《大眾輝昂汽車五檔變速器設(shè)計(jì)》11000字（論文）

.5.4變速器齒輪的幾何尺寸運(yùn)算表3.1變速器齒輪的主要幾何尺寸項(xiàng)目齒輪齒數(shù)（mm）螺旋角（）壓力角（）分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬(mm)1923.562072.54779.54763.797283623.5620137.458144.458128.708282518.192092.10399.10383.353283218.1920117.891124.891109.141283114.8420112.245119.245103.495282714.842097.761104.76189.011283714.8420133.969140.969125.219282114.842076.03683.03667.2862843020150.5157.5141.75281702059.566.550.755618020637054.25281902066.573.557.7528

第4章變速器各檔齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1計(jì)算變速器各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速已知發(fā)動(dòng)機(jī)的最的轉(zhuǎn)矩為，計(jì)算轉(zhuǎn)速為；離合器的傳動(dòng)效率為，齒輪傳動(dòng)效率為，軸承的傳動(dòng)效率為。通過計(jì)算可得到各軸的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。一軸:中間軸:4.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算和材料選擇4.2.1齒輪的材料選擇1.齒輪材料的選擇原則滲碳層深度0.8～1.2mm滲碳層深度0.9～1.3mm滲碳層深度1.0～1.6mm滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。4.2.2齒輪強(qiáng)度的計(jì)算1.輪齒的彎曲應(yīng)力（1）直齒輪彎曲應(yīng)力公式為（3-1）式中：——彎曲應(yīng)力(MPa)；——圓周力(N)，；——計(jì)算載荷(N·m)；——節(jié)圓直徑(mm)；——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似??；——摩擦力影響系數(shù)主動(dòng)齒輪，從動(dòng)齒輪；——齒寬(mm)；——端面齒距(mm)，；——模數(shù)；——齒形系數(shù)，如圖3.1所示。圖3.1齒形系數(shù)圖節(jié)圓直徑，(4-2)（2）斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為（3-3）式中:——圓周力(N)，；——計(jì)算載荷(N·m)；——節(jié)圓直徑(mm)，，——法向模數(shù)(mm)，——齒數(shù)，——斜齒輪螺旋角()；——應(yīng)力集中系數(shù)，；——齒面寬(mm)；——法向齒距(mm)，；——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4.1中查得；——重合度影響系數(shù)，。將上述有關(guān)參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為(4-4)用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車為100～250MPa范圍。2.輪齒接觸應(yīng)力（3-5）式中：——輪齒接觸應(yīng)力(MPa)；——齒面上的法向力(N)，，為圓周力()，，為計(jì)算載荷(N·m)，為節(jié)圓直徑(mm)，為節(jié)點(diǎn)處壓力角()，為齒輪螺旋角()；——齒輪材料的彈性模量，；——齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)，斜齒輪用代替；、——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)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.2。3.常嚙合齒輪強(qiáng)度的校核（1）彎曲應(yīng)力的校核常嚙合齒輪為斜齒輪，由式(4-4)得齒輪的彎曲應(yīng)力公式為式中：——齒形系數(shù)。由圖4.1得，通過以上的計(jì)算，把各個(gè)參數(shù)代入公式后得所以常嚙合齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。表4.2變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700（2）接觸應(yīng)力的校核由式(4-5)得齒輪的接觸應(yīng)力公式為確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)出的曲率半徑，將各參數(shù)代入公式后得所以常嚙合齒輪的接觸應(yīng)力合格。4.二擋齒輪強(qiáng)度校核（1）彎曲強(qiáng)度的校核二擋齒輪為斜齒輪，由式(4-4)得斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為結(jié)合二擋齒輪的變位系數(shù)，由圖4.1得，將各參數(shù)代入公式后得所以二擋齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。