【畢業(yè)論文】雙離合器式自動變速器的設計【2014年汽車機械專業(yè)答辯資料】

本科學生畢業(yè)設計 雙離合器式自動變速器 的六檔齒輪 系部名稱 ： 汽車工程系 專業(yè)班級 ： 車輛工程 0793111 班 學生姓名 ： 孫宏宇 指導教師 ： 趙 雨 旸 職 稱 ： 副教授 哈工大學華德應用技術學院 二一年十一月 The Graduation Design for Bachelors Degree Six archives gear wheel change gear design of pair of dyadic clutch automatic transmission Candidate： Sun Hongyu Specialty： Vehicle Engineering Class： 0793111 Supervisor： Associate Prof. Zhao Yuyang Institute of Technology 2010-11 Harbin 哈工大華德應用技術畢業(yè)設計 I 摘 要 雙離合器式自動變速器 (DualClutehTransmission，即 DCT)，是由雙軸式手動變速器發(fā)展而來的。它既保留了結(jié)構簡單、傳動效率高的優(yōu)點，又具有電液控制方式的優(yōu)點，改善了換檔品質(zhì)，降低了油耗、故障率和制造成本。目前國內(nèi)外有許多汽車大公司與學者在致力于雙離合器式自動變速器的開發(fā)與研究，并已在多款車上應用。因此研究雙離合器式自動變速器的工作特性，并對其齒輪變速器進行設計，是非常重要和必須的。 本文設計研究了雙離合器式自動變速器的六擋齒輪變速器，對變速器的工作原理做了闡述，對 各種不同變速器的布置方案及變速器的倒檔方案做了詳細的分析后選定了本變速器的最終布置方案，對變速器中的主要零件包括齒輪形式、換擋結(jié)構形式作了闡述并進行了選擇、并且對變速器的擋位數(shù)、傳動比的范圍、中心距、做初步的選擇和設計。對變速器中的齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、進行了選擇、對變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計。 簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。 全套 資料 ， 扣扣 414951605 哈工大華德應用技術畢業(yè)設計 II 關鍵字： 雙離合器；擋位數(shù)；傳動 比；齒輪；自動變速器 ABSTRACT Pair of dyadic clutch automatic transmission (DualClutehTransmission , namely DCT), is to come from biax style hand movement change gear by developing. Now that it having reserved the structure simplicity , efficient merit of drive, have had electricity liquid control mode merit , improvement shifting into quality , lessening oil consumes , the malfunction leads cost of manufacture to draw. And at present, there is a lot of important automobile company in home and abroad and the scholar is in exploitation and research concentrating efforts on dyadic Yu Shuang clutch automatic transmission, already have applied to much money vehicle. And automatic transmission performance data studying pair of clutches are dyadic therefore, change gear carries out design on its gear wheel, be very important and necessary. This design double clutch type automatic transmission gear transmission, the six blocked for transmission principle of work done on various transmission, the layout and the transmission of reverse scheme after a detailed analysis of the transmission of the final selection for transmission, the layout of main parts including gear shift structure forms, expounds the choice, and the number of transmission gears and scope, the transmission, the center distance, preliminary design and choice. Transmission of transmission scheme design. Simply tells the transmission components of material selection. 哈工大華德應用技術畢業(yè)設計 III Key words: Pair of clutches； Number of Gear； Transmission Ratio； Gear； Automatic Transmission 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 . Abstract . 第 1 章 緒論 . 1 1.1 課題研究的目的意義 . 1 1.2 課題的研究現(xiàn)狀 . 3 1.3 雙離合器式自動變速器的結(jié)構及其優(yōu)點 . 4 1.3.1 雙離合器式自動變速器的結(jié)構 . 4 1.3.2 雙離合器式自動變速器的工作原理 . 6 1.4 設計的主要內(nèi)容與技術路線 . 12 第 2 章 雙離合器式自動變速器方案的選擇和基本尺寸的確定 . 15 2.1 方案的選擇 . 13 2.1.1 變速器的功用和要求 . 13 2.1.2 變速器結(jié)構方案的確定 . 14 2.2 變速器主要零件結(jié)構的方案分析 . 16 2.3 本章小結(jié) . 18 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 . 19 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 . 19 3.1.1 擋位數(shù) . 19 3.1.2 傳動比范圍 . 19 3.1.3 中心距 A . 20 3.1.4 軸向尺寸 . 20 3.1.5 齒輪參數(shù) . 20 3.2 變速器各擋傳動比的選擇 . 23 3.2.1 初選傳動比 . 23 3.2.2 最大傳動比的選擇 . 23 3.2.3 其他各擋傳動比的確定 . 24 3.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配 . 24 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 3.3.1 一檔齒輪參數(shù) . 25 3.3.2 確定二檔齒數(shù) . 26 3.3.3 確定三檔齒輪齒數(shù) . 28 3.3.4 確定四檔齒輪齒數(shù) . 29 3.3.5 確定五檔齒輪齒數(shù) . 31 3.3.6 確定六檔齒輪齒數(shù) . 32 3.3.7 確定倒檔齒輪齒數(shù) . 33 3.4 本章小結(jié) . 35 第 4 章 變速器齒輪強度的計算與材料的選擇 . 36 4.1 齒輪的損壞原因及形式 . 36 4.2 齒輪材料的選擇 . 36 4.3 齒輪材料的強度計算與校核 . 36 4.4 各軸上的轉(zhuǎn)矩的計算 . 38 4.5 各擋齒輪彎曲強度計算 . 39 4.6 各擋齒輪接觸應力的計算 . 40 4.7 本章小結(jié) . 42 第 5 章 變速器軸的設計與校核 . 43 5.1 軸的功用 與類型 . 43 5.1.1 軸的功用 . 43 5.1.2 軸的分類 . 43 5.1.3 軸的材料 . 43 5.1.4 軸的工藝要求 . 44 5.2 軸的結(jié)構設計 . 44 5.2.1 軸的加工工藝性 . 44 5.2.2 軸的裝配工藝性 . 44 5.2.3 軸的設計 . 44 5.3 軸的校核 . 46 5.3.1 第一輸出軸的校核 . 