笨重，而許多性能未必很好甚至變的較差。在當今轎車市場日益競爭激烈，國際市場已趨于飽和，而國內市場正在蓬勃發(fā)展的同時，又是各主要廠家占領市場的良好機會。那么憑什么來吸引大量客戶呢？只有良好的性能價格比 ，盡量在降低成本的基礎上提高性能，才是所有產品打開市場的根本所在。 當前對轎車設計中動力性與經濟性要求日漸提高的情況下，對零部件的限制條件也越來越多，越來越復雜。傳統(tǒng)的經驗公式已經無法滿足新型變速器設計的要求。而總結新的經驗公式又需要豐富的設計經驗與知識，是一個長期的過程。當今科技日新月異，轎車生產的手段方法與目標也不斷在改變。大量使用的經驗公式已不具備長期生存實用的必要性和可能性。 綜上所述，不僅從變速箱本身的特點，還是設計手段與方法的整個趨勢來看，將先進的設計方法引入變速箱的設計是及其必要的。其優(yōu)點不僅 僅在 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 5 - 于得到一個能使性能達到較高水平的設計方案，而且由于知識工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴展性。它可以直接將一個復雜的要求引入到設計過程中，能在不改變或較少改變設計系統(tǒng)的情況下，進行進一步設計和檢驗其合理性。而在傳統(tǒng)設計方法中，要做到這樣是很困難的，因為改變設計系統(tǒng)和過程將是一個復雜的工作。 采用前置后驅形式的轎車一直被認為是極具駕駛樂趣的車型。目前國內采用這種驅動布置的主要有華晨寶馬、豐田銳志、皇冠等少數(shù)車型。以寶馬為例，除其中某幾款四驅車型以外，其余車型均采用前置后驅的形式。在這種布置中，發(fā)動機的 位置通常較前置前驅車型靠后，甚至直接位于前軸之上，同時發(fā)動機采用縱置布置，這就使得變速器要采用三軸形式，變速器距離駕駛員位置較近，從而簡化了操縱機構的復雜程度。而前置后驅的布置，使得寶馬汽車的前后軸荷可以達到完美的 50:50。采用性能優(yōu)異的手動變速器，更能增加汽車的操控性與駕駛樂趣；而增加變速器的擋數(shù)，又能夠改善汽車的動力性、燃油經濟性和平均車速，因此目前寶馬汽車的手動變速器均采用六擋形式。 1.4 部分已知的主要參數(shù) 本設計 主要進行 中級轎車 三軸六擋機械式變速器的結構設計，包括齒輪傳動部分、操縱機構部分等， 并進行相關的計算與校核。 設計中所采用的相關參數(shù)均來源于中級轎車車型： 主減速比： 3.64 最高時速： 215km/h 輪胎型號： 205/55R16 最大扭矩： 200/Nm/3600rpm 最大功率： 115kw/6400rpm 最高轉速： 6500r/min 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 6 - 1.5 本章小結 本章主要對變速器的基本分類及其一些發(fā)展狀況進行了分析，在遵循變速器設計要求并結合所設計車型的具體參數(shù)確立了基本的研究設計方向。本設計為手動換擋形式的機械式變速器，通過以上的初步研究為今后具體的結構分析和零部件設 計做好了準備工作。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 7 - 第 2 章 機械式變速器的概述及其方案的確定 2.1 變速器結構方案的確定 變速器由傳動機構與操縱機構組成。 2.1.1 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、擋位數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低擋傳動比與高擋 傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，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以上的客車為 5.08.0；越野車與牽引車為 10.020.0。 通常，有級變速器具有 4、 5、 6 個前進擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多達 616 個甚至 20 個。 變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經濟性及平均車速，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、 無聲換擋，對于多于 6 個前進擋的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為 6 擋。多于 5 個前進擋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擋。采用傳動比小于 1（ 0.70.8）的超速擋，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 的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。 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 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 8 - 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擋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擋。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，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進擋需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。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擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。 圖 2-1 轎車中間軸式四擋變速器 1 第一軸； 2 第二軸； 3 中間軸 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、緊湊且除最到擋外其他各擋的傳動效率高、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、操縱性好且可使汽 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 9 - 車質量降低 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。除倒擋常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動；個擋的同步器多裝在第二軸上，這是因為一擋的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。 兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時， 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，低擋傳動比取值的上限（ ig =4.04.5）也受到較大限制 ,但這一缺點可通過減小各擋傳動比同時增大主減速比來取消。 