變速器設(shè)計(jì)(詳細(xì)過(guò)程完整版)

精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上專心---專注---專業(yè)專心---專注---專業(yè)精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上專心---專注---專業(yè)黑豹HB1027變速器設(shè)計(jì)論文摘要變速器是汽車傳動(dòng)系中最主要的部件之一。其設(shè)計(jì)任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于微型商用車上的手動(dòng)變速器。采用中間軸式變速器設(shè)計(jì)方案，其有兩個(gè)突出優(yōu)點(diǎn)：一是其直接擋傳動(dòng)效率高，磨損及噪聲小；二是在齒輪中心距較小的情況下任然可以獲得較大的一檔傳動(dòng)比。設(shè)計(jì)中根據(jù)汽車的外形、輪距、軸距、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)結(jié)合該汽車的發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)可以得出發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率、最大扭矩、排量等重要參數(shù)，再結(jié)合某些轎車的基本參數(shù)選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計(jì)、汽車?yán)碚?、機(jī)械設(shè)計(jì)等相關(guān)知識(shí)，計(jì)算出相關(guān)的變速器參數(shù)并論證設(shè)計(jì)的合理性。設(shè)計(jì)中給出了機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)方案，經(jīng)過(guò)嚴(yán)謹(jǐn)設(shè)計(jì)過(guò)程完成了一款手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)，并經(jīng)過(guò)校驗(yàn)和catia有限元優(yōu)化，證明設(shè)計(jì)的變速器能夠符合現(xiàn)實(shí)功用要求，設(shè)計(jì)方案具有比較強(qiáng)的可借鑒性。關(guān)鍵詞汽車工程；變速器；設(shè)計(jì)；手動(dòng)；（版權(quán)所有，翻版不究）AbstractGearboxistheonemaincomponentofthevehicletransmission.ThedutyofthisdesignistodesignamanualtransmissionusedintheTinygears,itisthecountershaft-typetransmissiongearbox.Thistransmissionhastwoprominentmerits:firstly,thetransmissionefficiencyofthedirectdriveskeephigh,theattritionandthenoisearealsoslightest;Secondly,itisallowedtoobtaininthebiggergearratioofthefirstgearwhenthecenterdistanceinsmaller.Accordingtothecontour,track,wheelbase,thevehiclesweight,theall-upweightaswellasthehighestspeedandsoon,uniontheenginemodelwecanobtaintheimportantparametersofthemaxpower,themaxtorque,thedisplacementandsoon.Accordingtothebasicparametersofthecertainsaloon,choosethesuitablefinaldriveratio.Accordingtotheaboveparameters,combiningtheknowledgeofautomobiledesign,automobiletheory,machinedesignandsoon,calculatethecorrelatedparametersofthegearboxandprooftherationalityofthedesign.Thedesigngivesaplanofthemechanicalgearboxandachievesakindofmechanicalgearboxafterrigorousdesign.ThedesignhaspassedcalibrationandFiniteelementoptimization.Ithasprovedtobefitforfunctionanduseforreferenceperfectly.KeyWordsAutomotiveengineering,Transmission,Design,Manual目錄TOC\o"1-3"\h\u第1章緒論1.1本課題研究的目的和意義隨著汽車工業(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。盡管近年來(lái)，自動(dòng)變速器和無(wú)級(jí)變速器技術(shù)迅猛發(fā)展，對(duì)長(zhǎng)期以來(lái)主導(dǎo)市場(chǎng)地位的手動(dòng)變速器產(chǎn)生很大沖擊，但手動(dòng)變速器已應(yīng)用了很長(zhǎng)一個(gè)時(shí)期,經(jīng)過(guò)反復(fù)改進(jìn),成為現(xiàn)在的形式,制造技術(shù)趨于成熟化，與其它種類變速器相比較，具有以下優(yōu)點(diǎn)：1.手動(dòng)變速器技術(shù)已經(jīng)發(fā)展了幾十年，制造技術(shù)更加成熟，長(zhǎng)期處于主導(dǎo)變速器市場(chǎng)的地位，各方面技術(shù)經(jīng)過(guò)長(zhǎng)期市場(chǎng)考驗(yàn)，通過(guò)逐步積累，技術(shù)已經(jīng)相當(dāng)成熟。2.手動(dòng)變速器傳動(dòng)效率較高，理論上比自動(dòng)變速器更省油。3.手動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造工藝成熟，市場(chǎng)需求大，能夠產(chǎn)生生產(chǎn)規(guī)模效益，生產(chǎn)成本低廉。