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1、 汽車變速器設(shè)計 某型汽車變速器設(shè)計論文 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 某型汽車變速器設(shè)計論文 摘要 變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。其設(shè)計任務(wù)是設(shè)計一臺用于微型商用車上的手動變速器。采用中間軸式變速器設(shè)計方案，其有兩個突出優(yōu)點：一是其直接擋傳動效率高，磨損及噪聲??；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比。 設(shè)計中根據(jù)汽車的滿載質(zhì)量、主減速比以及驅(qū)動車輪的滾動半徑等參數(shù)并結(jié)合該汽車的發(fā)動機型號以及發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、最高轉(zhuǎn)速等重要參數(shù)作為基礎(chǔ)進行設(shè)計。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計、汽車?yán)碚?、機械設(shè)計等相關(guān)知識，計算出相關(guān)的變速器參數(shù)并

2、論證設(shè)計的合理性。 設(shè)計中給出了機械式變速器設(shè)計方案，經(jīng)過嚴(yán)謹(jǐn)設(shè)計過程完成了一款手動變速器設(shè)計，并經(jīng)過校驗，證明設(shè)計的變速器能夠符合現(xiàn)實功用要求，設(shè)計方案具有比較強的可借鑒性。 變速器的功用是：①改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；②在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；③利用空檔，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于發(fā)動機換檔或進行動力輸出。 變速器的基本要求是：①保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。②換檔迅速、省力、方便。③工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。④變

3、速器應(yīng)有高的工作效率。⑤變速器的工作噪聲低。 關(guān)鍵詞 汽車工程；變速器；設(shè)計；手動； - I - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 Abstract Gearbox is the one main component of the vehicle transmission.The duty of this design is to design a manual transmission used in the Tiny gears, it is the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has tw

4、o prominent merits: firstly, the transmission efficiency of the direct drives keep high ,the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it is allowed to obtain in the bigger gear ratio of the first gear when the center distance in smaller. According to the contour, track, wheel base, the

5、vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. Accor

6、ding to the above parameters, combining the knowledge of automobile design, automobile theory , machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design. The design gives a plan of the mechanical gearbox and achieves a kind of mechanical g

7、earbox after rigorous design.The design has passed calibration and Finite element optimization.It has proved to be fit for function and use for reference perfectly. Key Words Automotive engineering,Transmission,Design,Manual - II - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 目 錄 摘要 .....................................

8、........................ I Abstract.......................................................... II 第1章 緒論 ...................................................... 1 1.1本課題研究的目的和意義 ..................................... 3 1.2 本課題研究現(xiàn)狀和發(fā)展 ....................................... 3 第2章 機械式變速器設(shè)計 ..........

9、................................ 4 2.1 變速器設(shè)計基本方案 ......................................... 4 2.1.1變速器傳動機構(gòu)布置方案 ................................. 4 2.1.2 變速器主要參數(shù)選擇 ..................................... 5 2.2齒輪設(shè)計計算 ................................................ 8 2.2.1各擋齒輪齒數(shù)的分配 .................

10、.................... 8 2.2.2齒輪強度校核 ........................................... 12 2.3 軸設(shè)計計算 ................................................ 21 2.3.1軸的工藝要求 ........................................... 21 2.3.2 軸的校核計算 .......................................... 21 2.4 同步器及操縱機構(gòu)設(shè)計 ..................

11、.................... 31 - 1 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 2.4.1同步器的設(shè)計 ........................................... 31 2.4.2變速器的操縱機構(gòu)....................................... 33 2.5 軸承及平鍵的校核 .......................................... 34 2.5.1 軸承選擇及校核 ........................................ 34 2.5.2 平鍵選擇及強度計算 ...

12、................................. 36 2.6 變速器箱體設(shè)計 ............................................ 36 2.6.1 箱體材料與毛坯種類 .................................... 36 2.6.2 箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算 .............................. 36 2.7 本章小結(jié) .................................................. 37 第3章 有限元優(yōu)化分析 ..............