圖 2-2 兩軸式變速器 1 第一軸； 2 第二軸； 3 同步器 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，除低擋及倒擋外，直齒圓柱齒輪已經被斜齒圓柱齒 輪所代替。但是在本設計中，由于倒擋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，后輪驅動，因此采用中間軸式變速器。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 10 - 圖 2-3、圖 2-4、圖 2-5 分別示出了幾種中間軸式四，五，六擋變速器傳動方案。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，經嚙合套將它們連接得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經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擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器 的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，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，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在 擋數(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)，換擋方式和到擋傳動方案上有差別。 圖 2-3 中間軸式四擋變速器傳動方案 如圖 2-3 中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 1-3a、 b 所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋；圖 1-3c 所示傳動方案的二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動，而一擋和倒擋用直齒滑動齒輪換擋。 圖 2-4a 所示方案，除一，倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖 2-4b、 c、 d 所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d所示方案中的倒擋 和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 11 - 圖 2-4 中間軸式五擋變速器傳動方案 圖 2-5a 所示方案中的一擋、倒擋和圖 b 所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋，其余各擋均用常嚙合齒輪。 圖 2-5 中間軸式六擋變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用 常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 發(fā)動機前置后輪驅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，布置倒 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 12 - 擋傳動齒輪和換擋機構，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 所示方案的高擋從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 2.1.2 倒擋傳動方案 圖 2-6 為常見的倒擋布置方案。圖 2-6b 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。 圖 2-6 變速器倒擋傳動方案 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 13 - 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擋與倒擋，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，然后按照從低擋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。 2.2 變速器主要零件結構方案的分析 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、換擋結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 2.2.1 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，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。但是，在本設計中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動方案，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動 。 2.2.2 換擋機構型式 換擋結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換擋的特點是結構簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋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擋、噪聲大等原因，采用直齒滑動齒輪換擋時，換 擋行程長也是它的缺點。因此，除一擋、倒擋外很少采用。 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，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前， 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 14 - 同步器廣泛應用于各式變速器中。 當變速器第二軸上的 齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的結合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以他們都不會過早損壞，但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術。此外因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉部分的總慣性力矩增大，因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。 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。 