4.維修方便，維修成本便宜。5.可以給汽車駕駛愛好者帶來(lái)更多的操控快感。[1]在市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)形勢(shì)下.特別是當(dāng)前國(guó)家對(duì)汽車變速器產(chǎn)品還拿不出完整規(guī)劃的情況下.尋求引進(jìn)更先進(jìn)的汽車變速器,改進(jìn)現(xiàn)有的變速器,從市場(chǎng)廣度開發(fā)轉(zhuǎn)變?yōu)樯疃乳_發(fā),使產(chǎn)品系列化,通用化,標(biāo)準(zhǔn)化.組織好精益生產(chǎn),降低成本,提高產(chǎn)品質(zhì)量,才能逐步縮短同世界先進(jìn)技術(shù)水平的差距。1.2本課題研究現(xiàn)狀和發(fā)展從現(xiàn)代汽車變速器的市場(chǎng)狀況和發(fā)展來(lái)看,全世界的各大廣商都對(duì)提高AT的性能及研制無(wú)級(jí)變速器CVT表現(xiàn)積極,汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實(shí)用化進(jìn)程。然而,因無(wú)級(jí)變速器技術(shù)難度很大,發(fā)展相對(duì)較慢,從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動(dòng)變速器、電控液力自動(dòng)變速器、金屬帶鏈?zhǔn)綗o(wú)級(jí)變速器、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無(wú)級(jí)變速器等數(shù)種,并具有各自優(yōu)勢(shì),但其中金屬帶式無(wú)級(jí)變速器前景看好。ECT變扭器中的自動(dòng)變速器油在高速運(yùn)動(dòng)中,由于油液分子間的內(nèi)摩擦和油液分子與各工作輪葉片表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會(huì)產(chǎn)生油液溫度升高造成功率損失,存在傳動(dòng)效率低油耗較大的不足,另外還存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點(diǎn)。歐洲格特拉克變速箱公司開發(fā)的電控機(jī)械自動(dòng)變速器則克服了AT效率低等缺點(diǎn),與AT相比,具有更大的發(fā)展優(yōu)勢(shì)。可是,AMT依舊需要復(fù)雜的電控系統(tǒng)來(lái)控制。據(jù)該公司預(yù)測(cè),到2008年,歐洲的50％的MT將會(huì)被AMT代替,同時(shí)部分市場(chǎng)也將會(huì)被占領(lǐng)。[2]總之,變速器是汽車除發(fā)動(dòng)機(jī)外的主要裝置之一,伴隨著汽車技術(shù)更新?lián)Q代和市場(chǎng)需求，在向?qū)崿F(xiàn)理想變速器發(fā)展過(guò)程中將會(huì)取得更加巨大的成就。變速器會(huì)應(yīng)對(duì)市場(chǎng)要求朝操縱舒適、輕柔、傳動(dòng)效率高、低油耗、環(huán)保與低噪聲方向發(fā)展,汽車變速器市場(chǎng)的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長(zhǎng)。機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)2.1變速器設(shè)計(jì)基本方案2.1.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案1、變速器類型的選擇本設(shè)計(jì)是黑豹HB1027輕型商用車機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)，發(fā)動(dòng)機(jī)為前置后驅(qū)形式，故變速器設(shè)計(jì)將采用五檔中間軸式變速器形式。2、倒檔形式選擇與前進(jìn)擋比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案均采用直齒滑動(dòng)齒輪方式換倒檔。3、齒輪型式選擇變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。4、軸的結(jié)構(gòu)分析第一軸通常與齒輪做成一體，其長(zhǎng)度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花健，鍵齒之間為動(dòng)配合。第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來(lái)看，也是需要的。各截面尺寸不應(yīng)相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應(yīng)力集中會(huì)引起軸斷裂。[4]5、軸承型式變速器多采用滾動(dòng)軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。[5]6、換擋機(jī)構(gòu)形式使用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程小。在滑動(dòng)齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。2.1.2變速器主要參數(shù)選擇1、變速器擋數(shù)的選擇本設(shè)計(jì)是針對(duì)黑豹HB1027變速器設(shè)計(jì)，為五檔手動(dòng)中間軸式機(jī)械式變速器，因此，初步選取傳動(dòng)比范圍為5.0，最高檔為超速檔，次高檔為直接擋，傳動(dòng)比為1.0。2、變速器各擋傳動(dòng)比的確定選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)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(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。