13、............................. 37 3.1 齒輪catia有限元分析 ...................................... 38 3.1.1 倒檔主動直齒輪catia有限元分析 ........................ 38 3.1.2 一檔從動齒輪catia有限元分析 .......................... 38 3.2 變速器軸catia有限元分析 .................................. 39 3.2.1 中間軸catia有限元分析 .....................

14、........... 39 3.2.2 第二軸catia有限元分析 ................................ 40 3.3 本章小結(jié) .................................................. 40 結(jié) 論 ........................................................... 40 參考文獻 ........................................................ 41 致 謝 .........................

15、.................................. 42 - 2 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 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、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。盡管近年來，自動變速器和無級變速器技術(shù)迅猛發(fā)展，對長期以來主導(dǎo)市場地位的手動變速器產(chǎn)生很大沖擊，但手動變速器已應(yīng)用了很長一個時期,經(jīng)過反復(fù)改進,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： 1.手動變速器技術(shù)已經(jīng)發(fā)展了幾十年，制造技術(shù)更加成熟， 長期處于主導(dǎo)變速器市場的地位，各方面技術(shù)經(jīng)

16、過長期市場考驗，通過逐步積累，技術(shù)已經(jīng)相當(dāng)成熟。 2.手動變速器傳動效率較高，理論上比自動變速器更省油。 3.手動變速器結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝成熟，市場需求大，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更多的操控快感。[1] 在市場經(jīng)濟形勢下.特別是當(dāng)前國家對汽車變速器產(chǎn)品還拿不出完整規(guī)劃的情況下.尋求引進更先進的汽車變速器,改進現(xiàn)有的變速器,從市場廣度開發(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

17、場狀況和發(fā)展來看, 全世界的各大廣商都對提高AT的性能及研制無級變速器CVT表現(xiàn)積極, 汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實用化進程。然而,因無級變速器技術(shù)難度很大, 發(fā)展相對較慢, 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變速器、電控液力自動變速器、金屬帶鏈?zhǔn)綗o級變速器、電控機械式自動變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器等數(shù)種, 并具有各自優(yōu)勢, 但其中金屬帶式無級變速器前景看好。ECT變扭器中的自動變速器油在高速運動中, 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產(chǎn)生油液 -

18、 3 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 溫度升高造成功率損失, 存在傳動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。歐洲格特拉克變速箱公司開發(fā)的電控機械自動變速器則克服了AT效率低等缺點, 與AT相比, 具有更大的發(fā)展優(yōu)勢?？墒? AMT依舊需要復(fù)雜的電控系統(tǒng)來控制。據(jù)該公司預(yù)測, 到2008年, 歐洲的50％的MT將會被AMT代替, 同時部分市場也將會被占領(lǐng)。[2] 總之, 變速器是汽車除發(fā)動機外的主要裝置之一, 伴隨著汽車技術(shù)更新?lián)Q代和市場需求，在向?qū)崿F(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就。變速器會應(yīng)對市場要求朝操縱舒適、輕柔、傳動效率高、低油耗、環(huán)保

19、與低噪聲方向發(fā)展, 汽車變速器市場的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長。 第2章 機械式變速器設(shè)計 2.1 變速器設(shè)計基本方案 2.1.1變速器傳動機構(gòu)布置方案 1、變速器類型的選擇 本設(shè)計是某輕型商用車機械式變速器設(shè)計，發(fā)動機為前置后驅(qū)形式，故變速器設(shè)計將采用五檔中間軸式變速器形式。 2、倒檔形式選擇 與前進擋比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。 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盤轂的

20、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)力集中會引起軸斷裂。[4] - 4 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 5、軸承型式 變速器多采用滾動軸承，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不同而不同。[5] 6、換擋機構(gòu)形式 使用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。在滑動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)

21、選擇 1、變速器擋數(shù)的選擇 本設(shè)計是針對某輕型商務(wù)車變速器設(shè)計，為五檔手動中間軸式機械式變速器，因此，初步選取傳動比范圍為5.0，最高檔為超速檔，次高檔為直接擋，傳動比為1.0。 2、變速器各擋傳動比的確定 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動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)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、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。故有根據(jù)汽車行駛方程式 Temaxigi0ηTCA2du=Gf+Dua+Gi+δm （2-1） r21.15dt 汽