自動脫擋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，以阻止自動脫擋。 （ 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?0.30.6mm）， 這樣，換擋后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋。 （ 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），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力（圖 2-8）。這種結構方案比較有效，采用較多 圖 2-7 防止自動脫擋的結構措施 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 15 - 加工成斜面 圖 2-8 防止自動脫擋的結構措施 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 2-9 所示： 圖 2-9 鎖環(huán)式同步器 l、 4-同步環(huán) ；2-同步器齒鼓 ；3-接合套 ；5-彈簧 ；6 滑塊 ； 7-止動球 ；8-卡環(huán) ；9 輸出軸 ；10、 11-齒輪 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 16 - 2.3 本章小結 本章根據(jù)機械式變速器的設計要求并聯(lián)系實際設計車型確定了變速器的結構方案與倒擋布置方案，并確定了所采用的齒輪形式，同步器為鎖環(huán)式同步器為下一步各部件具體結構參數(shù)的設計打下基礎。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 17 - m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I TrT i i m g f m gr m axm ax 0rgem g ri Ti m a x 2e g I TrTi Gr 2m ax 0rgIeTGri Ti 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)的選擇 3.1.1 擋數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 45 個擋位的變速器。本設計也采用 5 個擋位。 選擇最低擋傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 則由最大爬坡度要求的變速器擋傳動比為 （ 3-1） 式中， m-汽車總質量 (kg)； g-重力加速度 (m/s2 )； max-道路最大阻力系數(shù)； rr-驅動輪的滾動半徑 (m)； Temax-發(fā)動機最大轉矩 (N.m)； i0-主減速比； -汽車傳動系的傳動 效率。 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件： 求得的變速器 I 擋傳動比為： （ 3-2） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 18 - max1mingngiqi式中， G2-汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； -路面的附著系數(shù)，計算時取 =0.50.6。 由已知條件：滿載質量 1800kg； rr=307mm； Te max=200Nm； i0=3.64； =0.95。 根 據(jù)公式（ 3-2）可得： igI =3.91。 本設計取六擋傳動比為 1， 中間擋的傳動比理論上按公比為： （ 3-3） 的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： q=1.314。故有： ig2=2.979 ig3=2.267 ig4=1.725 ig5=1.313 ig6=1 3.1.2 中心距 中心距對變速器的尺寸 及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局 A（ mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初定： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 19 - A = 31max 0AK T i (3-4) 式中， K A-中心距系數(shù)。對轎車， K A =8.99.3；對貨車， K A =8.69.6；對多擋變速器 :K A =9.511； TI max -變速器處于一擋時的輸出扭矩： TI max=Te max igI =743.85N m 故可得出初始中心距 A=81.55mm。 3.1.3 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。 轎車四擋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擋數(shù)有關： 五擋 (2.73.0)A 六擋 (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，其殼體的軸向尺寸是3.5 81.55mm=285.43mm， 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) 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=170Nm，可得出 mn=2.749，取 2.75。 一擋直齒輪的模數(shù) m 31 m a x0 .3mTmm (3-6) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 20 - 通過計算 m=2.99，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，同一變速器中的結合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 23.5。本設計取2.5。 （ 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 2-1 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 25 45 一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒形 20 20 30 重型車 同上 低擋、倒擋齒輪 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 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。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 21 - 101212 ZZiZZ gI 8.112 ZZ3.2 各擋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)預先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結構方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。 