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本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)
論文封面示例同前
大眾速騰五檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)
系部名稱： 汽車(chē)與交通工程學(xué)院
專業(yè)班級(jí)： 車(chē)輛工程 07-4班
學(xué)生姓名： 王海明
指導(dǎo)教師： 石美玉
職 稱： 教授
黑 龍 江 工 程 學(xué) 院
二○一一年六月
The Graduation Thesis for Bachelor's Degree
Five Manual Shift Transmission Design
Of Volkswagen Sagitar
Candidate：Wang Haiming
Specialty：Vehicle Engineering
Class： 07-4
Supervisor：Professor. Shi Meiyu
Heilongjiang Institute of Technology
2011-06·Harbin
黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
摘 要
隨著汽車(chē)工業(yè)的迅猛發(fā)展，車(chē)型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為汽車(chē)發(fā)展的趨勢(shì)。而變速器設(shè)計(jì)是汽車(chē)設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，因此它的性能影響到汽車(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對(duì)轎車(chē)而言，其設(shè)計(jì)意義更為明顯。在對(duì)汽車(chē)性能要求越來(lái)越高的今天，車(chē)輛的舒適性也是評(píng)價(jià)汽車(chē)的一個(gè)重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計(jì)如果不合理，將會(huì)使汽車(chē)的舒適性下降，使汽車(chē)的運(yùn)行噪聲增大。本設(shè)計(jì)針對(duì)乘用車(chē)變速器進(jìn)行系統(tǒng)深入的研究.
本設(shè)計(jì)結(jié)合機(jī)械變速器的設(shè)計(jì)方法，深入研究了變速器傳動(dòng)比的計(jì)算，擋數(shù)的分配，齒輪參數(shù)的計(jì)算，軸及軸承的選擇等，從而使乘用車(chē)的舒適性和動(dòng)力性有很大的提高。
關(guān)鍵字：傳動(dòng)比；齒輪參數(shù)；軸；軸承
ABSTRACT
With the rapid development of automobile industry, the diversity of models, individual has become a developing trend. The transmission design is an important part of automotive design one. It is used to change the engines torque and reached the driving wheel speed, so its impact on vehicle dynamic performance and economy indicators, on cars, its more obvious sense of design. Performance in increasingly high demand on the car today, the vehicles comfort is an important index for evaluation of car, and transmission design, if unreasonable, will decrease the comfort of the automobile, so that the car is running the noise increases. The design for the passenger car transmission system in-depth study carried out
The design combined with mechanical transmission design, in-depth study of the transmission gear ratio calculation, the distribution of the number block, the calculation of gear parameters, choice of shaft and bearing, so passenger comfort and dynamic have greatly improved.
Key words: Transmission Ratio; Keeps Off The Number; Axis; Bearings
II
黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
目 錄
摘要...................................................................I
Abstract......................................................... Ⅱ
第1章 緒論....... .....................................................1
1.1 本次設(shè)計(jì)的目的意義................................................1
1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀.............................................2
1.3 變速器設(shè)計(jì)面臨的主要問(wèn)題.......................................4
第2章 變速器的總體方案設(shè)計(jì).......... . . . . ........................5
2.1 變速器的功用及設(shè)計(jì)要求............................................5
2.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式選擇與結(jié)構(gòu)分析................................5
2.2.1 三軸式變速器與兩軸式變速.....................................5
2.2.2 倒檔的布置方案............... ...... .........................5
2.3 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析......................................7
2.3.1 齒輪型式............... ...... .... ..........................7
2.3.2 換檔結(jié)構(gòu)型式........... ...... .... ..........................7
2.3.3 軸承型式........... ...... .... .... ..........................7
2.4 傳動(dòng)方案的最終確定........................................ .. .....8
2.5 本章小結(jié)........................ ...... ...... ....................8
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算................. .................9
3.1初始數(shù)據(jù)............................. ...... ......................9
3.2變速器各檔傳動(dòng)比的確定..................... .......................9