22、車以一擋在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡化為 Temaxig1i0ηt≥mg(fcosαmax+sinαmax) （2-2） rr Gr(fcosα+sinα) 即ig1≥ Ttqi0ηT 則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為 mgrr(fcosαmax+sinαmax)ig1≥Temaxi0ηt 其中m=1860kg,f=0.020,rr=340mm,amax=20,Temax=185Nm,nt=0.9 - 5 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 代入數(shù)據(jù)可得ig1≥mgrr(fcosαmax+sinαmax)=2.797 （2-3） Temaxi0ηt （2）根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附

23、著條件確定 G2rr? ig1≤Temaxi0ηt 式中G2——汽車滿載靜止于水平路面時后驅(qū)動橋給地面的載荷；G2=mg60%。 ?——道路的附著系數(shù)，在瀝青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。 G2rr?則ig1≤=3.490 （2-4） Temaxi0ηt 由（2-3）（2-4）得2.797≤ 所以，取ig1ig1≤3.490； =3.2。 變速器的1檔傳動比應(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)計變速器次高檔四擋為直接擋, 一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系 ig4=1.0。[6] ig1ig2=ig2ig3=ig3ig4=ig4i

24、g5=ig5ig6=q（即q=nig1gn） 則q=1.47； ig1=3.2； ig2q2 ==2.2； ig3q==1.5； ig4=1.0； ig5=最高檔位為超速檔，超速檔傳動比一般為0.7——0.8，本設(shè)計取=0.78。 - 6 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 列出變速器傳動比如表2-1： 表2-1傳動比分配表 3、變速器中心距 可以利用如下經(jīng)驗公式初選中心距： KATemaxi1ηgA=KA1max= 式中KA——中心距系數(shù),對轎車8.9～9.3； T1max——變速器處于1檔時的輸出轉(zhuǎn)矩，T1max=Temaxig1ηg； Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩

25、，N?m； ig1——變速器的1檔傳動比； ——變速器的傳動效率，取0.96。[7] ηg 則A=KA3emaxi1ηg =71.24～77.03（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。轎車四檔變速器殼體軸向尺寸為（3.0～3.4）A。對于具體的變速器，其軸向尺寸取決于具體的結(jié)構(gòu)。 當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)取給出范圍的上限。為檢測方便，A取整。 5、齒輪參數(shù) （1）模數(shù) 齒輪的模數(shù)定為4.0mm。

26、 - 7 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 (2)壓力角 國家規(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β 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b 直齒b=kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒b=kcmn，kc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)f0＝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) 2.2齒輪設(shè)計計算 2.2.

27、1各擋齒輪齒數(shù)的分配 本設(shè)計變速器結(jié)構(gòu)示意圖如圖2-1： - 8 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 圖2-1變速器結(jié)構(gòu)圖 一擋齒輪的齒數(shù)： 一檔傳動比為 ZZ i1=29 （3-1） Z1Z10 為了求Z11，Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh，一擋齒輪為斜齒齒輪， Zh= 2Acosβ =33.8。取整為34。 m 取Z10=13，Z9=Zh-Z10=21。 對中心距A進行修正： mnZh==74.44mm取整為A=75mm。 A0 2cosβ9-10 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)： 由式（3-1）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 ZZ2 =i110 Z9 （

28、3-2） Z1 =2.17 常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 m(Z+Z2) A= n1 2cosβ - 9 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 Z1+Z2= 2Acosβ （3-3） mn =34.3 由式（3-2）、（3-3）得Z1=10.82，Z2=23.48取整為Z1=11，Z2=23，則： i2Z9 1= ZZ=3.38 1Z10 確定其他各擋的齒數(shù)： 二擋齒輪為斜齒輪 Z7=iZ1 Z28 Z2 =1.1 Zcosβ8 7+Z8= 2Am n =34.3 則Z7=18.0，Z8=16.3取整得Z7=18，Z8=16。 i2Z7