3.2.1 確定各擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 1 1 112 1 2gzzizz （ 3-7） 為了確定 Z11 和 Z12 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Z : 2hAz m （ 3-8） 其中 A=81.55， m=3，故有 Z =54.367，取 54 當轎車三軸式的變速器 9.35.3gIi時，則 范圍內選擇可在 171512Z ，此處取 12Z =17，則可得出 11Z =37。 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 Z 可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（ 3-8）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 54，則根據(jù)式 （ 3-8）反推出 A=81mm。 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （ 3-9） 由已經得出的數(shù)據(jù)可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 22 - cos2 )( 21 ZZmA n nmAZZ co s221 10912 ZZZZi g 655.1109 ZZnmAZ cos21214151513 ZZZZZZi gr 979.2gi （ 3-10） 由 此可得： (3-11)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 5221 ZZ 。 與聯(lián)立可得： 1Z =19、 2Z =33。 則根據(jù)式（ 3-7）可計算出一擋實際傳動比為：1 3.78gi 。 確定其他擋位的齒數(shù) 二擋傳 動比 （ 3-12） 而 ，故有 對于斜齒輪， （ 3-13） 故有： 52109 ZZ 聯(lián)立得： 2131109 ZZ 、。 按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 232987 ZZ 、；四擋齒輪 2725 65 ZZ 、 ， 2923 43 ZZ 、 。 確定倒擋齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近，在本設計中倒擋傳動比gri取 3.6。中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒輪 10 略小，取 1414 Z 。 而通常情況下，倒擋軸齒輪15Z取 2123，此處取15Z=23。 由 （ 3-14） 可計算出 2913 Z。 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 23 - )(21 1514 ZZmA n co s2 )( 1513 zzmA n (3-15) =58mm 而倒擋軸與第二軸的中心 : (3-16) =81.00mm。 3.2.2 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，會因保證各擋傳動比的需要，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。對于高擋齒輪，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。 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。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 24 - 10tfW F K Kb ty 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一擋主動齒輪 12 的齒數(shù) Z12=17，因此一擋齒輪不需要變位。 3.3 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 3.3.1 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擋齒輪端部破壞。 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生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(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，產生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 3.3.2 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。 （ 1）齒輪彎曲強度計算 直齒輪彎曲應力W （ 3-17） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 25 - 10 2/tgF T dK1 1 2m a x1 2 1geZZTT ZZ 122 gTFd1w FKbtyK 1 0 982 gttTFFd10 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a gT式中，W-彎曲應力（ MPa）； 10tF-一擋齒輪 10 的圓周力（ N）， ；其中 為計算載荷（ N mm）， d為節(jié)圓直徑。 -應力集中系數(shù)，可近似取 1.65； fK-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），取 20 t-端面齒距（ mm）； y-齒形系數(shù) 當處于一擋時，中間軸上的計算扭矩為： （ 3-18） =200 1000 2.18 1.78 =659668Nm 故由 可以得出12tF；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 3-17）可得 12 6 5 1 .3w M P a 11 5 3 3 . 0 1w M P a 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩maxeT時，一擋直齒輪的彎曲應力在 400850MPa 之間。 斜齒輪彎曲應力 （ 3-19） 式中 K為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)均與式（ 3-17）注釋相同， 1.50K ， 選擇齒形系數(shù) y時，按當量模數(shù) 3/ co snzz 在圖（ 3-17）中查得。 二擋齒輪圓周力： （ 3-20） 根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：10 9ttFF=6798.8N 齒輪 10的當量齒數(shù) 3/ co snzz =47.7，可查表（ 3-17）得：10 0.153y 。 