46 5.3.2 第二輸出軸的校核 . 48 5.4 本章小結(jié) . 50 第 6 章 變速器同步器設計 . 51 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 6.1 同步器的結(jié)構 . 51 6.2 同步器的主要參數(shù)確定 . 52 6.3 本章小結(jié) . 53 結(jié)論 . 54 參考文獻 . 55 致謝 . 56 附錄 . 57 附錄 A 外文文獻原文 . 57 附錄 B 外文文獻原文 中文翻譯 . 63 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒 論 1.1 變速器的類型及發(fā)展方向 汽車傳動系的基本功用是將發(fā)動機發(fā)出的動力傳給車輪，一般來說，車輪由外力負載決定的轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速與發(fā)動機所提供的有大的偏差，因此傳動系的功用可概括為：通過變換傳動比來調(diào)節(jié)或變換發(fā)動機的性能，將動力經(jīng)濟而方便的傳給車輪，以適應外界道路和負載的變化。在汽車傳動系的發(fā)展過程中，自動變速一直是人們追求的目標。隨著計算機技術在汽車領域的廣泛應用，自動變速技術得到了飛速的發(fā)展。在轎車日益普及 ,非熟練駕駛員大量增加 的今天 ,汽車自動變速器的應用有著更加重要的意義 。 汽車自動變速器主要有液力機械式 (AT,Automatic Transmission)、電控機械式(AMT,Automated Manual Transmission) 、 雙 離 合 器 式 （ DCT Double Clutch Transmission）、無級變速器 (CVT,ContinuouslyVariable Transmission)等幾種形式。在AT 中，液力變矩器具有無級連續(xù)變速和變矩的能力，對外部負載具有良好的自動調(diào)節(jié)和適應性能，使車輛起步平穩(wěn)，加速迅速、均 勻、柔和，加之液體傳動本身特有的減震性能，又進一步降低了傳動系的尖峰載荷和扭轉(zhuǎn)振動。它延長了傳動系的使用壽命，提高了乘坐舒適性和車輛平均速度，以及行使安全性和通過性等。因此，它是目前世界車輛自動變速器的主導產(chǎn)品。目前美國轎車 AT 的裝車率達到 95%左右 1，西歐也達到 30%左右 1。 1、手動變速器 (MT) 手動變速器（ Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值 (也就是所謂的 “級 ” )。比如，一檔變速比是 3.852,二檔是2.552,再 到五檔的 0.752,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有 5 個值(即有 5 級 )，所以說它是有級變速器。 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。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 2 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車廠 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)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有 “+”、 “-”選擇檔位。在 D 檔時，可自由變換降檔 (-)或加檔 (+)，如同手動檔一樣。 4、無級變速器 當今汽車產(chǎn)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（ VanDoornes）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，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器 “突然換檔 ”、油門反應慢、油耗高等缺點。通常有些朋友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檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有 2 7 個檔 3。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)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 “檔 ”。裝配該技術的發(fā)動 機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合適的傳動比。 雙離合器式自動變速器 (DualClutehTransmission，即 DCT)，是由雙軸式手動變速器發(fā)展而來的。它既保留了結(jié)構簡單、傳動效率高的優(yōu)點，又具有電液控制方式的優(yōu)點，改善了換檔品質(zhì)，降低了油耗、故障率和制造成本。目前國內(nèi)外有許多汽車大公司與學者在致力于雙離合器式自動變速器的開發(fā)與研究，并已在多款車上應用。因此研究雙離合器式自動變速器的工作特性，并對其齒輪變速器進行設計，是非常重要和必須的。 1.2 變速器的應用前景 DCT是基于平行軸式手動變速器發(fā)展而 來的，它繼承了手動變速器傳動效率高、安裝空間緊湊、質(zhì)量輕、價格低等許多優(yōu)點，而且實現(xiàn)了動力換擋，這不僅保證了車輛的加速性，而且由于車輛不再產(chǎn)生由于換擋引起的急劇減速情況，也極大地改善了車輛運行的舒適性 。 DCT在推廣使用方面的一個顯著的優(yōu)點是它幾乎不受傳遞功率的限制，應用范圍很廣，它既可以應用在大型載重汽車、城市公共汽車、工程機械、中型貨車等大中型車輛上，使駕駛員免于頻繁的換擋操作，而且由于它的換擋時間很短，也可以應用在運動型車輛上。通常在功率較大的車輛中，它的應用更為有利。這是因為，一般情況哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 3 下它有兩根傳動 軸是同心的，即中間的一根傳動軸是實心的，而套在它外面的則是一根空心的，由于軸的剛度、強度以及結(jié)構尺寸等方面的原因，較大的傳動軸軸徑有利于雙離合器式自動變速器的設計，多適合功率較大的車輛。 DCT在推廣使用方面的另一個顯著的優(yōu)點是生產(chǎn)成本低。它是靠離合器和齒輪傳遞動力的，復雜程度低，對現(xiàn)有的手動擋變速器生產(chǎn)線稍加改造就可以轉(zhuǎn)而生產(chǎn) !#，充分利用原有手動變速器的生產(chǎn)設備，生產(chǎn)繼承性好，很適合現(xiàn)有的手動變速器生產(chǎn)廠將產(chǎn)品升級到自動變速器。表 1.13為幾種 自 動變速器在性能、技術難度及成本方面的比較 。 我國汽車工業(yè) 起步較晚，現(xiàn)在的生產(chǎn)線也多以生產(chǎn)手動擋變速器為主，高檔的自動變速器主要依靠進口，而生產(chǎn) DCT變速器可以充分利用原有手動變速器的生產(chǎn)設備，新增投資較少，比較適合我國國情 4。 1.3 雙離合器式自動變速器的結(jié)構及其 工作原理 1.3.1 雙離合器式自動變速器的結(jié)構 DCT 主要包括帶扭轉(zhuǎn)減振器的濕式離合器系統(tǒng)、按 DCT 工作原理配置的變速器及換擋系統(tǒng)和相應的控制系統(tǒng)。 1、 扭轉(zhuǎn)減振系統(tǒng) 由于在 DCT 中沒有使用液力變矩器等可以吸收系統(tǒng)振動的元件，所以需要采用扭轉(zhuǎn)減振器來吸收系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動。在 DCT 系統(tǒng)中，可以采用普通的 單級或多級扭轉(zhuǎn)減振器，其安裝位置在發(fā)動機飛輪與 DCT 動力輸入部件之間，因此需要將飛輪的轉(zhuǎn)動慣量與 DCT 動力輸入件的慣量綜合匹配，并確定系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)剛度來設計扭轉(zhuǎn)減振器。 較。 圖 1.1 變速器后端振動加速比較 2、 離合器系統(tǒng) 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 4 在 DCT 中，既可以采用干式離合器，也可以采用濕式離合器，但兩者的工作特性存在較大的差別。干式離合器可以通過壓板和飛輪吸收較大熱量，對滑磨產(chǎn)生熱量的速度不敏感，但因為空氣散熱較慢，熱量不易在短時間內(nèi)散發(fā)出去，因此它受滑磨產(chǎn)生的總熱量的限制。干式離合器適于在短時間內(nèi)結(jié)合，這樣滑磨時間短，產(chǎn) 生熱量少。其滑磨功特性曲線如圖 1.2（ a） 所示 5。濕式離合器用油冷卻摩擦片，它受限于產(chǎn)生熱量的速度，但不受產(chǎn)生的總熱量的限制，所以適用于離合器結(jié)合過程中壓力逐步增加、發(fā)熱速度較慢的場合。