3.3中心距的確定......................... ...... .....................10
3.4齒輪參數(shù)...................... ......... .......... ...............11
3.5 本章小結(jié)........................ .. .. .. .. .....................12
第4章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核............. . . . . . . . . . ..............13
4.1 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算... .. .. .................... ......................13
4.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇.................. ..... ........ ........22
4.2.1 齒輪的損壞原因.......................................22
4.2.2 齒輪材料的選擇.........................................22
4.2.3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩................. ... ........................23
4.2.4 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算............ ....... .........................23
4.2.4 齒輪的接觸應(yīng)力............ ....... .........................27
4.3 本章小結(jié)................ .. .. .. .................................31
第5章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核...........................32
5.1 軸的計(jì)算.................... . . . . . ............................32
5.1.1 軸的工藝要求..... ....... ...... ...........................32
5.1.2 初選軸的直徑............ ....... .............. ............32
5.1.3 軸的剛度計(jì)算............ ....... ............. .............33
5.1.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算............ ....... ............. .............35
5.2 軸承的選擇及校核............ ... .................................37
5.2.1 輸入軸的軸承選擇及校核...... . .. ............. .............37
5.2.1 輸出軸的軸承選擇及校核............ ....... ... .............38
5.3本章小結(jié)....... . ... ... ... ... ..................................39
第6章 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的選擇........ ....... ...............40
6.1同步器的選擇........... ... ... ..................................40
6.1.1 同步器的工作原理............ .... ... .. ... ... .............40
6.1.2 同步環(huán)的主要參數(shù)的確定........ ... ... .. ... ... .............40
6.2 變速器的操縱機(jī)構(gòu)........... ... ... ..............................41
6.2.1 變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用............ .... ...... ... .............41
6.2.2 變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足的要求.......... ...... ... .............41
6.2.3 換擋位置............ . ... ... ...... .. ... ... .............42
結(jié)論 ........ . ... ... ... ........ . ... ... ... . . . . . . . . . .. ... ... .43
參考文獻(xiàn) ......... ... ... ... ........ . ... . ... .. ... . . .. ... ... ...44
致謝 ........ .. ... ... ... ........ . ... ... ... ........ . . .. ... ... .45
附錄........ .. ... ... ... ........ . ... ... ... ........ . . .. ... ... .46
黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1 本次設(shè)計(jì)的目的意義
隨著經(jīng)濟(jì)和科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，汽車(chē)工業(yè)也漸漸成為我國(guó)支柱產(chǎn)業(yè)，汽車(chē)的使用已經(jīng)遍布全國(guó)。而隨著我國(guó)人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車(chē)、轎車(chē)等高級(jí)消費(fèi)品已進(jìn)入平常家庭。
在我國(guó)，汽車(chē)工業(yè)起步較晚。入世后，我國(guó)的汽車(chē)工業(yè)面臨的是機(jī)遇和挑戰(zhàn)。隨著我國(guó)汽車(chē)工業(yè)不斷的壯大，以及汽車(chē)行業(yè)持續(xù)快速發(fā)展，如何設(shè)計(jì)出經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國(guó)國(guó)情的汽車(chē)已經(jīng)是當(dāng)前汽車(chē)設(shè)計(jì)者的緊迫問(wèn)題。在面臨著前所未有機(jī)遇同時(shí)不得不承認(rèn)在許多技術(shù)上，我國(guó)與發(fā)達(dá)國(guó)家還存在著一定的差距。
發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)。為了發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)的最佳性能，就必須有一套變速裝置，來(lái)協(xié)調(diào)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和車(chē)輪的實(shí)際行駛速度。在經(jīng)濟(jì)方面考慮合適的變速器也非常重。本次設(shè)計(jì)對(duì)轎車(chē)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了介紹，闡述了轎車(chē)主要參數(shù)的確定，在機(jī)構(gòu)方面選擇了機(jī)械式變速器確定變速設(shè)計(jì)的主要參數(shù)，在變速器的壽命方面以及與變速器相關(guān)的操縱機(jī)構(gòu)也進(jìn)行了介紹。
1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀
汽車(chē)問(wèn)世百余年來(lái)，特別是從汽車(chē)的大批量生產(chǎn)及汽車(chē)工業(yè)的大發(fā)展以來(lái)，汽車(chē)已經(jīng)成為世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展、為人類(lèi)進(jìn)入現(xiàn)代生活，產(chǎn)生了無(wú)法估量的巨大影響，為人類(lèi)社會(huì)的進(jìn)步做出了不可磨滅的巨大貢獻(xiàn)，掀起了一場(chǎng)劃時(shí)代的革命。自從汽車(chē)采用內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力裝置開(kāi)始變速器就成為了汽車(chē)重要的組成部分，現(xiàn)代汽車(chē)廣泛采用的往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)具有體積小、質(zhì)量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點(diǎn)，但其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車(chē)的牽引力和車(chē)速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化，故其性能與汽車(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛盾，這對(duì)矛盾靠現(xiàn)代汽車(chē)的內(nèi)燃機(jī)本身是無(wú)法解決的。因此在汽車(chē)傳動(dòng)系中設(shè)置了變速器和主減速器，以達(dá)到減速增矩的目的。變速器對(duì)整車(chē)的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性、操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。汽車(chē)行駛的速度是不斷變化的，即要求汽車(chē)變速器的變速必要盡量多，盡管傳統(tǒng)的齒輪變速器并不理想但以其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、功率大三大顯著特點(diǎn)依然占領(lǐng)者汽車(chē)變速器的主流地位。雖然傳統(tǒng)機(jī)械師的手動(dòng)變速器具有換擋沖擊大，體積大，操縱麻煩等諸多缺點(diǎn)，但仍以其傳動(dòng)效率高、生產(chǎn)制造工藝成熟以及成本低等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代汽車(chē)上。
早在1889年，法國(guó)標(biāo)致研制成功世界上第一臺(tái)手動(dòng)機(jī)械式4擋齒輪傳動(dòng)汽車(chē)變速器。在現(xiàn)在汽車(chē)中，變速器的結(jié)構(gòu)對(duì)汽車(chē)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)作優(yōu)化匹配，可得到良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性；采用自鎖及互鎖裝置，倒檔安全裝置可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自動(dòng)脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便，無(wú)沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)、噪聲低，降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設(shè)計(jì)、工藝水平的關(guān)鍵。隨著汽車(chē)技術(shù)的發(fā)展，增力式同步器，雙中間軸變速器，后置常嚙合傳動(dòng)齒輪變速器，各種自動(dòng)、半自動(dòng)以及電子控制的自動(dòng)換擋機(jī)構(gòu)等新結(jié)構(gòu)也相繼問(wèn)世。
到目前為止變速器主要經(jīng)歷了以下發(fā)展階段：
1)手動(dòng)變速器
手動(dòng)變速器（MT:Manual Transmission）主要采用了齒輪傳動(dòng)的降速原理。變速器內(nèi)多組傳動(dòng)比不同的齒輪副，而汽車(chē)行駛的換擋工作，也就是通過(guò)操縱機(jī)構(gòu)式變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。如在低速時(shí)，讓讓傳動(dòng)比大的齒輪副工作，而在高速時(shí)讓傳動(dòng)比小的齒輪副工作。由于每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的速度比是個(gè)定值。手動(dòng)變速器是最常見(jiàn)的變速器，它的基本構(gòu)造用一句話概括，就是兩軸一中軸，即指輸入軸、輸出軸和中間軸，它們構(gòu)成了變速器的主體，當(dāng)然還有一根倒檔軸。手動(dòng)變速器又稱為手動(dòng)齒輪變速器，含有可以在軸向滑動(dòng)的齒輪，通過(guò)不同齒輪的嚙合達(dá)到變速變矩的目的。手動(dòng)變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、故障相對(duì)較低、物美價(jià)廉。
手動(dòng)變速器也有自身的缺點(diǎn)：在當(dāng)今的大城市中，“堵車(chē)”現(xiàn)象愈演愈烈，駕駛員需要頻繁地踩離合器換擋，體力消耗大，發(fā)動(dòng)機(jī)很難工作在最佳的狀態(tài)，動(dòng)力性沒(méi)有完全發(fā)揮，經(jīng)濟(jì)性差，排氣中有害物質(zhì)含量高，污染嚴(yán)重。
2)自動(dòng)變速器
自動(dòng)變速器（AT:Automatic Transmission）是根據(jù)車(chē)速和負(fù)荷來(lái)進(jìn)行雙參數(shù)控制，檔位根據(jù)上面的兩個(gè)參數(shù)來(lái)自動(dòng)升降。AT與MT的共同點(diǎn)，就是二者都是有級(jí)式變速器，只不過(guò)AT能根據(jù)車(chē)速的快慢來(lái)自動(dòng)實(shí)現(xiàn)換擋，可以消除手動(dòng)變速器“頓挫”的換擋感覺(jué)。AT的結(jié)構(gòu)與手動(dòng)變速器相比，液力自動(dòng)變速器在結(jié)構(gòu)和使用上有很大不同。手動(dòng)變速器主要由齒輪和軸組成，通過(guò)不同的齒輪組合產(chǎn)生變速變矩；而自動(dòng)變速器是液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過(guò)液力傳遞和齒輪組合的方式來(lái)達(dá)到變速變矩。自動(dòng)變速器采用液力便舉起來(lái)代替離合器，因此減少了離合器換擋帶來(lái)的沖擊，檔位少變化大，連接平穩(wěn)，因此容易操作，提高駕駛方便性，減少駕駛員的勞動(dòng)強(qiáng)度，也提高了駕駛員的舒適性。
自動(dòng)變速器也存在不足之處：一是對(duì)速度變化反應(yīng)慢，沒(méi)有手動(dòng)離合器靈敏，因此許多駕駛員選用手動(dòng)變速器車(chē)；二是費(fèi)油不經(jīng)濟(jì)，液力變矩器的傳動(dòng)效率不高，變矩范圍有限，近幾年引入電子控制技術(shù)對(duì)此做了改進(jìn)；三是機(jī)構(gòu)復(fù)雜，維修困難。在液力變矩器內(nèi)告訴循環(huán)流動(dòng)的液壓油會(huì)產(chǎn)生高溫所以要用指定的耐高溫液壓油。
機(jī)械式自動(dòng)變速器是在傳統(tǒng)干式離合器和手動(dòng)齒輪變速器的基礎(chǔ)上改造而成主要改變了手動(dòng)換擋操縱部分。即在手動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)不變的情況下改用電子控制來(lái)實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換擋。機(jī)械式自動(dòng)變速器控制單元（簡(jiǎn)稱ECU）的輸入信號(hào)有駕駛員的意圖（加速踏板的位置和黨委的選擇）和汽車(chē)的工作狀態(tài)（包括發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、節(jié)氣門(mén)開(kāi)度、車(chē)速等）
3)無(wú)級(jí)變速器