（1）根據(jù)汽車最大爬坡度確定汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有根據(jù)汽車行駛方程式（2-1）汽車以一擋在無(wú)風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡(jiǎn)化為（2-2）即則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動(dòng)比為代入數(shù)據(jù)可得=3.488（2-3）（2）根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件確定式中——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)后驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷；=mg×60%?！缆返母街禂?shù)，在瀝青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。則=5.12（2-4）由（2-3）（2-4）得3.488≤≤5.12；所以，取=3.5。變速器的1檔傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的次高檔為直接檔，最高檔為超速檔，本設(shè)計(jì)變速器次高檔四擋為直接擋,=1.0。[6]一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系（即）則q=1.52；=3.5；==2.3；==1.5；=1.0；最高檔位為超速檔，超速檔傳動(dòng)比一般為0.7——0.8，本設(shè)計(jì)取=0.78。列出變速器傳動(dòng)比如表2-1：表2-1傳動(dòng)比分配表檔位一二三四五倒檔傳動(dòng)比3.52.31.51.00.783.53、變速器中心距三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選：=式中——中心距系數(shù),對(duì)貨車8.6～9.6；——變速器處于1檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，；——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N?m；——變速器的1檔傳動(dòng)比；——變速器的傳動(dòng)效率，取0.96。[7]則=71.22～79.50（mm）。初選中心距A=75mm。4、變速器的軸向尺寸貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，可參考下列數(shù)據(jù)選用：四擋（2.2～2.7）A五擋（2.7～3.0）A六擋（3.2～3.5）A當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，應(yīng)取給出范圍的上限。為檢測(cè)方便，A取整。5、齒輪參數(shù)（1）模數(shù)齒輪的模數(shù)定為4.0mm。(2)壓力角國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。（3）螺旋角貨車變速器螺旋角選取范圍為：18°～26°。初選常嚙合齒輪螺旋角為24°。（4）齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0；斜齒，取為6.0～8.5，取7.0。（5）齒頂高系數(shù)一般齒輪的齒頂高系數(shù)＝1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用。變速器基本參數(shù)列入表2-2：表2-2變速器參數(shù)參數(shù)模數(shù)壓力角螺旋角齒寬系數(shù)齒頂高系數(shù)值420°24°712.2齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算2.2.1各擋齒輪齒數(shù)的分配本設(shè)計(jì)變速器結(jié)構(gòu)示意圖如圖2-1：圖2-1變速器結(jié)構(gòu)圖一擋齒輪的齒數(shù)：一檔傳動(dòng)比為（3-1）為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，一擋齒輪為斜齒齒輪，=33.8。取整為34。取=13，=-=21。對(duì)中心距進(jìn)行修正：=74.44mm取整為A=75mm。確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)：由式（3-1）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比（3-2）=2.17常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即（3-3）=34.3由式（3-2）、（3-3）得=10.82，=23.48取整為=11，=23，則：=3.38確定其他各擋的齒數(shù)：二擋齒輪為斜齒輪=1.1=34.3則=18.0，=16.3取整得=18，=16。=2.35三擋齒輪為斜齒輪：（3-4）=0.72（3-5）+=34.3由式（3-4）、（3-5）得=14.36，=19.94。取整=14，=20。=1.46五擋采用超速檔，齒輪為斜齒輪。（3-6）=0.37+=2×A×cosβ（3-7）=34.3由（3-6）（3-7）得=9.26，=25.04，取整=9，=25。=0.75確定倒擋齒輪齒數(shù)：倒擋齒輪采用直齒滑動(dòng)齒輪，選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=14，則：=70mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為=85mm=19.25取=19計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距=80mm計(jì)算倒擋傳動(dòng)比=2.842.2.2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)齒輪材料亦有不同的要求。變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：時(shí)滲碳層深度0.8～1.2。時(shí)滲碳層深度0.9～1.3。時(shí)滲碳層深度1.0～1.3。[9]表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48。[10]2、計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為=169N.m，轉(zhuǎn)速2100r/min，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率96%。