其滑磨功特性如圖 1.2（ b） ,所示。在設計中可以選用較小的離合器儲備系數(shù)，并控制加壓油缸的油壓增長速度，使摩擦扭矩逐步增加。 （ a） 干式 （ b）濕式 圖 1.2 干式、濕式離合器產(chǎn)生的滑磨功 3、 液壓控制系統(tǒng) DCT 的液壓控制系統(tǒng)主要負責接受電控系統(tǒng)的控制指令， 對離合器和變速器的換擋機構進行操縱。液壓控制系統(tǒng)主要包括：雙離合器控制部分、換擋機構控制部分和冷卻部分。雙離合器控制部分是通過對離合器油缸充入和釋放高壓油來實現(xiàn)離合器的分離和接合的。 雙離合器變速箱 (DCT)的檔位切換是由檔位選擇器來操作的，檔位選擇器實際上是個液壓馬達，推動撥叉就可以進入相應的檔位，由液壓控制系統(tǒng)來控制它們的工作。以一個典型的 6檔雙離合器變速箱 (DCT)為例，液壓控制系統(tǒng)中有 6個油壓調(diào)節(jié)電磁閥，用來調(diào)節(jié) 2個離合器和 4 個檔位選擇器中的油壓壓力，還有 5 個開關電磁閥，分別控制檔位選擇器和離合 器的工作 。 4、 電子控制系統(tǒng) DCT 的電子控制系統(tǒng)負責采集車輛運行信息、駕駛員的操作指令，實時在線的對車輛的運行狀態(tài)進行綜合處理和判斷，并控制 DCT 的運行。同時，電控系統(tǒng)還要負責與發(fā)動機電控單元以及其它系統(tǒng)的電控單元協(xié)調(diào)工作。圖 1.3 為電子控制系統(tǒng)框圖 3。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 5 圖 1.3 DCT 電子控制系統(tǒng)框圖 1.3.2 雙離合器式自動變速器的工作原理 與手動變速箱形成對照的是，雙離合器變速箱使用兩個離合器，但沒有離合器踏板。最新的電子系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)控制著離合器，正如標準的自動變速箱中的一樣。在雙離合器變速箱中，離合 器是獨立工作的。一個離合器控制了奇數(shù)檔位 (如： 1 檔、 3 檔、5 檔和倒檔 )，而另一個離合器控 制了偶數(shù)檔位 (如： 2檔、 4檔和 6檔 )。使用了這個布局，由于變速箱控制器根據(jù)速度變化，提前嚙合了下一個順序檔位，因此換檔時將沒有動力中斷。其中最具創(chuàng)意的核心部分是雙離合器和機械部分變速箱中的兩軸式的輸入軸。這個精巧的兩軸式結(jié)構分開了奇數(shù)檔和偶數(shù)檔。不象傳統(tǒng)的手動變速箱將所有檔位集中在一根輸入軸上，雙離合器變速箱 (DCT)將奇數(shù)檔和偶數(shù)檔分布在兩根輸入軸上 。 外部輸入軸被挖空，給內(nèi)部輸入軸留出嵌入的空間。以 6檔 變速箱為例，內(nèi)部輸入軸上安裝了 1檔、 3檔、 5檔和倒檔的齒輪，外部輸入軸上安裝了 2檔、 4檔和 6檔的齒輪。這使得快速換檔成為可能，維持了換檔時的動力傳遞。標準的手動變速箱是做不到這點的，因為它必須使用一個離合器來控制所有的奇數(shù)檔和偶數(shù)檔。 直接換擋變速器原則上由兩個彼此獨立的分動器組成，原則上總有一個分動器處于力的傳遞鏈中，而另外一個分動器則已經(jīng)被切換到另一個檔位，但是，離合器還處于開啟狀態(tài)。對分動器的每個檔位，均配備了傳統(tǒng)的同步器和換擋裝置如圖 1.4所示 3。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 6 圖 1.4 DCT 結(jié)構 目前唯一量產(chǎn)的雙離合器 變速箱 (DCT)是德國大眾的 DSG變速箱，使 BorgWarner DualTronic 技術，被裝備在 Volkswagen Beetle、 Golf、 Touran 和 Jetta 以及 Audi TT 和A3； Skoda Octavia； Seat Altea, Toledo和 Leon上。下面以 DSG變速箱為例，簡單介紹雙離合器變速箱 (DCT)的工作過程：在 1 檔起步行駛時，動力傳遞路線如下圖中直線和箭頭所示，外部離合器接合，通過內(nèi)部輸入軸到 1 檔齒輪，再輸出到差速器。同時，圖中虛線和箭頭所示的路線是 2 檔時的動 力傳輸路線，由于離合器 2是分離的，這條路線實際上還沒有動力在傳輸，是預先選好檔位，為接下來的升檔做準備的。當變速器進入 2 檔后，退出 1 檔，同時 3 檔預先結(jié)合。所以在 DSG 變速器的工作過程中總是有2 個檔位是結(jié)合的，一個正在工作，另一個則為下一步做好準備如圖 1.5所示。 DSG變速器在降檔時，同樣有 2個檔位是結(jié)合的，如果 6檔正在工作，則 5檔作為預選檔位而結(jié)合。 DSG變速器的升檔或降檔是由變速箱控制器 (TCU)進行判斷的，踩油門踏板時，變速箱控制器 (TCU)判定為升檔過程，作好升檔準備；踩制動踏板時，變速箱 控制器 (TCU)判定為降檔過程，作好降檔準備。一般變速器升檔總是一檔一檔地進行的，而降檔經(jīng)常會跳躍地降檔， DSG 變速器在手動控制模式下也可以進行跳躍降檔，例如，從 6 檔降到 3 檔，連續(xù)按 3 下降檔按鈕，變速器就會從 6 檔直接降到 3檔，但是如果從 6檔降到 2檔時，變速器會降到 5 檔，在從 5檔直接降到 2 檔。在跳躍降檔時，如果起始檔位和最終檔位屬于同一個離合器控制的，則會通過另一離合器控制的檔位轉(zhuǎn)換一下，如果起始檔位和最終檔位不屬于同一個離合器控制的，則可以直接跳躍降至所定檔位。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 7 圖 1.5 DCT變速器 1檔：外部離合器 內(nèi)部驅(qū)動軸 輸出軸 1差速器如圖 1. 6所示 5。 圖 1. 6 1 檔傳動路線 2 檔：內(nèi)部離合器 外部驅(qū)動軸 輸出軸 差速器如圖 1.7 所示 5。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 8 圖 1. 7 2 擋傳動路線 3 檔：外部離合器 內(nèi)部驅(qū)動軸 輸出軸 差速器如圖 1.8 所示 5。 圖 1.8 3 擋傳動路線 4 檔：內(nèi)部離合器 外部驅(qū)動軸 輸出軸 差速器如圖 1.9 所示 5。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 9 圖 1.9 4 擋傳動路線 5 檔：外部離合器 內(nèi)部驅(qū)動軸 輸出軸 差速器如圖 1.10 所示 5。 圖 1.10 5 擋傳動路線 6 檔：內(nèi)部離合器 外部驅(qū)動軸 輸出軸 差速器如圖 1.11 所示 5。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 10 圖 1.11 6 擋傳動路線 倒檔：外部離合器 內(nèi)部驅(qū)動軸 倒檔軸 輸出軸 差速器如圖 1.12 所示 5。 圖 1.12 倒擋傳動路線 1.4 設計的主要內(nèi)容與技術路線 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 11 （ 1）雙離合器式自動變速器的六擋齒輪變速器設計 。 （ 2） 對 離合器式自動變速器的 檔位數(shù)、中心距進行了初步的選擇。 （ 3） 對齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、各擋位齒輪的齒數(shù)等相關參數(shù)的設計。 （ 4） 對變速器的軸和軸上零件的定位進行設計和校核。 （ 5） 對同步器的進行了設計和選 擇。 技術路線如圖 1.13 所示。 圖 1.13 技術路線 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 12 第 2 章 雙離合器式自動變速器方案的選擇和基本尺寸的確定 2.1 方案選擇 根據(jù)任務書所提設計參數(shù)如表 2.1。 表 2.1 設計基本參數(shù) 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 280 N m/1800-5000rpm 發(fā)動機最大功率 147kw/5100-6000rpm 最高車速 240km/h 輪胎規(guī)格 245/45R/17 汽車總質(zhì)量 1280kg 轉(zhuǎn)向盤操縱力 200N 輪胎氣壓 2.5MPa 2.1.1 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。 2.1.2 變速器結(jié)構方案的確定 變速器由傳動機構與操縱機構組成。 1、 變速器傳動機構的結(jié)構分析與型式選擇 如圖 2.1 中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 2.1(a)、 (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 2.1c 所示傳動方案的二，三，四檔用哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 13 常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。 （ a） (b) (c) 圖 2.1 中間軸式四檔變速器傳動方案 圖 2.2(a)所示方案，除一，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 2.2(b)、 (c)、 (d)所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 2.2(d)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。 (a) (b) (c) (d) 圖 2.2 中間軸式五檔變速器傳動方案 圖 2.3(a) 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 8。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 14 (a) (b) 圖 2.3 中間軸式六檔變速器傳動方案 2 倒檔傳動方案 圖 2.4 為常見的倒擋布置方案。圖 2.4(b)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 2.4(c)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 2.4(d)所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 2.4(c)所示方案。圖 2.4(e)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。 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) 圖 2.4 變速器倒檔傳動方案 2.2 變速器主要零件結(jié)構的方案分析 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。 2、換檔結(jié)構型式 換檔結(jié)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(jié)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，初一檔、倒檔外很少采用。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 15 結(jié)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 2.5(a)所示。 或者兩接合齒的嚙合位置錯開圖 2-5(b)，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 1 3mm9。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?。?0.3 0.6mm） 9，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 2.6 所示。 3、 將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 2 3） 9，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 圖 2.9。這種結(jié)構方案比較有效，采用較多。 (a) (b) 圖 2.5 防止自動脫檔的結(jié)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(jié)構上保證結(jié)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(jié)構如圖 2.10 所示： 此段切薄 圖 2.6 防止自動脫檔的結(jié)構措施 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 16 加工成斜面 圖 2.7 防止自動脫檔的結(jié)構措施 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 圖 2.8 鎖環(huán)式同步器 2.3 本章小結(jié) 本章根據(jù)汽車設計所學的變速器設計知識對汽車變速器的結(jié)構形式和動力傳動布置形式及倒檔布置形式進行初步的選擇 。 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 17 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1. 1 擋數(shù) 變速器的擋數(shù)可在 3 20 個擋位范圍變化。通常變速器的擋數(shù)在 6 擋以下，當擋數(shù)超過 6 擋以后，可在 6 擋以下的主變速器基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。 3.1.2 傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉(zhuǎn)動比的比值。轉(zhuǎn)動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。 目前轎車的傳動比范圍在 3 4 之間，輕型貨車在 5 6 之間，其他貨車則更大。 3.1.3 中心距 A 中間軸式變速器中心距 A 的確定 。 初選中心距 A 時 ,可根據(jù)下述經(jīng)驗公式計 算 11。 3 1m ax geA iTKA = （ 3.1） 式中， A 為變速器中心距（ mm） ； KA-中心距系數(shù)，車用車： K A =8.93. 9.3；商用車： KA =8.6 9.6；對多檔 KA =9.5 11； Temax -為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（ Nm） i1為變速器一檔傳動比； 為變速器傳動效率，取 96%。 乘用車變速器中心距 A 的確定。 乘用車變速器的中心距在 60 80mm 范圍內(nèi)變化，而商用車的變速器中心距在80 170mm 范圍內(nèi)變化。原則 上，總質(zhì)量小的汽車，變速器中心距也小些。 3.1.4 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。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 3.0 3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關： 四檔 (2.2 2.7)A 五檔 (2.7 3.0)A 六檔 (3.2 3.5)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 。 3.1.5 齒輪參數(shù) 1、模數(shù) 對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；從工藝方面哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 18 考慮，各擋齒 輪應該選用一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)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(shù)相同。其取值范圍是 12：乘用車和總質(zhì)量 ma在 1.8 14.0t 的貨車為 2.03.5mm；總質(zhì)量 ma大于 14.0t 的貨車為 3.5 5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋見表 3.1。 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或 25等大些的 壓力角見表 3.2。 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。 表 3.1 汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 am /t 1.0 V1.6 1.6 V2.5 6.0 am 14.0 am 14.0 模數(shù)nm/mm 2.25 2.75 2.75 3.00 3.50 4.50 4.50 6.00 表 3.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （ 3.25） 3.50 （ 3.75） 4.50 5.50 3、螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。 根據(jù)圖 3.1可知，欲使中間軸上兩個 斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件。 