無(wú)級(jí)變速器（CVT：Continuously Variable Transmission），又稱為連續(xù)變速式無(wú)級(jí)變速器。這種變速器與一般齒輪式自動(dòng)變速器的最大區(qū)別是它省去了復(fù)雜而笨重的齒輪組合變速傳動(dòng)。金屬帶式無(wú)級(jí)變速器主要包括主動(dòng)輪組、從動(dòng)輪組、金屬帶和液壓泵等基本部件主動(dòng)和被動(dòng)工作輪由固定和可動(dòng)兩部分組成，形成V型槽，與金屬片構(gòu)成的金屬帶嚙合。當(dāng)主動(dòng)輪和被動(dòng)輪和被動(dòng)輪可動(dòng)部分作軸向移動(dòng)時(shí)，相應(yīng)改變主動(dòng)輪與從動(dòng)輪上傳動(dòng)帶的接觸半徑，從而改變傳動(dòng)比?？蓜?dòng)輪的軸向移動(dòng)通過(guò)液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行連續(xù)的調(diào)節(jié)可實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速。
4)無(wú)限變速式機(jī)械無(wú)級(jí)變速器
無(wú)限變速式機(jī)械無(wú)級(jí)變速器（IVT:Infinitely Variable Transmission）由英國(guó)Torotrak公司研發(fā)出來(lái)，只是業(yè)界一直將他視為CVT，直至2003年3月在美國(guó)底特律舉行的SAE（美國(guó)汽車(chē)工程師學(xué)會(huì)）年會(huì)上才將他單獨(dú)分類(lèi)。IVT采用的是一種摩擦板式變速原理。早在1905年就出現(xiàn)過(guò)這種無(wú)級(jí)變速器，它由圓盤(pán)和滾輪構(gòu)成，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但由于摩擦本身帶來(lái)的能量損耗大，發(fā)熱量高，傳遞轉(zhuǎn)矩小和材料不耐用等缺點(diǎn)，沒(méi)有進(jìn)行批量生產(chǎn)。這種變速器原理便是今天的IVT的基礎(chǔ)。
IVT與其它自動(dòng)變速器之一是不使用變矩器，Torotrak 公司開(kāi)發(fā)的IVT使用了2套離合器，驅(qū)動(dòng)力由一套稱為Variato的裝置傳遞，通過(guò)鎖止離合器和行星齒輪機(jī)構(gòu)將動(dòng)力傳遞至傳動(dòng)軸。IVT的核心部分由輸入傳動(dòng)盤(pán)、輸出傳動(dòng)盤(pán)分別位于兩端，輸出傳動(dòng)盤(pán)只有1個(gè)位于中間位置，Variato傳動(dòng)盤(pán)則夾于輸入傳動(dòng)盤(pán)和輸出傳動(dòng)盤(pán)中間，他們之間的接觸點(diǎn)以潤(rùn)滑油作介質(zhì)，金金屬間不接觸，通過(guò)改變Variato裝置的角度變化而實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比的連續(xù)而無(wú)限的變化。
回顧變速器的技術(shù)的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的主要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展是衡量汽車(chē)技術(shù)水平的一項(xiàng)主要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器的發(fā)展。并且向著節(jié)能與環(huán)境保護(hù)；應(yīng)用新型材料；高性能、成本低、微型化；智能化、集成化發(fā)展。
1.3 變速器設(shè)計(jì)面臨的主要問(wèn)題
在汽車(chē)工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價(jià)格的日益上漲和運(yùn)用在汽車(chē)各種配件上的技術(shù)日趨成熟，變速器發(fā)展面臨的主要問(wèn)題如下：
1. 如何設(shè)計(jì)出節(jié)能環(huán)保、經(jīng)濟(jì)型的變速器，將是變速器乃至汽車(chē)發(fā)展所要面臨的一個(gè)巨大問(wèn)題。
2. 自動(dòng)變速器之所以發(fā)展如此迅速是因?yàn)樗倏v起來(lái)簡(jiǎn)單方便，但同時(shí)也減少了駕車(chē)樂(lè)趣。因此，在不減少駕車(chē)娛樂(lè)性的同時(shí)，又能使操縱更加方便快捷，也是變速器設(shè)計(jì)時(shí)要考慮的一個(gè)重要問(wèn)題。
3. 如何設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率更高、使汽車(chē)車(chē)速變化更加平穩(wěn)以及駕車(chē)舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設(shè)計(jì)所要攻克的技術(shù)難關(guān)。
第2章 變速器的總體方案設(shè)計(jì)
2.1 變速器的功用及設(shè)計(jì)要求
變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動(dòng)比的齒輪傳動(dòng)裝置，又稱變速箱。它作為汽車(chē)動(dòng)力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸傳出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車(chē)在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對(duì)驅(qū)動(dòng)輪牽引力以及車(chē)速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車(chē)能倒退行駛和在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)以及汽車(chē)滑行或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系保持分離；必要時(shí)還應(yīng)有動(dòng)力輸出功能。
為保證變速器具有良好的工作性能，對(duì)變速器應(yīng)提出如下設(shè)計(jì)要求：
1. 保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)型。
2. 設(shè)置空擋。用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。
3. 設(shè)置倒檔，使汽車(chē)能倒退行駛。
4. 設(shè)置動(dòng)力傳輸裝置，需要時(shí)進(jìn)行功率輸出。
5. 換擋迅速、省力、方便。
6. 工作可靠，汽車(chē)行駛過(guò)程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。
7. 變速器應(yīng)有高的工作效率。
8. 變速器的工作噪聲低。
除此之外，變速器還應(yīng)該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。
滿足汽車(chē)必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車(chē)工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器傳動(dòng)比范圍越大。
2.2變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式選擇與結(jié)構(gòu)分析
變速器的種類(lèi)很多，按其傳動(dòng)比的改變方式可以分為有級(jí)、無(wú)級(jí)和綜合式。有級(jí)變速器根據(jù)前進(jìn)擋的不同可以分為三、四、五檔和多檔變速器；按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線和綜合式。其中固定軸式應(yīng)用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上，而后者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上。
2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器
現(xiàn)代汽車(chē)大多采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動(dòng)方案。