29、 2= ZZ 1Z8 =2.35 三擋齒輪為斜齒輪： Z5Z=iZ 13 6Z2 =0.72 A=mn(Z5 +Z6)2cosβ 5-6 Z5+Z6=34.3 由式（3-4）、（3-5）得 Z5=14.36，Z6=19.94。 取整 Z5=14，Z6=20。 i’Z2Z5 3 =Z=1.46 1Z6 - 10 - 3-4） 3-5） （（ 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 五擋采用超速檔，齒輪為斜齒輪。 Z3Z =i41 （3-6） Z4Z2 =0.37 Z3+Z4=2Acosβ （3-7） =34.3 由（3-6）（3-7）得Z3=9.26，Z4=25

30、.04， 取整Z3=9，Z4=25。 Z2Z3ig5=Z1Z4 =0.75 確定倒擋齒輪齒數(shù)： ‘=i4 倒擋齒輪采用直齒滑動齒輪，選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪Z13的齒數(shù)一般在21～23之間，初選Z12后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距A，。初選Z13=21，Z12=14，則： A，= 1 m(Z12+Z13) 2 =70mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，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De11應(yīng)為 De12D +0.5+e11=A22 De11=2A-De12-1 =85mm De11 -2m =1

31、9.25 Zn= - 11 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 取Z11=19 計算倒擋軸和第二軸的中心距A’’ m(z13+z11) 2 =80mm 計算倒擋傳動比 zzz i倒=2?13?11 z1z12z13A,,==2.84 2.2.2齒輪強度校核 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。 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： m法≤3.5m法≥3.5m法≥5 時滲碳層深度0.8～1.2。 時滲碳層深度0.9～1.3。 時滲碳層深度1.0～1.3。[9] 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48

32、。[10] 2、計算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機最大扭矩為Temax=169N.m，轉(zhuǎn)速2100r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 Ι 軸 T1=Temaxη離η承=16999%96%=160.62N.m 中間軸 T2=T1η承η齒i2-1=160.620.960.9923/11=319.18N.m Ⅱ軸 - 12 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 一擋 T31=T2η承η齒i9-10=319.180.960.9921/13=634.27N.m 二擋 T32=T2η承η齒i7-8=319.180.960.9918/16=341.27N.m 三擋 T33=

33、T2η承η齒i5-6=319.180.960.9914/20=212.34N.m 五擋 T35=T2η承η齒i3-5=319.180.960.999/25=109.21N.m 倒擋 T倒=T2η承η齒i11-12=319.180.960.9919/14=411.69N.m 3、輪齒強度計算 1）輪齒彎曲強度計算 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力σw σw= 2TgKσKf πmzKcy 3 （3-8） 式中：σw—彎曲應(yīng)力（MPa）； Tg —計算載荷（N.mm）； Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取Kσ=1.65； 齒形系數(shù)如圖2-2，可以查得： - 13 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文

34、 圖2-2齒形系數(shù)圖 Kf—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(yīng)力的影響也不同；主動齒輪Kf=1.1，從動齒輪Kf=0.9； b—齒寬（mm）； m—模數(shù)； y—齒形系數(shù)，如圖2-2。 當(dāng)計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，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。 計算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應(yīng)力： 2T倒KσKf σw11= πm3z11Kcy11 =234.60MPa2T2KσKf σw12= πm3z12Kcy12 =282.84

35、MPa850MPa - 14 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 σw13= 2T倒KσKf πmz13Kcy13 3 =247.98MPaσw= 2TgcosβKσ 3πzmnyKcKε （3-9） 式中：Tg—計算載荷（N.mm）； ； mn—法向模數(shù)（mm） z—齒數(shù)； β—斜齒輪螺旋角（）； Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)， Kσ=1.50； 3 y—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)zn=zcosβ在圖2-2中查得； Kc—齒寬系數(shù) Kc=7.0； Kε—重合度影響系數(shù)，Kε=2.0。 當(dāng)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

36、高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力： σw9= 2T31cosβKσ 3 πz9mny9KcKε =239.20MPaσw10=3 πz10mny10KcKε =189.82MPa- 15 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 其它各擋齒輪彎曲應(yīng)力按同樣方法計算，列表如表2-3： 表2-3 齒輪彎曲應(yīng)力 2）輪齒接觸應(yīng)力σ σj=0.?11? ?+ （3-10） bdcosαcosβ?ρzρb?? TgE 式中：σj—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； ； Tg—計算載荷（N m） d—節(jié)圓直徑(mm