由于 T= 2n21n1 rF=rF ，為使兩軸向力平衡，必須滿足。 2r1r=2tan1tan （ 3.2） 式中， Fa1， Fa2為軸向力， Fn1， Fn2為圓周力 r1， r2為節(jié)圓半徑； T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 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。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 19 圖 3.1 中間軸軸向力平衡 最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各 對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 轎車變速器： 兩軸式變速器為 20 30。 中間軸式變速器為 22 34。 貨車變速器： 18 34。 貨車變速器螺旋角： 18 26。 初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為 24，其余擋斜齒輪螺旋角 24。 4齒寬 b 應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。 通常更據(jù)齒輪模數(shù) m的大小來選定齒寬。 直齒： b=KCm, KC為齒寬系數(shù)，取 為 4.5 8.0 。 斜齒： b= KCmn， KC取 6.0 8.5 。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)， KC可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 5 變位系數(shù)的選擇原則 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。 6 齒頂高系數(shù) 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 20 齒頂高系數(shù)對重合度、齒輪強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小、工作噪聲大；但 因輪齒收到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為齒輪上受到的載荷集中作用到齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.75 0.80的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后。短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00。 3.2變速器各擋傳動比的選擇 3.2.1 初選傳動比： 0m inm a x 37 7.0 iirnUgpa = （ 3.3） 式中，maxaU為汽車最高 速度； np 為為發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速； r 為車輪半徑； igmin 為變速器最小傳動比（六擋傳動比）； i0 為主減速器傳動比。 0i=0.377maxmin agpui rn =0.377 240921.0 326.05500 =3.0508 雙曲面主減速器 ， 當0i6時，取 =90%，當0i 6 時取 =85%，輕型商用車1gi在5.0 8.0 范圍， 3.2.2 最大傳動比的選擇： 1、 檔數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 4 5個檔位的變速器。本設計采用 6 個檔位。 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(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： 滿足最大爬 坡度 根據(jù)汽車行駛方程式 dtdumGiuACGfriiTaDTg 15.21 20e m a x += （ 3.4） 汽車以一擋在無風、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡化為 ： s in c o s0e m a x GGfr iiT Tg += （ 3.5） 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 21 ( )Teg iTfGri s inco s0m a x1+ （ 3.6） 式中， G為汽車重力（ G=mg=12809.8=12544N）；emaxT為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；0i為主減速器傳動比； T 為機械傳動效率； r為車輪半徑； f為滾動阻力系數(shù)； 為爬坡度，選取=16.7。 f=0.0076+0.000056ua=0.0076+0.00005624=0.02。 所以由式（ 3.4） 1gi1.698。 滿足附著條件 。 01emax r iiT Tg z2F （ 3.7） 式中， z2F 為驅(qū)動橋荷（前橋） z2F =G75%=9408N； 為附著系數(shù)在瀝青混凝土干路面，=0.70.8，取 =0.75。 1gi3.325。 由公式（ 3.4）（ 3.5）得 1.6981gi3.325。 選取一檔傳動比為 3.3。 超速檔的的傳動比一般為 0.7 0.8，本設計去五檔傳動比 ig =0.921。 3.2.3 其他各擋傳動 比的確定 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： qiiiiiiiiiigggggggggg =6554433221 式中： q 常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： 3.3651 = gg iqi 23.2642 = gg iqi 79.1633 = gg iqi 43.1624 = gg iqi 149.165 = gg iqi 3.3各擋齒輪齒數(shù)的分配 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(jié)構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 22 圖 3.2 動力傳動示意圖 3.3.1 確定一檔齒輪齒數(shù) 121g ZZi = （ 3.8） 為了求 1Z ， 2Z 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和hZ， nh mAZ cos2= （ 3.9） 式 (3.8) (3.9)得 1Z =13.59 為避免發(fā)生根切現(xiàn)象選取 1Z =18。 2Z =59.4 選取 2Z =60。 1、 對中心距 A 進行修正 因為計算齒數(shù)和hZ后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的hZ和齒輪變位系數(shù)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(shù)分配的依據(jù)。 cos2 hnZmA = （ 3.10） 根據(jù)公式 (3.10) A=118mm。 2、 對螺旋角的修正 6.241182 7875.2c o s2 )(c o s 21 = =+= arA ZZmar n 3、 對一擋齒輪進行角度變位 tant=costan na （ 3.11） 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 23 cos ,t=toAA cos （ 3.12） 式中 t 為壓力角 n 為端面壓力角； 為螺旋角；t為端面壓嚙合角； A0 為理論中心距；A 為中心距。 根據(jù)公式 (3.11)t=21.88t=22.07。 經(jīng)過查機械設 計手冊變位系數(shù)之和 X=0.55 Xn1=0.47 Xn2=0.08。 