三軸式變速器如圖2.1所示，其第一周的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來(lái)傳遞扭矩則稱為直接檔。此時(shí)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，磨損及噪聲也小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其它前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。
1. 第一軸；2.第二軸；3.中間軸
圖2.1轎車(chē)三軸式四檔變速器
1.第一軸；2.第二軸；3.同步器
圖2.2轎車(chē)兩軸式變速器
兩軸式變速器如圖2.2所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、噪聲低。轎車(chē)多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車(chē)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性良好且可使汽車(chē)質(zhì)量降低6%-10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳東西的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。如圖所示兩軸式變速器的輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可使用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪外，其他檔均采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；個(gè)檔的同步器多裝在輸出軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可裝在輸入軸后端如圖所示。
兩軸式變速器沒(méi)有直接檔因此在高檔工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是他的缺點(diǎn)。另外低檔傳動(dòng)比的上限也受到較大的限制，但這一缺點(diǎn)可通過(guò)減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來(lái)取消。
本設(shè)計(jì)的變速器采用兩軸式變速器。
2.2.2倒檔的布置方案
常見(jiàn)的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：
圖2.3倒檔布置方案
圖2.1a為常見(jiàn)的倒檔布置方案。在前進(jìn)擋的傳動(dòng)路線中加入一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪處于正負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛應(yīng)用于轎車(chē)和輕型貨車(chē)的四檔全同步器式變速器中。
圖2.1b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒檔時(shí)利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合使換擋困難。某些輕型貨車(chē)四檔變速器采用此方案。
圖2.1c所示方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。
圖2.1d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)作了修改，因而經(jīng)常載貨車(chē)變速器中使用。
圖2.1e所示方案將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。
圖2.1f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(zhǎng)度，有的貨車(chē)倒擋傳動(dòng)采用圖2-61所示方案。其缺點(diǎn)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(jī)構(gòu)復(fù)雜一些
本設(shè)計(jì)采用圖2f所示的傳動(dòng)方案。
2.3 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析
變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)形式、軸承型式等因素。
2.3.1齒輪型式
齒輪型式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。
有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢(shì)是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使斜齒圓柱齒輪數(shù)增加，導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。
直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。
2.3.2 換擋結(jié)構(gòu)形式
現(xiàn)在大多數(shù)汽車(chē)的變速器都采用同步器換擋。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換擋時(shí)間，從而提高了汽車(chē)的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種形式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)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，同步器廣泛用于各式變速器中。
在本設(shè)計(jì)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(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。
2.3.3 軸承型式
變速器軸承采用圓錐滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓柱滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。
在本設(shè)計(jì)中采用圓錐滾子軸承和滾針軸承。
2.4傳動(dòng)方案的最終確定
通過(guò)對(duì)變速器型式、傳動(dòng)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)與要求，最終確定的傳動(dòng)方案如圖2.4
圖2.4變速器傳動(dòng)簡(jiǎn)圖
2.5本章小結(jié)
本章主要對(duì)變速器的功用進(jìn)行了介紹，對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式與結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析對(duì)兩軸式、三軸式變速器進(jìn)行了介紹并結(jié)合已有的變速器傳動(dòng)方案在本次設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上對(duì)變速器的傳動(dòng)方案進(jìn)行最終的確定，并對(duì)變速器上主要零件的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了分析與介紹。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算
3.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)
最高車(chē)速： =185Km/h
發(fā)動(dòng)機(jī)功率：=74KW
轉(zhuǎn)矩： =145
總質(zhì)量： =1353Kg
車(chē)輪： 205/55R16 r=315.95
3.2變速器各擋傳動(dòng)比的確定
初選傳動(dòng)比：
= (3.1)
式中： —最高車(chē)速
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速
—車(chē)輪半徑
—變速器最小傳動(dòng)比 乘用車(chē)取0.85
—主減速器傳動(dòng)比
=9550× (3.2)
所以，=9550×=4874r/min