37、)； . α—節(jié)點處壓力角（）； β—齒輪螺旋角（）； E—齒輪材料的彈性模量（MPa）； b—齒輪接觸的實際寬度(mm)； ρz、ρb—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪ρz=rzsinα、 ρb=rbsinα，斜齒輪ρz=(rzsinα2β、ρb=(rbsinα2β； - 16 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 rz、rb—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 彈性模量E=20.6104 Nmm-，齒寬b=Kcm=Kcmn=74=28mm。 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力如下表： 計算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 2 T31=634.27N.m，T2=319.18N.m

38、 d9=mz9=84mm，d10=mz10=52mm d52 ρz10=rsinα=sinα=sin20 =8.89mm z1022 d84 ρb9=rsinα=sinα=sin20 =14.36mm b922 σj9=0.T31E?11? ?+ bd9cosα?ρz10ρb9?? =1371.11MPaσj10=0.T2E?11? ?+ bd10cosα?ρz10ρb9?? =1236.20MPa其他檔位齒輪接觸應(yīng)力按同樣方法計算，列表如表2-4： 表2-4 各檔位齒輪接觸應(yīng)力 - 17 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 4、計算各擋齒輪的受力 （1）一擋齒輪9，1

39、0的受力 Ft9= 2T312?634.27 =?103=13691.74N d992.652T22?319.18 =?103=11130.95N d1057.35 Ft9tanαn = 13691.71tan20 /cos24.95?=5496.31N cosβ9-10 Ft10= Fr9= - 18 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 Fr10= Ft10tanαn = 11130.95tan20 /cos24.95?=4468.34N cosβ9-10 Fa9=Ft9tanβ9-10=13691.74tan24.95=6370.02N Fa10=F

40、t10tanβ9-10=11130.95tan24.95=5178.63N （2）二擋齒輪7，8的受力 Ft7= 2T322?341.27 =?103=8595.14Nd779.41 2T22?319.18Ft8==?103=9043.21N d870.59 Fr7= Ft7tanαn =8595.14tan20/cos24.95?=3450.38N cosβ7-8 Ft8tanαn = 9043.21tan20 /cos24.95?=3630.25N cosβ7-8 Fr8= Fa7=Ft7tanβ8=8595.14tan24.95=3998.85N Fa

41、8=Ft8tanβ8=9043.21tan24.95=4207.31N （3）三擋齒輪5，6的受力 Ft5= 2T332?212.34 =?103=6876.30N d561.762T22?319.18 =?103=7234.36N d688.24 Ft6= Ft5tanαn6876.30tan20 Fr5== =2760.38N cosβ5-6cos24.95 - 19 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 Ft6tanαn7234.36tan20 Fr6===2904.11N cosβ5-6cos24.95 Fa5=Ft5tanβ5-6=6876.30tan24.95

42、 =3199.17N Fa6=Ft6tanβ6=7234.36tan24.95 =3365.75N （4）五擋齒輪3，4的受力 2T342?109.21Ft3==?103=5500.38N d339.71 Ft4= 2T22?319.18 =?103=5788.01N d4110.29 Ft3tanαn5500.38tan20 Fr3== =2208.04N cosβ3-4cos24.95Ft4tanαn5788.01tan20 Fr4== =2323.50N cosβ3-4cos24.95 Fa3=Ft3tanβ3-4=5500.38tan24.95 =2559.0

43、3NFa4=Ft4tanβ3-4=5788.01tan24.95 =2692.85N （5）常嚙合齒輪1，2的受力 Ft1= 2T12?160.62 =?103=6619.41N d148.532T22?319.18 =?103=6291.12N d2101.47 Ft2= Ft1tanαn6619.41tan20 Fr1== =2657.25N cosβ1-2cos24.95Ft2tanαn6291.12tan20 Fr2== =2525.47N cosβ1-2cos24.95 - 20 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 Fa1=Ft1tanβ1-2=6619