4、 中心距變動系數(shù) Yn=2.75117.85-118A-0 =nmA =0.0545 5、 齒高變動系數(shù) Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.4955 6、 分度圓直徑 11n1 cos/m zd = = 6.24cos 1875.2 =54.63mm 12n2 cos/m zd = = 6.24cos 6075.2 =182.1mm 6、 齒頂高 )y-*( n11 na Xhanh += =（ 1+0.47-0.4155） 2.75=2.679mm )y-*( n22 na Xhanh += =（ 1+0.08-0.4995） 2.75=1.607mm 8、 齒根高 )-*( 11 nnanf XChh += =（ 1+0.25-0.47） 2.75=2.145mm )-*( 21 nnanf XChh += =（ 1+0.25-0.88） 2.75=3.2175mm 9、 全齒高 1fa11 hhh +=4.824mm 2fa22 hhh +=4.824mm 10、 齒頂圓直徑 11a1 2 ahdd +=57mm 22a2 2 ahdd +=185mm 11、 齒根圓直徑 111 2- ff hdd =48mm 222 2- ff hdd =176mm 12、 當量齒數(shù) 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 24 1311v cos/zz =24.193 2322v cos/zz =80.645 3.3.2確定二擋齒數(shù) 342g ZZi = （ 3.13） 為了求3Z， 4Z 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和hZ， nh mAZ cos2= （ 3.14） 由公式 (3.13) (3.14)得3Z=24.27，選取3Z=24, 4Z =54。 1、 對螺旋角的修正 6.241182 7875.2c os2 )(c os 43 = =+= arA ZZmar n 2、 對二擋齒輪進行角度變位 tant=costan na （ 3.15） cos ,t=toAA cos （ 3.16） 式中 t 為壓力角 n 為端面壓力角； 為螺旋角；t為端面壓嚙合角； A0 為理論中心距；A 為中心距。 根據(jù)公式 (3.15)t=21.88t=22.07。 經(jīng)過查機械設計手冊變位系數(shù)之和 X=0.55 Xn3=0.42 Xn4=0.13。 3、 中心距變動系數(shù) Yn=2.75117.85-118A-0 =nmA =0.0545 4、 齒高變動系數(shù) Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.4955 5、 分度圓直徑 33n3 cos/m zd =6.24cos2475.2 =72.82mm 44n4 cos/m zd = = 6.24cos 5475.2 =164mm 6、 齒頂高 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 25 nnana mXhh )y*( n33 +=（ 1+0.42-0.4955） 2.75=2.542mm nnana mXhh )y*( n43 +=（ 1+0.13-0.4955） 2.75=2.144mm 7、 齒 根高 nnnanf mXChh )*( 44 +=（ 1+0.25-0.43） 2.75=2.255mm nnnanf mXChh )*( 44 +=（ 1+0.25-0.88） 2.75=3.08mm 8、 全齒高 3fa33 hhh +=4.797mm 4fa44 hhh +=4.824mm 9、 齒頂圓直徑 33a3 2 ahdd +=77.904mm 44a4 2 ahdd +=167mm 10、 齒根圓直徑 333 2- ff hdd =77.904mm 444 2- ff hdd =176mm 11、 當量齒數(shù) 3333v cos/zz =32.24 4344v cos/zz =72.54 3.3.3確定三擋齒數(shù) 563g ZZi = （ 3.17） 為了求5Z，6Z的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和hZ， nh mAZ cos2= （ 3.18） 式 （ 3.17） （ 3.18） 得5Z=28.09，選取5Z=28 6Z=50。 1、 對螺旋角的修正 6.241182 7875.2c os2 )(c os 65 = =+= arA ZZmar n 2、 對三擋齒輪進行角度變位 tant=costan na （ 3.19） cost=toAA cos （ 3.20） 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 26 式中 t 為壓力角 n 為端面壓力角； 為螺旋角；t為端面壓嚙合角； A0 為理論中心距；A 為中心距。 根據(jù)公式 (3.19)t=21.88t=22.07。 經(jīng)過查機械設計手冊變位系數(shù)之和 X=0.55 Xn5=0.41 Xn6=0.14。 3、 中心距變動系數(shù) Yn=2.75117.85-118A-0 =nmA =0.0545 4、 齒高變動系數(shù) Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.4955 5、 分度圓直徑 55n5 cos/m zd =6.24cos2875.2 =84.96mm 66n6 cos/m zd =6.24cos5075.2 =152mm 6、 齒頂高 nnnanf mXChh )*( 55 += nnana mXhh )y*( n55 +=（ 1+0.41-0.4955） 2.75=2.514mm nnana mXhh )y*( n66 +=（ 1+0.13-0.4955） 2.75=1.7714mm 7、 齒根高 nnnanf mXChh )*( 55 +=（ 1+0.25-0.41） 2.75=2.31mm nnnanf mXChh )*( 65 +=（ 1+0.25-0.14） 2.75=3.0525mm 8、 全 齒高 5fa55 hhh +=4.824mm 4fa44 hhh +=4.824mm 9、 齒頂圓直徑 55a5 2 ahdd +=90mm 66a6 2 ahdd +=155mm 10、 齒根圓直徑 555 2- ff hdd =80.34mm 666 2- ff hdd =146mm 11、 當量齒數(shù) 5355v cos/zz =37.634 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 27 6366v cos/zz =67.168 3.3.4確定四擋齒數(shù) 784g ZZi = （ 3.21） 為了求7Z，8Z的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和hZ， nh mAZ cos2= （ 3.22） 式 (3.21) (3.22)得7Z=32.26，選取7Z=33 8Z=46。 1、 對螺旋角的修正 6.241182 7875.2c os2 )(c os 87 = =+= arA ZZmar n 2、 對四擋齒輪進行角度變位 tant=costan na （ 3.23） cost=toAA cos （ 3.24） 式中 t 為壓力角 n 為端面壓力角； 為螺旋角；t為端面壓嚙合角； A0 為理論中心距；A 為中心距。 根據(jù)公式 （ 3-23） t=21.88t=22.07。 經(jīng)過查機械設計手冊變位系數(shù)之和 X=0.55 Xn7=0.32 Xn8=0.23。 3、 中心距變動系數(shù) Yn=2.75117.85-118A-0 =nmA =0.0545 4、 齒高 變動系數(shù) Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.4955 5、 分度圓直徑 77n7 cos/m zd =6.24cos3375.2 =100.132mm 88n8 cos/m zd =6.24cos4675.2 =140mm 6、 齒頂高 nnana mXhh )y*( n77 +=（ 1+0.32-0.4955） 2.75=2.267mm nnana mXhh )y*( n88 +=（ 1+0.23-0.4955） 2.75=2.0198mm 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 28 7、 齒根高 nnnanf mXChh )*( 77 +=（ 1+0.25-0.32） 2.75=4.8245mm nnnanf mXChh )*( 88 +=（ 1+0.25-0.23） 2.75=2.805mm 8、 全齒高 7fa77 hhh +=4.824mm 8fa88 hhh +=4.824mm 9、 齒頂圓直徑 77a7 2 ahdd +=104.66mm 88a8 2 ahdd +=144mm 10、 齒根圓直徑 777 2- ff hdd =90.66mm 888 2- ff hdd =133.96mm 11、 當量齒數(shù) 7377v cos/zz =44.33 8388v cos/zz =67.794 3.3.5確定五擋齒數(shù) 第二輸出軸與輸入軸的中心距 A2=95mm。 1095g ZZi = （ 3.25） 為了求3Z， 4Z 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和hZ， nh mAZ cos2= （ 3.26） 式（ 3.25）（ 3.26）得9Z=33.3，選取9Z=33 4Z =29。 