=0.377×=0.377×=3.9 (3.3)
最大傳動(dòng)比的選擇：
①滿足最大爬坡度。
（3.4）
式中：G—作用在汽車(chē)上的重力，，—汽車(chē)質(zhì)量，—重力加速度，=13530N；
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=145N.m；
—主減速器傳動(dòng)比，=3.9
—傳動(dòng)系效率，=90%；
—車(chē)輪半徑，=0.316m；
—滾動(dòng)阻力系數(shù)；
—爬坡度，取=16.7°
帶入數(shù)值計(jì)算得 ①
②滿足附著條件：
·φ （3.5）
Φ為附著系數(shù)，取值范圍為0.5-0.6，取為0.6
為汽車(chē)滿載靜止于水平面，驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，這里取70%mg ；
計(jì)算得≤5.418 ； ②
由①②得2.52≤≤5.418 ； 取=3.4 ；
校核最大傳動(dòng)比 ；
在3.0~4.5范圍內(nèi)，故符合。
其他各擋傳動(dòng)比的確定：
按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車(chē)各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系：
（3.6）
式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為：
，，，
==1.44
所以其他各擋傳動(dòng)比為：
=3.45， ==2.36，==1.64，==1.14 ，=0.8
3.3中心距A的確定
初選中心距：發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)的乘用車(chē)變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選。
A=K
——中心距系數(shù)；=8.9~9.3.， ——變速器傳動(dòng)比 ，——變速器傳動(dòng)效率 取=96%，——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（Nm）；
—72.83 所以A初選： 72mm
3.4齒輪參數(shù)
3.4.1 模數(shù)
對(duì)貨車(chē)，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)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(kāi)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：乘用車(chē)和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車(chē)為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車(chē)為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋如圖表3.1與表3.2。
表3.1 汽車(chē)變速器齒輪法向模數(shù)
車(chē)型
乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L
貨車(chē)的最大總質(zhì)量/t
1.0≤V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14
＞14.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50~6.00
表3.2 汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù)
一系列
1.00
1.25
1.50
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
——
發(fā)動(dòng)機(jī)排量為1.6L，根據(jù)表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數(shù)定為2.25-2.75mm。
3.4.2 壓力角
理論上對(duì)于乘用車(chē)，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對(duì)商用車(chē)，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
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°。
3.4.3 螺旋角
實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。
乘用車(chē)兩軸式變速器螺旋角：20°～25°
3.4.4 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。
3.4.5 齒頂高系數(shù)
在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00.
3.5本章小結(jié)
本章通過(guò)對(duì)初始數(shù)據(jù)的計(jì)算確定變速器的最大傳動(dòng)比，然后根據(jù)最大傳動(dòng)比，確定擋數(shù)及各擋傳動(dòng)比的大小，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計(jì)算做準(zhǔn)備。
第4章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核
4.1齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算
4.1.1 一擋齒輪齒數(shù)的分配
一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=23°
一擋傳動(dòng)比為 （4.1）
為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，
斜齒 （4.2）
==48.2取整為48
即=11 =37
對(duì)中心距進(jìn)行修正
因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
==71.7mm （4.3）
對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位：
端面嚙合角 ： tan=tan/cos （4.4）
=21.43°
嚙合角 ： cos= (4.5)
=22.03°
變位系數(shù)之和 （4.6）
查變位系數(shù)線圖得：
對(duì)修正
（4.7）
計(jì)算一擋齒輪1、2參數(shù)：
分度圓直徑 =2.75×11/cos23°=33mm
=2.75×37/23°=111mm
齒頂高 =3019mm
=1.76mm
式中： =0.11
= 0.42-0.11 = 0.31
齒根高 =2.145mm
=3.575mm
齒頂圓直徑 =36.38mm
=114.52mm
齒根圓直徑 =28.71mm
=103.85mm
當(dāng)量齒數(shù) =14.28
=48.04
4.1.2 二擋齒輪齒數(shù)的分配
二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=25°
==48.2取整為48
=14 =34
對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距 =71.7mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角
變位系數(shù)之和 0.3
查變位系數(shù)線圖得： 0.3 =0.41
=
對(duì)修正
二擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =42mm
=102mm
齒頂高 =3.355mm
=1.925mm
式中： = 0.11
=0.19
齒根高 =2.31mm
=3.74mm
齒頂圓直徑 =48.71mm
=105.85mm
齒根圓直徑 =37.38mm
=94.52mm
當(dāng)量齒數(shù) =18.18
=44.14
4.1.3 三擋齒輪齒數(shù)的分配
三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)為2.75
=1.66
=48
得=18，=30
對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋?