Ι軸==169×99%×96%=160.62N.m中間軸==160.62×0.96×0.99×23/11=319.18N.mⅡ軸一擋=319.18×0.96×0.99×21/13=634.27N.m二擋=319.18×0.96×0.99×18/16=341.27N.m三擋=319.18×0.96×0.99×14/20=212.34N.m五擋=319.18×0.96×0.99×9/25=109.21N.m倒擋=319.18×0.96×0.99×19/14=411.69N.m3、輪齒強(qiáng)度計(jì)算1）輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）直齒輪彎曲應(yīng)力（3-8）式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；—計(jì)算載荷（N.mm）；—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；齒形系數(shù)如圖2-2，可以查得：圖2-2齒形系數(shù)圖—摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；—齒寬（mm）；—模數(shù)；—齒形系數(shù)，如圖2-2。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。計(jì)算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應(yīng)力：=234.60MPa<400～850MPa=282.84MPa<400～850MPa=247.98MPa<400～850MPa（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力（3-9）式中：—計(jì)算載荷（N.mm）；—法向模數(shù)（mm）；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角（°）；—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖2-2中查得；—齒寬系數(shù)=7.0；—重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車為100～250MPa。計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力：=239.20MPa<100～250MPa=189.82MPa<100～250MPa其它各擋齒輪彎曲應(yīng)力按同樣方法計(jì)算，列表如表2-3：表2-3齒輪彎曲應(yīng)力檔位彎曲應(yīng)力MPa常:104.37MPa<100～250MPa:95.87MPa<100～250MPa一:239.20MPa<100～250MPa:189.82MPa<100～250MPa二:118.39MPa<100～250MPa:132.19MPa<100～250MPa三:117.26MPa<100～250MPa:131.75MPa<100～250MPa五:61.56MPa<100～250MPa:64.44MPa<100～250MPa倒:234.60MPa<400～850MPa:282.84MPa<400～850MPa:247.98MPa<400～850MPa2）輪齒接觸應(yīng)力σ（3-10）式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；—計(jì)算載荷（N.m）；—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點(diǎn)處壓力角（°）；—齒輪螺旋角（°）；—齒輪材料的彈性模量（MPa）；—齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)；、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。彈性模量=20.6×104N·mm-2，齒寬=7×4=28mm。變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力如下表：計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力=634.27N.m，=319.18N.m，=1371.11MPa<1900～2000MPa=1236.20MPa<1900～2000MPa其他檔位齒輪接觸應(yīng)力按同樣方法計(jì)算，列表如表2-4：表2-4各檔位齒輪接觸應(yīng)力檔位接觸應(yīng)力MPa常:1010.14MPa<1300～1400MPa:984.76MPa<1300～1400MPa一:1371.11MPa<1900～2000MPa:1236.20MPa<1900～2000MPa二:1010.97MPa<1300～1400MPa:1037MPa<1300～1400MPa三:857.49MPa<1300～1400MPa：940.32MPa<1300～1400MPa五:916.72MPa<1300～1400MPa:940.32MPa<1300～1400MPa倒::1043.43MPa<1900～2000MPa:1163.55MPa<1900～2000MPa:1187.7MPa<1900～2000MPa4、計(jì)算各擋齒輪的受力 一擋齒輪9，10的受力N（2）二擋齒輪7，8的受力三擋齒輪5，6的受力五擋齒輪3，4的受力常嚙合齒輪1，2的受力倒擋齒輪11，12的受力2.3軸設(shè)計(jì)計(jì)算2.3.1軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。[11]2.3.2軸的校核計(jì)算1、初選軸的直徑已知中間軸式變速器中心距=75mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對(duì)中間軸，=0.16～0.18；對(duì)第二軸，0.18～0.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（4-1）初選:（4-1）式中：—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6；—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=22.12～25.43mm；第二軸最大直徑=33.75～45.0mm；中間軸最大直徑=33.75～45.0mm.