44、.41tan24.95 =3079.65NFa2=Ft2tanβ1-2=6291.12tan24.95 =2926.92N （6）倒擋齒輪11，12的受力 Ft11= 2T倒2?319.18 =?103=8399.47N d1176 Ft12= 2T22?319.18 =?103=11399.29N d1256 Fr11=Ft11tanα= 8399.47tan20?=3057.16NFr12=Ft12tanα= 11399.29tan20?=4149.0N 2.3 軸設(shè)計計算 2.3.1軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，

45、可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對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。 對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。[11] 2.3.2 軸的校核計算 1、初選軸的直徑 已知中間軸式變速器中心距A=75mm，第二軸和中間軸中部直徑 d≈(0.45～0.60)A，軸的最大直徑d和支承距離L的比值： 對中間軸，d/L=0.16～0.18；對第

46、二軸，d/L≈0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑d（mm）可按式（4-1）初選: - 21 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 d=Kemax （4-1） 式中：K—經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0～4.6； Temax—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑d1=(4.0～4.6=22.12～25.43mm；第二軸最大直徑d2max≈(0.45～0.60)?75=33.75～45.0mm；中間軸最大直徑 dmax≈(0.45～0.60)?75=33.75～45.0mm. 第二軸： dd2max ～0.18。 =0.18～0.21；第一軸及中間軸：1max=0.16 LL2

47、 第二軸支承之間的長度L2=238.10～277.78mm；中間軸支承之間的長度 L=277.78～312.5mm，第一軸支承之間的長度L1=133.33～150.0mm。 2、軸的剛度驗算 若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（4-2）、（4-3）、（4-4）計算 Fra2b264Fra2b2 fc== 3EIL3πELd4 （4-2） Fta2b264Fta2b2 fs== 3EIL3πELd4 （4-3） δ= Frab(b-a)64Frab(b-a)=3EIL3πELd4 （4-4） fc2+fs2≤0.2mm。 軸的全撓度為

48、f= - 22 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 [fs]=0.10～軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為[fc]=0.05～0.10mm， 0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。 二軸受力彎曲示意圖2-3： 圖2-3 二軸受力圖 （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。 （2）二軸的剛度 一檔時 fc9 64Fr9a9b9 =4 3πELd32 22 ～0.10mm =0.0084mm≤0.05 64Ft9a9b9 fs9=4 3πd32EL 2 2 ～0.15mm =0.021≤0.10

49、f9= 2fc29+fs9=0.023mm≤0.2mm δ9= 64Fr9a9b9(b9-a9) 3πELd32 4 =-0.00021rad≤0.002rad 二檔時 - 23 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 fc7 64Fr7a72b72 = 3πELd334 ～0.10mm =0.033mm ≤0.05 fs7= 64Ft7a72b72 4 3πd33EL ～0.15mm =0.0859≤0.10 f7= 2fc27+fs7=0.092mm≤0.2mm δ7= 64Fr7a7b7(b7-a7) 3πELd33 4 =-0.000

50、022rad≤0.002rad 三檔時 fc5 64Fr5a52b52 = 3πELd344 ～0.10mm =0.0064mm≤0.05 64Ft5a5b5 fs5=4 3πd34EL 2 2 ～0.15mm =0.016≤0.10 f5= 2fc25+fs5=0.017mm≤0.2mm δ5= 64Fr5a5b5(b5-a5)3πELd34 4 =0.00027rad≤0.002rad 五檔時 64Fr3a32b32 fc3= 3πELd354 ～0.10mm =0.031mm≤0.05 - 24 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 64Ft3

51、a3b3 fs3=4 3πd35EL 22 ～0.15mm =0.078≤0.10 f3=δ3= 2fc23+fs3=0.084mm≤0.2mm 64Fr3a3b3(b3-a3)3πELd354 =0.00048rad≤0.002rad 倒檔時 fc11= 64Fr11 a112b112 3πELd314 =0.0159mmfs11= 64Ft11a112b112 43πd31EL =0.0437f11= 2fc211+fs11=0.046mm≤0.2mm δ11= 64Fr11a11b11(b11-a11) 3πELd31 4 =-0.000