理論中心距 =71.18mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角 =
變位系數(shù)之和 0.62
查變位系數(shù)線圖得： =0.42 = 0.2
對(duì)修正
三擋齒輪5、6參數(shù)：
分度圓直徑 =54mm
=90mm
齒頂高 =2.283mm
=2.288mm
式中： = 0.3
=0.32
齒根高 =2.283mm
=3.938mm
齒頂圓直徑 =56.245mm
=84.686mm
齒根圓直徑 =46.191mm
=74.633mm
當(dāng)量齒數(shù) =26.389
=42.660
4.1.4 四擋齒輪齒數(shù)的分配
四擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)=2.75
=
=22.47，取整為22=26
對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距 =71.18mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角
變位系數(shù)之和 0.58
查變位系數(shù)線圖得： =0.48 = 0.1
對(duì)修正
四擋齒輪7、8參數(shù)：
分度圓直徑 =65.99mm
=77.99mm
齒頂高 =3.3mm
=2.26mm
式中： =0.3
=0.28
齒根高 =2.12mm
=3.16mm
齒頂圓直徑 =72.6mm
=80.51mm
齒根圓直徑 =61.76mm
=70.8mm
當(dāng)量齒數(shù) =28.56
=33.75
4.1.5 五擋齒輪齒數(shù)的分配
五擋齒輪為斜齒輪，初選=25°模數(shù)=2.75
=
取整為47
=26 =21
對(duì)五擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距 =71.3mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.88°
端面嚙合角
變位系數(shù)之和 0.58
查變位系數(shù)線圖得： = 0.25 = 0.33
對(duì)修正
五擋齒輪9、10參數(shù)：
分度圓直徑 =79.69mm
=54.34mm
齒頂高 =1.98mm
=2.2mm
式中： =-0.25
=0.53
齒根高 =2.75mm
=2.53mm
齒頂圓直徑 =83.65mm
=68.74mm
齒根圓直徑 =74.19mm
=58.28mm
當(dāng)量齒數(shù) =35.96
=29.04
4.1.6 倒擋齒輪齒數(shù)的分配
倒擋齒輪選用的模數(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)算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=13，=23，則：
=
=49.5mm
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
=2×72－2.75×(13+2)－1
=101.75mm
=－2
=35
計(jì)算倒擋軸和輸出軸的中心距
=
=81.1mm
計(jì)算倒擋傳動(dòng)比
=2.77
4.2輪齒的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇
4.2.1 齒輪的損壞原因
齒輪的損壞形式分三種：齒輪折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換擋齒輪端部破壞。
4.2.2齒輪材料的選擇原則
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。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
2、合理選擇材料配對(duì)
如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)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：
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
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48
對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC。
對(duì)于大模數(shù)的重型汽車(chē)變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶面粒。
4.2.3計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩
發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為145N.m，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%。
輸入軸 ==145×99%×96%=137.81 N.m
輸出軸一擋 =137.81×0.96×0.99×38/11=452.46N.m
輸出軸二擋 =137.81×0.96×0.99×35/15=305.61N.m
輸出軸三擋 =137.81×0.96×0.99×31/19=213.7N.m
輸出軸四擋 =137.81×0.96×0.99×27/23=153.75N.m
輸出軸五擋 =137.81×0.96×0.99×22/28=102.91N.m
倒擋 =150×(0.96×0.99)×37/13=354.28N.m
4.2.4輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算
1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力如圖4.1
（4.8）
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；
—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4.1。
圖4.1 齒形系數(shù)圖
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)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車(chē)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 ，，
=13，=37，=23，=0.136，=0.132，=0.149，
=
=618.98MPa<400～850MPa
=
=471.3MPa<400～850MPa
=
= 462.26MPa<400～850MPa
2、 斜齒輪彎曲應(yīng)力
（4.9）
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)在圖中查得；
—齒寬系數(shù)
—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(chē)常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車(chē)為100～250MPa。
（1）計(jì)算一擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 ，
=11，=37，=0.16，=0.13，=452.46N.m，=137.81N.m，
=
=235.51MPa<180～350MPa
=
=229.13MPa<180～350MPa
（2）計(jì)算二擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力
=14，=34，=0.162，=0.143，=305.61N.m，=137.81N.m，
=332.3MPa<180～350MPa
=343.76MPa<180～350MPa
（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力
=18，=30，=0.164，=0.157，=213.7N.m，=137.81N.m
=255.33MPa<180～350MPa
=272.45MPa<180～350MPa
（4）計(jì)算四擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力
=22，=26，=0.134，=0.145，=153.75N.m，=137.81N.m
=255.68MPa<180～350MPa
=233.68MPa<180～350MPa
（5）計(jì)算五擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力
=26，=21，=0.144，=0.147，=137.81N.m，=153.75N.m
=187.06MPa<180～350MPa
=224.11MPa<180～350MPa
4.2.5輪齒接觸應(yīng)力σj
（4.10）
式中：—輪齒的接觸應(yīng)力，MPa；
—計(jì)算載荷，N.mm；
—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)。