故 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 26 - 782 7 6 .22 6 6 .4wwM P aM P a562 1 1 .51 9 7 .4wwM P aM P a342 1 8 .82 1 6 .9 8wwM P aM P a110 . 4 1 8jzbFEb j1 2/gF T d 同理可得： 9 2 3 1 . 9 9w M P a 。 依據(jù)計算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下： 三擋： 四擋： 五擋： 六擋： M P aM P aM P awww93.46 911.49 403.44 5151413 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時 ，對常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在 180550MPa 范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。 （ 2）齒輪接觸應力 （ 3-21） 式中， -齒輪的接觸應力（ MPa）； F-齒面上的法向力（ N），1 /(cos cos )FF ； 1F -圓周力在（ N）， ； -節(jié)點處的壓力角（）； -齒輪螺旋角（）； E-齒輪材料的彈性模量（ MPa），查資料可取 31 9 0 1 0E M P a ； b-齒輪接觸的實際寬度， 20mm； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 27 - sinsinzzbbrr 22s i n / c o ss i n c o szzbbrr zb、-主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm）； 直齒輪： （ 3-22） （ 3-23） 斜齒輪： （ 3-24） （ 3-25） 其中，zbrr、分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷maxeT作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力j見下表： 齒輪 j/MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 19002000 9501000 常嚙合齒輪和高擋 13001400 650700 表 3-2 變速器齒輪的許用接觸應力 整理可得： 直齒： )s i n1s i n1(c o sc o s2418.0 bzcgj rrmdkT 斜齒： )s i nc o ss i nc o s(c o sc o s2418.0 22 bzncgj rrmdkT 通過計算可以得出各擋齒輪的接觸應力分別如下： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 28 - 1112910781 9 9 8 . 6 11 3 2 5 . 1 71 2 3 3 . 11 2 0 8 . 51 0 1 5 . 7 81 9 0 4 . 3 2jjjjjjM P aM P aM P aM P aM P aM P a一擋： 二擋： 三擋： 四擋： M P aj 72.13085 M P aj 68.12796 五擋： M P aj 63.13573 M P aj 57.13674 倒擋： M P aj 37.190413 M P aj 17.176514 M P aj 63.150215 對照上表可知，所設計變速器 齒輪的接觸應力基本符合要求。 3.4 變速器軸的強度計算與校核 3.4.1 變速器軸的結構和尺寸 （ 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腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內徑確定。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 內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 3-1 所示： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 29 - 圖 3-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方 案。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。 （ 2）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、換擋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，也可由下列經驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： ( 0 . 4 0 . 5 ) ,d A m m （ 3-26） 第一軸花鍵部分直徑 d(mm)初選 d=K 3 maxeT （ 3-27） 式中： K 經驗系數(shù) ， K 4.0 4.6，取 K 4.3； maxeT 發(fā)動機最大轉矩（ Nm） ； d=23.34mm ，取 d 32mm。 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系。因此，軸的直徑 d與軸的長度 L的關系可按下式選?。?第一軸和中間軸： d/L=0.16 0.18； 第二軸： d/L=0.18 0.21。 以下是軸的計算尺寸 ： 第二軸： 311min nPCd （ C 是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù) ） （ 3-28） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 30 - 395500000 . 2TTTPT nWd T=9.5511610 nP T=Temaxig 因發(fā)動機最大扭矩不大，故 C取較小值，由機械設計取 C 100 整理可得： 36m a xm in 1055.9 ge iTCd (mm) 代入數(shù)據(jù)可得各擋位齒輪處的軸徑為： 32.241 zd (mm) 53.273 zd (mm) 67.345 zd (mm) 27.377 zd (mm) 67.379 zd (mm) 83.3811 zd (mm) 56.4013 zd (mm) 此處還應根據(jù)階梯軸的結構特點與標準件要求進行軸徑調整。 3.4.2 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擋處即可；因為車輛在行進的過程中，一擋所傳動的扭矩最大，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。 （ 1）第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉的過程中，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 （ 3-29） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 31 - 311595500006500 5 0 . 