52、44rad≤0.002rad （3）中間軸剛度 中間軸受力圖如圖2-4 ： - 25 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 圖2-4 中間軸受力圖 一檔時 fc10= 64Fr10a10b103πELd224 2 2 ～0.10mm =0.031mm≤0.05 fs10 64Ft10a10b10 =4 3πd22EL 2 2 ～0.15mm =0.079≤0.10 f10= 2fc210+fs10=0.085mm≤0.2mm δ10= 64Fr10a10b10(b10-a10) 3πELd22 4 =0.00022rad≤0.002ra

53、d 二檔時 fc8= 64Fr8a82b823πELd33 4 ～0.10mm =0.033mm≤0.05 64Ft8a8b8 fs8=4 3πd33EL 2 2 ～0.15mm =0.0859≤0.10 - 26 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 f8= 2 fc28+fs8=0.92mm≤0.2mm δ8= 64Fr8a8b8(b8-a8)3πELd33 4 =-0.000022rad≤0.002rad 三檔時 fc6= 64Fr6a6b63πELd34 42 2 =0.049mm≤0.05～0.10mm 64Ft6a6b6

54、 fs6=4 3πd34EL 2 2 =0.026≤0.10～0.15mm f6= 2fc26+fs6=0.135mm≤0.2mm δ6= 64Fr6a6b6(b6-a6) 3πELd34 4 =0.00027rad≤0.002rad 五檔時 fc4= 64Fr4a4b43πELd25 42 2 ～0.10mm =0.0133mm ≤0.05 64Ft4a4b4 fs4=4 3πd25EL 2 2 ～0.15mm =0.0335≤0.10 f4= 2fc24+fs4=0.036mm≤0.2mm δ4= 64Fr4a4b4(b4-

55、a4) 3πELd25 4 =0.00009rad≤0.002rad - 27 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 常嚙合 fc2 64Fr2a2b2=4 3πELd26 2 2 ～0.10mm =0.0034mm≤0.05 64Ft2a2b2 fs2=4 3πd26EL 2 2 ～0.15mm =0.0088≤0.10 f2= 2 fc2+f2s2=0.0094mm≤0.2mm δ2= 64Fr2a2b2(b2-a2)3πELd26 4 =0.0001rad≤0.002rad 倒檔時 fc12 64Fr12a12b12=4 3πELd2

56、1 2 2 ～0.10mm =0.013mm ≤0.05 fs12 64Ft12a12b12 =4 3πd21EL 2 2 ～0.15mm =0.035≤0.10 f12= 2fc212+fs12=0.037mm≤0.2mm δ12= 64Fr12a12b12(b12-a12) 3πELd21 4 =-0.00045rad≤0.002rad 3、軸的強度計算 （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。 （2）二軸的強度校核 二軸受力圖如圖2-5： - 28 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 圖2-5 二

57、軸受力圖 一檔時撓度最大，最危險，因此校核。 1)求水平面內(nèi)支反力RHA、RHB和彎矩MHC RHA+RHB=Ft9 RHAL1=RHBL2 由以上兩式可得RHA=9338.01N，RHB=4353.73N，MHC=-906.88N.m 2)求垂直面內(nèi)支反力RVA、RVB和彎矩MVC。 RVA+RVB=Fr9 Fr2L1+ 1 Fa9d9=RVBL2 RVB=5067.73N，Mvc左=81131.28N.mm，由以上兩式可得RVA=428.58N，MVC右 =482424.73N. mm - 29 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 按第三強度理論得： 22222

58、2 M=MH+MV+T=906.88+482.42+0.6?982.66=1421.54N.m 31右 σ= 32M =115.896MPa≤[σ]=400MPa 3 πd31 （3）中間軸強度校核 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，因此校核常嚙合齒輪和倒檔齒輪。 1)求水平面內(nèi)支反力RHA、RHB和彎矩MHC、MHD RHA+RHB+Ft2=Ft12 Ft2L1+RHBL=Ft12(L1+L2) 由以上兩式可得RHA=-4558.33N，RHB=13692.32N，MHC=-131621.78N.mm，