1、 對螺旋角的修正 75.261182 7875.2c os2 )(c os 43 = =+= arA ZZmar n 2、 對五擋齒輪進行角度變位 tant=costan na （ 3.27） cost=toAA cos （ 3.28） 式中 t 為壓力角 n 為端面壓力角； 為螺旋角；t為端面壓嚙合角； A0 為理論中心距；哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 29 A 為中心距。 根據(jù)公式 （ 3-27） t=22t=22.5。 經(jīng)過查機械設計手冊變位系數(shù)之和 X=0.35 Xn9=0.07 Xn10=0.28。 3、 中心距變動系數(shù) Yn=2.7594.827-59A-0 =nmA=0.0629 4、 齒高變動系數(shù) Y=X-Yn=0.35-0.0625=0.2871 5、 分度圓直徑 99n9 cos/m zd =6.24cos3375.2 =136.102mm 1010n10 cos/m zd =6.24cos2975.2 =88.739mm 6、 齒頂高 nnana mXhh )y*( n99 +=（ 1+0.07-0.2871） 2.75=2.152mm nnana mXhh )y*( n1010 +=（ 1+0.28-0.2871） 2.75=2.73mm 7、 齒根高 nnnanf mXChh )*( 1010 +=（ 1+0.25-0.07） 2.75=3.245mm nnnanf mXChh )*( 1111 +=（ 1+0.25-0.88） 2.75=2.6675mm 8、 全齒高 9fa99 hhh +=5.397mm 01fa1010 hhh +=5.40mm 9、 齒頂圓直徑 99a9 2 ahdd +=93.043mm 1010a10 2 ahdd +=159.01mm 10、 齒根圓直徑 999 2- ff hdd =83.32mm 101010 2- ff hdd =95.644mm 11、 當量齒數(shù) 9399v cos/zz =39.94 1031001v co s/zz =45.454 3.3.6確定六擋齒數(shù) 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 30 第二輸出軸與輸入軸的中心距 A2=95mm。 7116g ZZi = （ 3.29） 已知7Z=33， （ 3.30） 式（ 3.29）（ 3.30）得 11Z =30.393，選取 11Z =30。 1、 對螺旋角的修正 23.241182 6375.2c os2 )(c os 109 = =+= arA ZZmar n 2、 對五擋齒輪進行角度變位 tant=costan na （ 3.31） cost=toAA cos （ 3.32） 式中 t 為壓力角 n 為端面壓力角； 為螺旋角；t為端面壓嚙合角； A0 為理論中心距；A 為中心距。 根據(jù)公式 （ 3.31） t=21.75t=22.5 經(jīng)過查機械設計手冊變位系數(shù)之和 X=0.35 Xn9=0.07 Xn10=0.28。 3、 中心距變動系數(shù) Yn=2.7594.827-59A-0 =nmA=0.0629 4、 齒高變動系數(shù) Y=X-Yn=0.35-0.0625=0.2871 5、 分度圓直徑 1111n11 cos/m zd = = 6.24cos 3075.2 =90.47mm 6、 齒頂高 nnana mXhh )y*( n1111 +=（ 1+0.07-0.2871） 2.75=2.152mm 7、 齒根高 nnnanf mXChh )*( 1111 +=（ 1+0.25-0.07） 2.75=3.245mm 8、 全齒高 11fa1111 hh +=h=5.397mm 9、 齒頂圓直徑 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 31 1111a11 2 ahdd +=93.043mm 10、 齒根圓直徑 111111 2- ff hdd =83.32mm 11、 當量齒數(shù) 1131111v co s/zz =39.94 3.3.7 確定倒檔齒輪齒數(shù) 1617115 ZZZZig =倒 (3.33) 初選倒檔傳動比為 3.01。 1倒檔和輸入軸的中心距 cos2 151 ZZA += (3.34) ADeDe 21316 =+ (3.35) 由 公式 (3.34)( 3.35)選取 Z16=9 Z17=34。 2、 修正螺旋角 23.241182 4575.2c os2 )(c os 151 = =+= arA ZZmar n 3、 對倒擋齒輪進行角度變位 tant=costan na （ 3.36） cost=toAA cos （ 3.37） 式中 t 為壓力角 n 為端面壓力角； 為螺旋角；t為端面壓嚙合角； A0 為理論中心距；A 為中心距。 根據(jù)公式 （ 3-36） t=21.75t=22.5。 經(jīng)過查機械設計手冊變位系數(shù)之和 X=0.57 Xn9=0.47 Xn10=0.01。 4、 中心距變動系數(shù) Yn=2.7567.73-68A-0 =nmA=0.0981 5、 齒高變動系數(shù) Y=X-Yn=0.57-0.0981=0.4719 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 32 6、 分度圓直徑 1515n15 cos/m zd =6.24cos2775.2 =81.926mm 1616n16 cos/m zd =6.24cos1975.2 =57.824mm 1717n17 cos/m zd =6.24cos3475.2 =104.071mm 7、 齒頂高 nnana mXhh )y*( n1515 +=（ 1+0.1-0.4179） 2.75=1.7272mm nnana mXhh )y*( n1616 +=（ 1+0.39-0.232） 2.75=3.1845mm nnana mXhh )y*( n1717 +=（ 1+0.31-0.232） 2.75=2.9645mm 8、 齒根高 nnnanf mXChh )*( 1515 +=（ 1+0.25-0.1） 2.75=3.1625mm nnnanf mXChh )*( 1516 +=（ 1+0.25-0.39） 2.75=2.365mm nnnanf mXChh )*( 1717 +=（ 1+0.25-0.31） 2.75=2.585mm 3.4 本章小結(jié) 本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 33 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 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。 1、 滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、 合理選擇材料配對 如對硬度 350HBS17的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小 齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 30 50HBS17左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。 3、 考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： 5.3法m 時滲碳層深度 0.8 1.2 5.3法m 時滲碳層深度 0.9 1.3 5法m 時滲碳層深度 1.0 1.3 表面硬度 HRC58 63；心部硬度 HRC33 48 對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于 0.2；表面硬度 HRC48 5318。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO， 20CrNiMO， 12Cr3A 等鋼材 。 4.3 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(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。 1 輪齒彎曲強度計算 （ 1）直齒輪彎曲應力 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 34 btyKKF fw 1= （ 4.1） 式中，w為彎曲應力（ MPa）； 1F 為圓周力（ N） , dTFg /21 =；gT為計算載荷（ Nmm）；d 為節(jié)圓直徑（ mm）； K為應 力集中系數(shù)，可近似取 1.65；fK為摩擦力影響系數(shù)，主從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪fK取1.1 從動齒輪fK=0.9； b 為齒寬； t 為端面齒距（ mm） ,t=m,m為模數(shù)； y 為齒形系數(shù)，如圖 4.1 所示 。 因為齒輪節(jié)圓直徑 d=mz,式中 z 為齒數(shù)。