（2）接觸強(qiáng)度的校核由式(4-5)得接觸應(yīng)力的公式為確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，將各參數(shù)代入公式后得所以二擋齒輪的接觸強(qiáng)度合格。三擋齒輪的強(qiáng)度校核（1）彎曲強(qiáng)度校核三擋齒輪為斜齒輪，由式(4-4)得齒輪的彎曲應(yīng)力公式為式中:——齒形系數(shù)；由圖4.1得，。將三擋齒輪的參數(shù)代入上式后得所以三擋齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。（2）接觸強(qiáng)度校核由式(4-5)得齒輪接觸強(qiáng)度的公式為確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力將各參數(shù)代入得主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，將參數(shù)代入公式后得所以三擋齒輪的接觸強(qiáng)度合格。6.四擋齒輪的強(qiáng)度校核（1）彎曲強(qiáng)度的校核四擋齒輪為斜齒輪，由式(4-4)得齒輪的彎曲強(qiáng)度公式為式中：——齒形系數(shù)；由圖4.1得，。將四檔齒輪的參數(shù)代入上式后得所以五擋齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。（2）接觸強(qiáng)度的校核由式(4-5)得接觸強(qiáng)度的公式為確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力代入?yún)?shù)后得主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，將參數(shù)代入公式后得所以五擋齒輪的接觸強(qiáng)度合格。7.一擋齒輪的強(qiáng)度校核（1）彎曲強(qiáng)度的校核一擋齒輪為直齒輪，由式(4-2)得齒輪的彎曲強(qiáng)度公式為式中：——齒形系數(shù)；由圖4.1得，。代入各參數(shù)后得所以一擋齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。（2）接觸強(qiáng)度的校核由式(4-5)得接觸強(qiáng)度的公式為確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力代入?yún)?shù)后得主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，將參數(shù)代入公式后得所以一擋齒輪的接觸強(qiáng)度合格。8.倒擋齒輪的校核（1）彎曲強(qiáng)度的校核倒擋齒輪為直齒輪，由式(4-2)彎曲強(qiáng)度校核的公式為式中:——齒形系數(shù)；由圖4.1得，，。將各參數(shù)代入式中得所以齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。（2）接觸強(qiáng)度的校核由式(4-5)得接觸強(qiáng)度的公式為確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒輪10和齒輪11齒面法向力代入?yún)?shù)后得主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，將參數(shù)代入公式后得齒輪9和齒輪12主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，將參數(shù)代入公式后得所以倒擋齒輪的接觸強(qiáng)度合。

4.3變速器軸和軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算4.3.1初選變速器軸的軸徑和軸長d可根據(jù)中心距按以下公式初選（4-1）則故可取第二軸的最大直徑，中間軸的最大直徑第一軸花鍵部分的直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩(N·m)按下式初選：（4-2）則故可取第一軸花鍵部分的直徑為29mm。變速器的最大直徑和支承間的距離可按下列關(guān)系初選：中間軸第二軸4.3.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第一軸裝軸承處的直徑為50mm，第二軸裝軸承處的直徑為40mm，中間軸裝軸承處的直徑為35mm；當(dāng)一擋嚙合傳動(dòng)時(shí)：，，，，，。圖4.1齒輪和軸上的受力簡圖4.3軸的強(qiáng)度計(jì)算4.3.1齒輪和軸上的受力計(jì)算一軸:中間軸:二軸：掛一擋時(shí)第一軸中間軸第二軸4.4軸的強(qiáng)度計(jì)算驗(yàn)算時(shí)可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩。1.求第二軸支反力（1）在垂直平面內(nèi)的支反力由得由得（2）在水平面內(nèi)的支反力由得2.求第一軸支反力3.求中間軸的支反力（1）在水平面內(nèi)的支反力（2）在垂直平面內(nèi)的支反力4.驗(yàn)算軸的強(qiáng)度垂向彎矩、水平彎矩。則軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為(4-3)式中:(MPa)；——軸的直徑(mm)，花鍵處取內(nèi)徑；——抗彎截面系數(shù)(mm3)，在低擋工作時(shí)，≤400MPa。下面計(jì)算各軸在彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下的軸應(yīng)力。（1）第一軸的軸應(yīng)力計(jì)算在垂直方向的彎矩為在水平方向的彎矩為則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下故一軸的軸應(yīng)力為所以當(dāng)?shù)谝惠S直徑大于19.41mm時(shí)，強(qiáng)度合格。由于結(jié)構(gòu)要求，采用齒輪軸形式。（2）第二軸軸應(yīng)力計(jì)算在垂直面內(nèi)的彎矩為在水平面內(nèi)的彎矩為則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下故第二軸的軸應(yīng)力為所以第二軸直徑大于38.9mm，強(qiáng)度合格。（3）中間軸的應(yīng)力計(jì)算在垂直方向在水平方向在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下故中間軸上的軸應(yīng)力為所以中間軸直徑取大于23.08mm，強(qiáng)度合格。4.4.5軸的剛度計(jì)算軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)有關(guān)公式計(jì)算。式計(jì)算總撓度。(4-4)(4-5)(4-6)式中：——齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N)；——齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N)；——彈性模量(MPa)，MPa；——慣性矩(mm4)，對(duì)于實(shí)心軸，；——軸的直徑(mm)，花鍵處按平均直徑計(jì)算；，——齒輪上的作用力到支座、的距離(mm)；——支座間的距離(mm)。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mm，mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。1.第二軸的撓度和角的計(jì)算（1）第二軸撓度的計(jì)算由式(4-4)得第二軸在垂直平面內(nèi)的撓度為而慣性矩I為故在垂直面內(nèi)的撓度為由式(4-5)得在水平面內(nèi)的撓度為故軸的合成撓度為所以第二軸的撓度符合要求。（2）第二軸轉(zhuǎn)角的校核由式(4-6)得所以第二軸轉(zhuǎn)角符合要求。2.中間軸剛度的校核（1）中間軸撓度的計(jì)算和校核由式(4-4)得中間軸在垂直面內(nèi)的撓度為由式(4-5)得中間軸在水平面內(nèi)的撓度為故軸的全撓度為所以中間軸的撓度合格。（2）中間軸轉(zhuǎn)角的校核由式(4-6)得中間軸的轉(zhuǎn)角為故中間軸的轉(zhuǎn)角合格。其它各擋位下按照以上過程都進(jìn)行了軸的強(qiáng)度和剛度校核，在合格的前提下確定了各擋位處軸的直徑如表4.1所示：表4.1各擋處軸的直徑擋位二軸直徑（mm）中間軸直徑(mm)一擋42-二擋5556三擋4051四擋3545變速器軸承類型的選擇一軸后端采用圓柱滾子軸承：代號(hào)7208AC，GB/T292—1994。二軸后端用深溝球軸承：代號(hào)7007AC，GB/T292—1994。中間軸的兩端圓柱滾子軸承：代號(hào)N1007，GB/T283—1994。第五章同步器的設(shè)計(jì)選用5.1鎖環(huán)式同步器本次設(shè)計(jì)采用的是鎖環(huán)式同步器。1、4-鎖環(huán)（同步錐環(huán)）；2-滑塊3-彈簧圈；5、8-齒輪；6-嚙合套座；7-嚙合套圖5.1鎖環(huán)式同步器在其鋸齒嚙合型內(nèi)套外套和花鍵上的三個(gè)圓形軸向槽中分別安裝有一個(gè)分別可以沿槽軸的方向自由移動(dòng)的彈簧滑塊,它們由兩個(gè)軸向彈簧式滑圈直接壓向鋸齒嚙合型外套并以其中心內(nèi)部的一個(gè)凹凸點(diǎn)作為運(yùn)動(dòng)中心點(diǎn)并固定在嚙齒復(fù)合型外套中間的一個(gè)內(nèi)環(huán)槽中。滑塊的兩端橫向延伸形成為一個(gè)鎖環(huán)的中心缺口,這個(gè)鎖環(huán)缺口較大的滑塊多顯露出一個(gè)牙齒接合后的牙寬。換擋時(shí),嚙動(dòng)接合膠刷套與被帶動(dòng)的接合滑塊受力推動(dòng)齒輪鎖環(huán)與被帶動(dòng)接合滑塊齒輪的齒端錐面相互方向靠近,轉(zhuǎn)速的偏差增大產(chǎn)生的齒輪摩擦力矩增大促使帶動(dòng)鎖環(huán)齒輪相對(duì)于帶動(dòng)嚙合膠帶套及動(dòng)的滑塊齒輪旋轉(zhuǎn)過一定的旋轉(zhuǎn)角度并由嚙合套帶動(dòng)滑塊來準(zhǔn)確定位,恰當(dāng)?shù)厥沟脦?dòng)嚙合膠帶套的滑塊齒端和齒輪鎖環(huán)的齒端斜面以齒輪鎖止面的坡面為軸相抵,如儀表圖7.2a所示,此時(shí)的齒輪換擋摩擦力經(jīng)過齒輪鎖止面的坡面壓迫使得齒輪鎖環(huán)進(jìn)一步受到擠壓,錐面間產(chǎn)生摩擦力矩為第步的體積壓力增大,產(chǎn)生齒輪打滑。