第二軸：；第一軸及中間軸：。第二軸支承之間的長(zhǎng)度=238.10～277.78mm；中間軸支承之間的長(zhǎng)度=277.78～312.5mm，第一軸支承之間的長(zhǎng)度=133.33～150.0mm。2、軸的剛度驗(yàn)算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（4-2）、（4-3）、（4-4）計(jì)算（4-2）（4-3）（4-4）軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。二軸受力彎曲示意圖2-3：abLabLδFr（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算。（2）二軸的剛度一檔時(shí)=0.0084mm=0.021=-0.00021rad0.002rad二檔時(shí)=0.033mm=0.0859=-0.rad0.002rad三檔時(shí)=0.0064mm=0.016五檔時(shí)=0.031mm=0.078倒檔時(shí)=0.0159mm<0.05～0.10mm=0.0437<0.05～0.10mm=-0.00044rad0.002rad中間軸剛度中間軸受力圖如圖2-4：aabLδFr圖2-4中間軸受力圖一檔時(shí)=0.031mm=0.079二檔時(shí)=0.033mm=0.0859=-0.rad0.002rad三檔時(shí)=0.049mm=0.026=0.00027rad0.002rad五檔時(shí)=0.0133mm=0.0335=0.00009rad0.002rad常嚙合=0.0034mm=0.0088=0.0001rad0.002rad倒檔時(shí)=0.013mm=0.035=-0.00045rad0.002rad3、軸的強(qiáng)度計(jì)算（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算。（2）二軸的強(qiáng)度校核二軸受力圖如圖2-5：圖2-5二軸受力圖一檔時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=9338.01N，=4353.73N，=-906.88N.m2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩。 +=由以上兩式可得=428.58N，=5067.73N，=81131.28N.mm，=.73N.mm按第三強(qiáng)度理論得：中間軸強(qiáng)度校核中間軸受力如圖2-6：圖2-6中間軸受力圖綜合考慮，常嚙合和倒檔齒輪撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核常嚙合齒輪和倒檔齒輪。1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、++=+由以上兩式可得=-4558.33N，=13692.32N，=-.78N.mm，=.78N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+由以上兩式可得=2206.16N,=5896.61N,=.78N.mm，=63702.87N.mm,=.10N.mm。按第三強(qiáng)度理論得：N.mN.m2.4同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)2.4.1同步器的設(shè)計(jì)1、同步器概述本設(shè)計(jì)所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器。此類同步器的工作原理是：換檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動(dòng)定位銷和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。2、同步環(huán)主要參數(shù)的確定同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸的確定：（如圖2-7）圖2-7同步環(huán)結(jié)構(gòu)D—分度圓直徑φ—同步環(huán)大端直徑α—同步環(huán)錐面角B—同步環(huán)錐面寬由圖9可推算出：φ=2R錐+B×tgα；D=φ/0.8～0.85；B=（0.25～0.40）R錐；[13]3、鎖環(huán)式同步器的基本尺寸1）由于摩擦系數(shù)μs在設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)推薦采用0.10,故錐面角α一般可取6°～7°30′。對(duì)多錐面同步器，由于摩擦力矩有足夠大，錐面角可取8°或8°30′。[14]2）同步環(huán)的幾個(gè)結(jié)構(gòu)尺寸：a.摩擦錐面的平均半徑R錐和同步錐環(huán)的徑向厚度W：R錐和W的大小，都受到變速器齒輪中心距和相關(guān)零件結(jié)構(gòu)及空間尺寸的限制。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)在許可范圍內(nèi)，R錐和W都應(yīng)該越大越好。b.同步錐環(huán)的工作面寬度B：在選擇B時(shí)，應(yīng)考慮：B大時(shí)會(huì)影響同步器軸向尺寸加大，但B的大小也直接影響到錐環(huán)為散熱和耐磨損能否提供足夠大的錐面面積。一般在設(shè)計(jì)時(shí)，R錐越大則B也要相應(yīng)選擇大一些。有些資料推薦的一個(gè)經(jīng)驗(yàn)公式可做參考：B≈（0.25～0.40）R錐。[15]c.同步錐環(huán)內(nèi)錐面上的螺紋線：⑴一般推薦螺紋頂寬為0.025～0.10。⑵螺距及螺紋角：一般螺距推薦取0.6～0.75。螺紋角一般取60°，螺紋深可取0.25～0.40。[16]2.4.2變速器的操縱機(jī)構(gòu)根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機(jī)構(gòu)完成選擋和實(shí)現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動(dòng)換擋變速器。設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)滿足以下要求：1.換檔時(shí)只允許掛一個(gè)檔。這通?？