50 . 2 2 5T M P a45 . 7 3 1 0PTGI 4442 0 0 1 0 0 05 . 7 3 1 0 0 . 93 . 1 4 2 58 . 1 1 032 式中 ：T-扭轉切應力， 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-許用扭轉切應力， MPa。 其中 P =115kw， n =6400r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知 T=55MPa，故T T，符合強度要求。 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角 來表示。其計算公式為： （ 3-30） 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)代入上式可得： 。 對于一般傳動軸可取 0 .5 1 ( ) / m ；故也符 合剛度要求。 （ 2） 第二軸的校核計算 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： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 32 - m a xm a xm a x22 t a nc o s2 t a netereaTiFdTiFdTiFd1 2 4 6 6 .74 1 2 7 .87 1 9 7 .6traFNFN16021 6 0 7 5atAdFFF （ 3-31） （ 3-32） （ 3-33） 式中 i -至計算齒輪的傳動比，此處為三擋傳動比 2.267； d -計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 90mm； -節(jié)點處的壓力角，為 16； -螺旋角，為 30； maxeT-發(fā)動機最大轉矩，為 200000N mm。 代入上式可得： ， ， 。 危險截面的受力圖為： 圖 3-2 危險截面受力分析 水平面：AF（ 160+75） =rF75 AF=1317.4N； 水平面內所受力矩： 31 6 0 1 0 2 1 0 . 7 8cAM F N m 垂直面： =6879.9N （ 3-34） 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 . 7 8sAM F N m 。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 33 - 2 2 22 2 25( 2 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) (1 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 . 5 1 0 0 0 )6 . 9 1 0c s jM M M TN m m 332 Md2223sF a bfEIL2213c F a bf EIL0.130.15csff該軸所受扭矩為： 1 7 0 3 . 8 5 6 5 4 . 5jTN 。 故危險截面所受的合成彎矩為： （ 3-35） 則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力 （ MPa） : （ 3-36） 將 M 代入上式可得： 1 3 6 .1 6 M P a ，在低擋工作時 =400MPa，因此有： ； 符合要求。 軸的剛度校核 第二軸在垂直面內的撓度cf和在水平面內的撓度sf可分別按下式計算： （ 3-37） （ 3-38） 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 ）。 將數(shù)值代入式（ 3-37）和（ 3-38）得： 故軸的全撓度為 22 0 . 1 9 8 0 . 2csf f f m m m m ，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（論文） - 34 - 3.5 軸承的選擇與校核 3.5.1 幾種軸承的特點與選擇 （ 1）幾種軸承： 圓錐滾子軸承： 可以同時承受徑向載荷及單向的軸向載荷（ 30000 型以徑向為主， 30000B型以軸向載荷為主）。 內 外圈可以分離，安裝時可以調整軸承的游隙。一般成對使用，對稱安裝。 深溝球軸承： 主要承受徑向載荷，也同時承受少量雙向軸向載荷。在高速時，可以用來承受純軸向載荷。工作中允許內外圈軸線偏斜 量 168 。摩擦阻力小，極限轉速高，結構簡單，價格便宜，應用最廣泛。但承受沖擊載荷能力較差，適用于高速場合。 圓柱滾子軸承： 能夠承受較大的徑向載荷而不能承受軸向載荷。因是線接觸，內、外圈只允許有極小的相對偏轉。軸承內、外圈可分離。 滾針軸承 徑向尺寸緊湊切承載能力很大，價格低廉。但不能承受軸向載荷，摩擦系數(shù)較大，不允許有偏斜。常用于徑向尺寸受限制而徑向載荷又較大的裝置中。 （ 2） 軸承類型的選擇 選用軸承選擇時，首先是軸承的類型，我國常用的標準軸承共分九種類型，下 面是正確選擇軸承類型時應考慮的幾大因數(shù)： 軸承的載荷 軸承所受載荷的大小，方向和性質是選擇軸承的主要依據(jù)。根據(jù)載荷的大小選擇軸承類型時，由于滾子軸承中主要元件是線接觸，適宜用于承受較大的載荷，承載后的變形也較小。而球軸承中主要為點接觸，適宜用于承受較輕的或中等的載荷。故在載荷較小時，應優(yōu)先選用球軸承。 根據(jù)載荷的方向選擇軸承類型時，對于純軸向載荷，一般選用推力滾子軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。在軸承在承受徑向載荷的同時，還有不大的軸向載荷時，可選用深溝球軸承 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 35 - 或接觸 角不大的 角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，當軸向載荷較大時，可選用接觸角較大角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結構，分別承擔徑向載荷和軸向載荷。 軸承的轉速 在一般轉速下，轉速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有在轉速較高時，才會有比較顯著的影響。 從工作轉速對軸承的要求看，可以確定以下幾點： 球軸承與滾子軸承比較，有較高的極限轉速，故在高速時應優(yōu)先選用球軸承。 在內徑相同的條件下，外徑越小，則滾動體就越輕小，運轉時滾動體在外圈滾道上的離心慣性力也就越小，因而也就更加適合于在更高的轉速下 工作，故在高速時，宜選用超輕、特輕及輕系列的軸承。重及特重系列的軸承，只用于低速重載的場合。如用一個輕系列軸承而承載能力達不到要求時，可考慮采用寬系列的軸承，或者把兩個輕系列的軸承并裝在一起使用。 保持架的材料與結構對軸承的轉速影響極大。實體保持架比沖壓保持架允許更高一些的轉速。 推力軸承的極限轉速均很低。當工作轉速高時，若軸向載荷不十分大時，可以采用角接觸球軸承承受純軸向力。 