所以 ： 上述有關參數(shù)帶入 (4.1)后得 ： yzKmKKTcfgw32 = （ 4.2） 圖 4.1 齒形系數(shù) （ 2）斜齒輪彎曲應力1 btyKKFw = （ 4.3） 式中， F1 為圓周力（ N）， F1=Tg/d； Tg為計算載荷（ Nmm）； d 為 節(jié)圓直徑（ mm）， d=（ mnz） /cos， mn 為法向模數(shù)（ mm）； z 為齒數(shù)； 為斜齒輪螺旋角（ ）； K為應力集中系數(shù)，K=1.50； b 為齒面寬（ mm）； t 為法向齒距（ mm）， t=mn； y 為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) zn=z/cos3在圖 (4.1)中差得；K為重合度影響系數(shù)，K=2.0。 將 上述有關參數(shù)代入公式（ 4.3），整理后得到斜齒輪彎曲應力為 ： 3 c os2 KyKzm KTcngw = （ 4.4） 當計算載荷 Tg 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax 時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在 180 350MPa 范圍，對貨車為 100 250MPa。 2、 .輪齒接觸應力 ( )bzbFE1114 8.0 1 += （ 4.5） 式中，j為輪齒的接觸應力（ MPa）； F 為齒面上的法向力（ N）， F=F1/（ coscos）；F1 為圓周力（ N）， F1=Tg/d； Tg 為計算載荷（ Nmm） 為節(jié)點處壓力角 ()， 為齒輪哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 35 螺旋角（ ）； E 為齒輪材料的彈性模量（ MPa）； b 為齒輪接觸的實際寬度（ mm）； z 、b 為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm），直齒輪 z =rzsin、 b =rbsin，斜齒輪 z =（ rzsin） /cos2、 b =（ rbsin） /cos2； rz、 rb 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 Temax/2 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力j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 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 19002000 9501000 常嚙合齒輪和高檔 13001400 650700 4.4 各軸上的轉(zhuǎn)矩計算 發(fā)動機最大扭矩為 280N.m，最高轉(zhuǎn)速 2500r/min，齒輪傳動效率 99%，離合器傳動效率 99%，軸承傳動效率 96%。 1T =承離 maxeT=28099%96%=266.112N.m 2T = 承離 maxeT =28099%96%=266.112N.m 1T = 11 giT 齒承 =266.1120.960.9960/18=843.04N.m 1T = 31 giT 齒承=266.1120.960.9950/28=456.192 N.m 1T = 51 giT 齒承=266.1120.960.9933/29=287.797 N.m T2=21 giT 齒承=266.1120.960.9954/24=569.05 N.m T2=41 giT 齒承=266.1120.960.9946/33=352.545 N.m T2= 61 igT 齒承=266.1120.960.9930/33=229.920 N.m T2= 倒齒承 iT 1=266.1120.960.993.99=1009.122 N.m T 倒 = 倒齒承 iT 1=266.1120.960.9927/18=379.36 N.m 4.5 各擋齒輪彎曲強度計算 1、 計算 1 擋齒輪的彎曲應力 1Z =18， 2Z =60， 1y =0.171， 2y =0.162， 1T =266.112N.m，2T =843.04N.m，8=25 1311 1 1co s2 KKymz KTcnw= =257.13MPa834MPa 232222 co s2 KKymz KTcnw= =257.95MPa834MPa 2、 計算 2 擋齒輪 3， 4 的彎曲應力 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 36 3Z=24， 4Z =54，3y=0.145， 4y =0.164，gT=266.112N.m， 2T =569.05N.m，6=25 33333 c os2 KKymz KTcngw = =227.42MPa834MPa 434424 co s2 KKymz KTcnw= =191.1MPa834MPa 3、 計算 3 擋齒輪 5， 6 的彎曲應力 5Z=28，6Z=50，5y=0.171，6y=0.16535T=266.112N.m， 2T =456.192N.m， 4 =20 5355355 co s2 KKymz KTcnw= =165.29MPa834MPa 636626 co s2 KKymz KTcnw= =164.45MPa834MPa 4、 計算 4 擋齒輪 7,8 的彎曲應力 7Z=33，8Z=46，7y=0.169，8y=0.165，3T=266.112N.m， 2T =352.545N.m，7=25。 737737 co s2 KKymz KTcnw= =141.91MPa834MPa 838828 co s2 KKymz KTcnw= =138.14MPa834MPa 5、 計算 5 擋齒輪 9,10 的彎曲應力 Z9=29 Z10=33，9y=0.153，10y=0.166， 1T =266.112N.m， 2T =287.797N.m，9=25。 939929 co s2 KKymz KTcnw= =192.91mpa834MPa 1031010210 co s2 KKymz KTcnw= =144.47mpa834MPa 6、 計算 6 擋齒輪 11 的彎曲應力 Z11=30， 11y =0.153 2T =229.92N.m，9=24 1131111211 co s2 KKymz KTcnw= =150.16mpa834MPa 7、 計算倒擋齒輪 15 16 17 的彎曲應力 Z15=27， Z16=19 z17=51 15y=0.158 16y=0.163 17y=0.171 2T =229.92N.m，9=24 T（倒輸入） =1009.122 N.m T（倒輸出） =379.36 N.m。 1531515215 co s2 KKymz KTcnw= =266.59mpa834MPa 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 37 1631616216 co s2 KKymz KTcnw= =367.21mpa834MPa 1731717217 co s2 KKymz KTcnw= =346.88mpa834MPa 4.6 各擋齒輪接觸應力計算 1、 計算一擋齒輪 1,2 的接觸應力 )c os/(c os1 FF = dTF /21= coscos2d TF = 20s in2 04.43s in2s in 111 =dr zz =7.36mm 20s in2 07.113s in2s in 222 =drbb=19.33 mm )11(c o sc o s2148.0211 += bd TE=636.416MPa1900 2000MPa )11(c o sc o s2148.021222 +=bdET=620.33MPa1900 2000MPa 2、 計算二擋齒輪 3， 4 的接觸應力 )c os/ ( c os1 FF = dTF /21= coscos 2d TF = 20s in2 21.45s in2s in 333 = dr zz =7.73mm 20s in2 74.101s in2s in 444 = drb =17.39 mm )11(c o sc o s2148.04333 += bd TE=548.96MPa1300 1400MPa )11(c o sc o s2148.044342 +=bdET=535.12MPa1300 1400MPa 3、 計算三擋齒輪 5， 6 的接觸應力 )c os/(c os1 FF = dTF /21= coscos2d TF = 20s in2 75.52s in2s in 555 = dr zz =9.02mm 20s in2 2.94s in2s in 666 = drb =16.1 mm 哈工大華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 38 )11(c o sc o s2148.06555 += bd TE=488.87MPa1300 1400MPa )11(c o sc o s2148.046542 +=bdET=478.98MPa1300 1400MPa 4