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(jiàn)表3.2。
彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬
齒輪
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一擋和倒擋
1900～2000
950～1000
常嚙合齒輪和高擋
1300～1400
650～700
表4.2 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力
（1）計(jì)算一擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力
=456.192N.m，=137.81N.m， ，，
，
=u
=6.72mm
=21.4mm
=
=1802.4MPa<1900～2000MPa
=
=1780.8MPa<1900～2000MPa
（2）計(jì)算二擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力
=305.61N.m，=137.81N.m，，
，
=8.55mm
=20.76mm
=
=1332.92MPa<1300～1400MPa
=
=1308.92MPa<1300～1400MPa
（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力
=213.7N.m，=137.81N.m，，，
，
=18.31mm
=10.99mm
=
=1213.51MPa<1300～1400MPa
=
=1170.53MPa<1300～1400MPa
（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力
=153.75N.m，=137.81N.m，，
，
=15.87mm
=13.43mm
=
=1127.02MPa<1300～1400MPa
=
=1095.03MPa<1300～1400MPa
（5）五擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力
=137.81N.m，=102.91N.m，，，
，
=16.91mm
=13.66mm
=
=845.38MPa<1300～1400MPa
=
= 483.22MPa<1300～1400MPa
4.3本章小結(jié)
本章根據(jù)第3章計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比；確定齒輪的參數(shù)，齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡(jiǎn)要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對(duì)、考慮加工工藝及熱處理，然后計(jì)算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計(jì)算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計(jì)算出各擋齒輪所受的力。
第5章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核
5.1軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1.1 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)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。
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。
5.1.2 初選軸的直徑
傳動(dòng)軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)只需按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，輸入軸軸頸
=103×取整后d=25mm （5.1）
圖5.1 軸的示意圖
5.1.3 軸的剛度計(jì)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，可分別用式計(jì)算
（5.2）
（5.3）
（5.4）
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），=2.1×105MPa；
—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；
、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；
—支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為mm。 （5.5）
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。
變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與強(qiáng)度
軸的剛度
圖5.2 輸入軸受力分析圖
一擋齒輪所受力
N
N
N
mm，，mm mm
輸入軸 （5.6）
=0.089mm
（5.7）
=0.114
=0.0008rad0.002rad （5.8）
輸出軸
=0.008
=0.02
=0.0006 rad0.002rad
5.1.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算
一擋時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。
輸入軸的強(qiáng)度校核
圖5.3 輸入軸的強(qiáng)度分析圖
1)豎直平面面上
得 =2384.09N
豎直力矩=156157.6N.mm
2)水平面內(nèi)上
=2134.4
由以上式可得=139803.185N.mm
按第三強(qiáng)度理論得：
N.mm
輸出軸強(qiáng)度校核
8152.43
3237.08 3554.93
1)豎直平面面上
得 =2327.09N
豎直力矩=152424.1N.mm
2)水平面內(nèi)上彎矩
由上式可得=256678.78N.mm
按第三強(qiáng)度理論得：
N.mm
因此該軸符合強(qiáng)度要求
5.2軸承的選擇及校核
5.2.1輸入軸的軸承選擇與校核
由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號(hào)，30205（左右），由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得代號(hào)為30205的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=10×300×8=24000h
校核軸承壽命
Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、
+=
由以上兩式可得=3112.61N，=203.76N
Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6
(5.9)
Ⅲ）、軸向力和
由于
所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊
Ⅳ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷
查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得
故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4
徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 (5.10)
=1.2×（0.67×3316.37+1.6×63.675）=2788.62N
校核軸承壽命
預(yù)期壽命
，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。(5.11)
=41788.78h＞=24000h合格
5.2.2 輸出軸軸承校核
初選輸出軸的軸承型號(hào)，30206（左右），由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得代號(hào)為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=10×300×8=24000h
校核軸承壽命
Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩
+=
由以上兩式可得=198.89N，=3038.19N
Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6
Ⅲ）、軸向力和
由于
所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊
Ⅳ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷
查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)