59、MHD=354288.78Nmm - 30 - . 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 2)求垂直面內(nèi)支反力RVA、RVB和彎矩MVC、MVD RVA+RVB=Fr2+Fr12 Fr2L1+ 1 Fa2d2+Fr12(L1+L2)=RVBL 2 由以上兩式可得RVA=2206.16N,RVB=5896.61N,MVC左=152574.78N.mm， MVC右=63702.87Nmm,MVD=223021.10Nmm。 . . 按第三強度理論得： .222 MC=MHC+MVC右+αT2=505.04Nm 22MD=MHD+MVD+αT22=580.34 N.m σC

60、=σD= 32M =41.18MPa≤[σ]=400MPa 3 πd26 32M =37.66MPa≤[σ]=400MPa 3 πd21 2.4 同步器及操縱機構(gòu)設(shè)計 2.4.1同步器的設(shè)計 1、同步器概述 本設(shè)計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，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，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） - 31 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 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

61、角 B—同步環(huán)錐面寬 由圖9可推算出： φ=2R錐+Btgα； 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)計計算時推薦采用0.10,故錐面角α一般可取6～730′。對多錐面同步器，由于摩擦力矩有足夠大，錐面角可取8或830′。[14] 2）同步環(huán)的幾個結(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)計時應(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，應(yīng)考慮：B大時會影響同步器軸

62、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 - 32 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 時，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經(jīng)驗公式可做參考：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構(gòu)完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。 用于機械式變速器的操縱機構(gòu)，常見的是由

63、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，稱為手動換擋變速器。 設(shè)計變速器操縱機構(gòu)時，應(yīng)滿足以下要求： 1.換檔時只允許掛一個檔。這通常靠互鎖裝置來保證，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.在掛檔的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒 - 33 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動而減少了齒輪的

64、嚙合長度，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）。 3.汽車行進中若誤掛倒檔，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 由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號圓錐滾子軸承33005，油潤滑 Cr=32500N。極限轉(zhuǎn)速n=9500r/min，查《機械設(shè)計實踐》該軸承的Co=42500N， 2、軸承的校核 一擋時傳遞的軸向力最大。 Ⅰ）求水平面內(nèi)支反力RH1、RH2 RH1+RH2=Ft9

65、 Ft9L1=RH1L 由以上兩式可得RH1=10394.28N，RH2=3297.46N。 Ⅱ）內(nèi)部附加力FS1、FS2，由機械設(shè)計手冊查得Y=1.4和Y=2.1 FS1=RH1/2Y=3712.24N FS2=RH2/2Y=785.11N Ⅲ）軸向力Fa1和Fa2 由于Fa9+FS2>FS1 所以軸承2被放松，軸承1被壓緊 Fa1=Fa9+FS2=6370.02+785.11=7155.13N - 34 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計論文 Fa2=FS1=3712.24N Ⅳ）求當(dāng)量動載荷 查機械設(shè)計課程設(shè)計得 Cr=325000N,C0r=425000N向當(dāng)量動載荷Pr

66、： Fa1 =1.30≥e=0.29 Fr9 fp 查《機械設(shè)計手冊》，則X=0.4，Y=2.1。 P=fp(XFr1+YFa1)， 為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機械設(shè)計 原理與設(shè)計》。 fp （1.2～1.8）取 fp =1.2 P=fp(XFr1+YFa1)=23020.188N 3、計算軸承的基本額定壽命Lh 106?C?Lh= ?，ε為壽命系數(shù)，對球軸承ε=3；對滾子軸承ε=10/3。 60n?P? ε n=1200r/min 106?C?106?32500?Lh= ?= ? 60n?P?60?1200?23020.188? ε10/3 , L=43630.33h＞h=30000h合格。 2）二軸軸承校核 一檔時傳遞的軸向力最大。 按同樣方法計算可得： 106?C?106?35800?Lh= ?= ? 60n?P?60?342.86?7819.34? ε10/3 , L=31144.03h＞h=30000h合格。 3）中間