若工作轉速略超過樣本中規(guī)定的極限轉速，可以用提高軸承的公差等級，或者適當?shù)募哟筝S承的徑向游隙，選用循球潤滑或油霧潤滑，加強對循環(huán)油 的冷卻等措施來改善軸承的高速性能。若工作轉速超過極限轉速較多，應選用特制的高速轉動軸承。 便于拆裝也是選擇軸承類型時應考慮的一個因素。 此外，軸承類型的選擇還應考慮軸承裝置整體設計的要求。如軸承的配置使用要求、游動要求等。 綜合考慮以上因素，本次設計第一軸后軸承為外座圈上帶有止動槽的深溝球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷。第二軸前、后端采用帶止 動槽的圓錐滾子軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承，在第二軸穿過殼體處采用圓柱滾子軸承以承受徑向力，第二軸后部采用深溝球軸承支撐在軸承蓋 內。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 36 - 3.5.2 軸承的校核 初選軸承，代號 7206AC （ 46206） =25 o A/Re 時， x=1 y=0 A/R e 時， x=0.41 y=0.87 e=0.68 其中： R 徑向載荷 ， x 徑向載荷系數(shù) ， A 軸向載荷， （ 1）計算軸承在各擋位時的支反力 二軸受力分析 圖 3-3 二軸受力分析圖 圖中： C二軸前軸承對二軸作用力的作用點； D二軸后軸承對二軸作用力的作用點； C1x、 C 2x二 軸前軸承對二軸的水平、垂直作用力； D1x、 D2x、 D3x二軸后軸承對二軸的水平、垂直、軸向作用力； Fax、 Frx、 Ftx x 擋二軸齒輪所受軸向力、徑向力、切向力； Rx x 擋齒輪節(jié)圓半徑； 各支承力的計算公式： txx FLmxC 1 axxrxx FLRFLmxC 2 txx FLnxD 1 axxrxx FLRFLnxD 2 軸向載荷：axx FD 3 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 37 - 中間軸受力分析 圖 3-4 中間軸受力分析圖 圖中： E中間軸前軸承對軸作用力的作用點； F中間軸后軸承對軸作用力的作用點； E1x、 E2x中間軸前軸承對軸的水平、垂直作用力； F1x、 F2x中間軸后軸承對軸的水平、垂直作用力 Fax、 Frx、 Ftx x 擋齒輪所受軸向力、徑向力、切向力 Facx、 Frcx、 Ftcx 中間軸常嚙合齒輪所受軸向力、徑向力、切向力 。 Rx x 擋中間軸齒輪節(jié)圓半徑； Rc 中間軸常嚙合齒輪節(jié)圓半徑； 注：設計時使 Facx與 Fax大致相等，故 E、 F 處軸向力可不計。 各支承力的計算公式： (L =a+b=cx+ex) L exFbFE txtc xx 1 L RFRFexFbFE ca c xxaxrxr c xx 2 L aFcxFF tc xtxx 1 L RFRFcxFaFF xaxca c xrxr c xx 2 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 38 - 軸向載荷： F3x 0 一軸受力分析 圖 3-5 一軸受力分析圖 圖中： A 一軸前軸承對軸作用力的作用點； B 一軸后軸承對軸作用力的作用點； C 二軸前軸承對軸作用力的作用點； Facx、 Frcx、 Ftcx 一軸常嚙合齒輪所受軸向力、徑向力、切向力； A1x、 A2x 一軸前軸承對一軸的水平、垂直作用力； B1x、 B2x、 B3x 一軸后軸承對一軸的水平、垂直、軸向作用力； C1x、 C2x 二軸前軸承對一軸的水平、垂直作用力； Rc 一軸常嚙合齒輪齒輪節(jié)圓半徑。 各支承力的計算公式： ghFkCA tc xxx 11 gRFkChFA cac xxr e xx 22 ghgFkgCB te xxx)()(11 gRFkgChgFB cac xxr c xx )()( 22 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 39 - 軸向載荷： B3x = Facx 計算掛入 X 擋（非直接擋）時各軸所受扭矩 發(fā)動機輸入的扭矩為 Tx=Te fMx，一軸所受扭矩為 Tx，二軸所受扭矩為T2x=Tx ix (ix為該擋位傳動比 )。 計算各齒輪所受切向力、軸向力、徑向力 常嚙合 齒輪：切向力cxacx RTF ； 軸向力tantcxzcxFF ； 徑向力tantan cntc xrc xFF ； （ c為齒輪螺旋角 ， cn為齒輪法面嚙合角）。 x 擋齒輪：切向力xxtx TTF ； 軸向力xtxax FF tan 徑向力 xnxtxrx FF tantan （ x為 x 擋齒輪螺旋角 ； nx為 x 擋齒輪法面嚙合角）。 直接擋時各齒輪所受軸向力、徑向力、切向力均為 零。 計算各軸承的載荷 代入上式，可求得各軸承在 3 擋時的載荷。 （ 2）計算各軸承的總當量動載荷 計算各軸承在各擋位時的徑向載荷 Pr及軸向載荷 Pa 例如：一軸后軸承 B 在 x 擋時的徑向載荷 ： 2221 xxrBx BBP 軸向載荷：xaBx BP 3 計算軸承在各擋位時的當量動載荷： 根據(jù)所選軸承型號，查表得到徑向系數(shù) X、軸向系數(shù) Y。 計 算 公 式 ：axrxx YPXPP 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 40 - 計算軸承的總當量動載荷： 直接擋時各軸承的動 載荷均為零，因此只計算 3 擋的當量動載荷，并以 3 擋所需轉數(shù)作為預期壽命進行校核。 計算二軸后軸承的總當量動載荷： 二軸后軸承在 3 擋的當量動載荷分別為 PD1、 PD2、 PD3，各擋轉數(shù)的分配比例為 fu1、 fu2、 fu3、 fu4。根據(jù)損傷積累假說，軸承的總當量動載荷為： 4321332211uuuuuDuDuDmD ffff fPfPfPP 軸承壽命指數(shù) 球軸承 3 計算一軸的后軸承的總當量動載荷 一軸的后軸承 B的總當量動載荷為：44332211333222111 ifififif ifPifPifPPuuuuuBuBuBmB （ 3）校核軸承壽命 第一軸前軸承在傳遞扭矩時，內外圈無相對運動，所承受的是靜載荷，該軸承的選擇與傳動中其它部件的設計有關，本文不對其進行校核。其余軸承的校核步驟如下： 計算各軸承 13 擋時壽命 計算公式： L=(C/Pm) 其中 C 軸承的額定動載荷。 計算各軸承在 13擋時所需壽命 汽車軸承一般以汽車大修里程 Ls (km)作為其預期壽命。在此里程中第二軸總轉數(shù)： ND 總 = LS io/(2 Rr) (Ls=2.5 105km) i0為主減速 , Rr為車輪滾動半徑。 第二軸后軸承在 13擋所需壽命為： )1(4uDD fNN 總 第一軸后軸承在 13擋所需壽命為： 332211 ifififNN uuuDB 總 扭矩系數(shù)： fM1 fM2 fM3 fM4 50 60 70 80 路程系數(shù)： 1uf fu2 fu3 fu4 1 3 13 80 根據(jù)上述公式計算結果如下： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 41 - 軸承在各擋位時的當量動載荷xP： 二 軸后軸承 xP： 3788 2766 2249 0 中間軸前軸承 xP： 844 885 1261 0 中