炕ユi裝置來(lái)保證，其結(jié)構(gòu)型式有如右圖所示：圖2-8變速器自鎖與互鎖結(jié)構(gòu)1-自鎖鋼球2-自鎖彈簧3-變速器蓋4-互鎖鋼球5-互鎖銷6-撥叉軸2.在掛檔的過(guò)程中，若操縱變速桿推動(dòng)撥叉前后移動(dòng)的距離不足時(shí)，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達(dá)到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動(dòng)等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動(dòng)而減少了齒輪的嚙合長(zhǎng)度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應(yīng)設(shè)置自鎖裝置（如圖2-8所示）。汽車行進(jìn)中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導(dǎo)致零件損壞。汽車起步時(shí)如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應(yīng)設(shè)置倒檔鎖。2.5軸承及平鍵的校核2.5.1軸承選擇及校核1）一軸軸承校核1、初選軸承型號(hào)由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號(hào)圓錐滾子軸承33005，油潤(rùn)滑極限轉(zhuǎn)速=9500r/min，查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》該軸承的=42500N，=32500N。2、軸承的校核一擋時(shí)傳遞的軸向力最大。Ⅰ）求水平面內(nèi)支反力、+=由以上兩式可得=10394.28N，=3297.46N。Ⅱ）內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.4和Y=2.1Ⅲ）軸向力和由于所以軸承2被放松，軸承1被壓緊Ⅳ）求當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得向當(dāng)量動(dòng)載荷：查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，則=0.4，=2.1。，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機(jī)械設(shè)計(jì)原理與設(shè)計(jì)》。（1.2～1.8）取=1.2=23020.188N3、計(jì)算軸承的基本額定壽命，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。=43630.33h＞=30000h合格。 2）二軸軸承校核一檔時(shí)傳遞的軸向力最大。按同樣方法計(jì)算可得：=31144.03h＞=30000h合格。3）中間軸軸承校核初選軸承型號(hào)由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號(hào)32007，查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》該軸承的=N，=N，=0.44，預(yù)期壽命=30000h。按同樣方法計(jì)算可得：=43062.43h＞=30000h合格。2.5.2平鍵選擇及強(qiáng)度計(jì)算中間軸上選用花鍵，公稱尺寸=12×6(mm)，=56mm，=40mm。中間軸==160.62×0.96×0.99×23/11=319.18N.m。其中，l為鍵的工作長(zhǎng)度,A型，l=L-b（mm）；k為鍵與輪轂的接觸高度，平鍵k=0.4h（mm）；MPa滿足強(qiáng)度要求。2.6變速器箱體設(shè)計(jì)2.6.1箱體材料與毛坯種類根據(jù)減速器的工作環(huán)境，可選箱體材料為HT200，由于鑄造箱體的剛性好，得到的外形美觀，灰鑄鐵造鑄造的箱體還易于切削，吸收震動(dòng)和消除噪音的優(yōu)點(diǎn)，可采用鑄造工藝以獲得毛坯。[18]2.6.2箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸的計(jì)算[19]箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸的計(jì)算如表2-5所示。表2-5箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)減速器型式及結(jié)構(gòu)尺寸箱座壁厚箱蓋壁厚箱體凸緣厚度箱座加強(qiáng)筋厚度箱蓋加強(qiáng)筋厚度地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目軸承旁連接螺栓直徑箱蓋、箱座連接螺栓直徑軸承該螺釘直徑、數(shù)目軸承蓋外徑觀察孔蓋螺釘直徑箱蓋箱座連接螺栓直徑2.7本章小結(jié)本章主要是對(duì)變速器各部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，包括齒輪計(jì)算和校核、軸設(shè)計(jì)計(jì)算、同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)、軸承及平鍵校核、變速器箱體設(shè)計(jì)，是變速器設(shè)計(jì)整體方案的確定。第3章有限元優(yōu)化分析本章將對(duì)關(guān)鍵設(shè)計(jì)部件進(jìn)行有限元優(yōu)化分析，分析軟件采用catia。鑒于設(shè)計(jì)校核時(shí)齒輪校核中倒檔主動(dòng)直齒輪和一檔被動(dòng)斜齒輪計(jì)算應(yīng)力較大，故對(duì)其采用catia有限元分析，同時(shí)對(duì)中間軸和第二軸也采用有限元分析。3.1齒輪catia有限元分析3.1.1倒檔主動(dòng)直齒輪catia有限元分析如圖2-9所示，為倒檔主動(dòng)直齒輪catia有限元分析圖：圖2-9倒檔主動(dòng)直齒輪有限元應(yīng)力圖3.1.2一檔從動(dòng)齒輪catia有限元分析如圖2-10所示，為一檔從動(dòng)齒輪catia有限元分析圖：圖2-10一檔從動(dòng)齒輪有限元應(yīng)力圖3.2變速器軸catia有限元分析3.2.1中間軸catia有限元分析如圖2-11所示，中間軸catia有限元分析圖：圖2-11中間軸有限元應(yīng)力圖3.2.2第二軸catia有限元分析