選擇合理的壓力參數(shù),使在自動(dòng)換擋場和應(yīng)力場的作用下經(jīng)由鎖定截止面上齒輪發(fā)出的壓力迫使通過鎖止面循環(huán)自動(dòng)返回的轉(zhuǎn)向摩擦力矩遠(yuǎn)遠(yuǎn)不要小于兩個(gè)圓錐體齒輪表面間的轉(zhuǎn)向摩擦力矩,可有效地徹底阻止轉(zhuǎn)向同步前的車輛掛擋。當(dāng)其在錐面間脫擋摩擦力矩完全克服了被滑塊鎖環(huán)嚙齒接合部分的強(qiáng)大慣性驅(qū)動(dòng)力學(xué)強(qiáng)矩后,轉(zhuǎn)速差及脫擋摩擦力矩就可能會(huì)逐漸自動(dòng)消失,脫擋的慣性力矩強(qiáng)烈地驅(qū)動(dòng)迫使滑塊鎖環(huán)自動(dòng)返回,如下表圖5.2b所示,鎖止閥在斜面間被脫開,嚙齒接合的滑套并未克服了傳動(dòng)滑塊的強(qiáng)大彈簧驅(qū)動(dòng)力而是直接越過滑塊鎖環(huán)與傳動(dòng)齒輪的間隙接合進(jìn)入螺母軸并同步進(jìn)行嚙合,保證完成了無較大沖擊力的掛擋。(a)同步器鎖止位置(b)同步器換擋位置1-鎖環(huán)；2-嚙合套；3-嚙合套上接合齒；4-滑塊圖5.2鎖環(huán)式同步器工作原理5.2鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定1.接近尺寸b一般為0.2~0.3mm。2.分度尺寸a分度尺寸應(yīng)等于1、4結(jié)合齒齒距。3.滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離c滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng)距離影響分度尺寸。滑塊寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離c與缺口寬度尺寸E之間的關(guān)系如下：E=d+2c（5-1）滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離c與結(jié)合齒距t的關(guān)系如下：C=（5-2）其中為滑塊軸向移動(dòng)后的外半徑，為結(jié)合齒分度圓半徑。4.滑塊端隙，通常=0.5mm。鎖環(huán)端面與齒輪結(jié)合齒端面應(yīng)留有間隙，并可稱之為后備行程。在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應(yīng)保持在。5.3同步器的主要參數(shù)的確定5.3.1摩擦力和摩擦力矩同步器必需的摩擦力矩為（5-3）式中，F(xiàn)——作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，F(xiàn)=Fs；Fs——作用在變速器手柄上的法向力（貨車Fs=100N）；——變速桿手柄到嚙合套的傳動(dòng)比取3.23；——換檔機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比效率0.95；F——工作錐面間的摩擦因數(shù)；R摩擦錐面平均半徑115mm；——摩擦錐面半錐角；＝5.3.2錐面平均半徑和錐面工作長度1.摩擦錐面平均半徑RR越大，摩擦力矩越大，故在滿足結(jié)構(gòu)和尺寸的前提下，盡可能將R取大些。2.錐面工作長度b（5-4）一般地：式中，p——摩擦面許用應(yīng)力；p取1.5；——摩擦力矩；F——摩擦因數(shù)；R——摩擦錐面平均半徑；3.同步器徑向厚度在滿足結(jié)構(gòu)上的要求后還應(yīng)滿足有足夠強(qiáng)度，盡可能厚些，通常在同步環(huán)上噴鍍一層鉬。在空擋位置時(shí)鎖銷錐面的軸向間隙應(yīng)保證在。

5.4軸上花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算驗(yàn)算擠壓應(yīng)力。(6-1)式中：——齒側(cè)面所受的擠壓應(yīng)力，MPa；——傳遞轉(zhuǎn)矩（按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算），N.mm；——鍵的工作長度，mm；——齒的工作高度mm；——轉(zhuǎn)矩在花鍵上分配不均勻系數(shù)，一般取0.7～0.8；——花鍵齒數(shù)；——平均直徑，mm。矩形花鍵：，=，c為倒角尺寸；漸開線花鍵：,,模數(shù)許用擠壓應(yīng)力按《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》推薦，當(dāng)<[]時(shí)，認(rèn)為擠壓強(qiáng)度符合要求。第一軸上與離合器從動(dòng)盤轂相配之花鍵，采用矩形花鍵。＝＝＝71.8（MPa），良好。第二軸上裝同步器齒轂的花鍵。4、5擋同步器花鍵：＝＝（MPa），良好。2、3擋同步器花鍵：＝＝＝26.9（MPa），良好。由于本次設(shè)計(jì)中間軸與常嚙合齒輪間采用過盈配合連接。參考文獻(xiàn)[1]劉惟信.汽車設(shè)計(jì)[M].清華大學(xué)出版社，2001[2]高維山.汽車設(shè)計(jì)叢書—變速器[M].人民交通出版社，1990[3]陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].機(jī)械工業(yè)出版社，2009[4]余志生.汽車?yán)碚揫M].機(jī)械工業(yè)出版社，2009[5]張軍,朱亮亮,彭思茂.基于CATIA五檔手動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)仿真設(shè)計(jì)[J].