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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 河北工程大學(xué)課程設(shè)計(jì) 題 目 三軸五檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì) 專 業(yè) 車輛工程 學(xué) 號(hào) 學(xué) 生 張新寶 指導(dǎo)教師 孔江生 2014年12月31日星期三 目 錄

2、 專心---專注---專業(yè) 第1章 緒論 1.1 本設(shè)計(jì)的目的和意義 隨著我國(guó)汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設(shè)計(jì)出經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，工作可靠，性能優(yōu)良汽車已經(jīng)是當(dāng)前汽車設(shè)計(jì)者的緊迫問(wèn)題。為了發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)的最佳性能，就必須有一套傳動(dòng)效率高，維修保養(yǎng)成本低，能夠帶來(lái)駕駛樂(lè)趣變速裝置，來(lái)協(xié)調(diào)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和車輪的實(shí)際行駛速度。 該課題針對(duì)機(jī)械專業(yè)學(xué)生，使學(xué)生了解變速器的設(shè)計(jì)，通過(guò)本課題的研究使學(xué)生完成理論課程的實(shí)踐總結(jié)，獲得一定的工程設(shè)計(jì)工作方法，可以更好的學(xué)習(xí)并掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)與機(jī)械設(shè)計(jì)的全面知識(shí)和鍛煉學(xué)生利用所學(xué)知識(shí)分析問(wèn)題

3、和解決問(wèn)題的能力。 1.2 變速器的發(fā)展 在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動(dòng)到自動(dòng)的發(fā)展過(guò)程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動(dòng)變速器（MT）、自動(dòng)變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無(wú)級(jí)變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）五種型式。 （1）手動(dòng)變速器(MT) 手動(dòng)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(gè)定值。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點(diǎn)，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動(dòng)變速器會(huì)在不久被淘汰，從事物發(fā)展的角度來(lái)說(shuō)，這話確實(shí)有道理。但是從目前市場(chǎng)的需求和適用角度來(lái)看，手動(dòng)變速器不會(huì)過(guò)早的離開(kāi)。

4、首先，從商用車的特性上來(lái)說(shuō)，手動(dòng)變速器的功用是其他變速器所不能替代的。其次，對(duì)于老司機(jī)和大部分男士司機(jī)來(lái)說(shuō)，他們的最愛(ài)還是手動(dòng)變速器。第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了家庭，對(duì)于普通工薪階級(jí)的老百姓來(lái)說(shuō)，經(jīng)濟(jì)型轎車最為合適，手動(dòng)變速器以其自身的性價(jià)比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車廠家，而且經(jīng)濟(jì)適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。 （2）自動(dòng)變速器（AT） 自動(dòng)變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門(mén)踏板程度和車速變化，自動(dòng)地進(jìn)行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說(shuō)自動(dòng)變速汽車沒(méi)有離合器，但自動(dòng)變速器中有很多離合器，這些離合器能隨

5、車速變化而自動(dòng)分離或合閉，從而達(dá)到自動(dòng)變速的目的。 （3）手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AMT） 此型車在其檔位上設(shè)有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時(shí)，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動(dòng)檔一樣。自動(dòng)—手動(dòng)變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂(lè)趣使用手動(dòng)檔，而在交通擁擠時(shí)使用自動(dòng)檔，這樣的變速方式對(duì)于我國(guó)的現(xiàn)狀還是非常適合的。 （4）無(wú)級(jí)變速器（CVT） 當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對(duì)于汽車性能的要求是越來(lái)越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無(wú)級(jí)變速器便是人們追求的“最高境界”。無(wú)級(jí)變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來(lái)變速，其

6、傳動(dòng)比可以隨意變化，沒(méi)有換檔的突跳感覺(jué)。它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換檔”、油門(mén)反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。 1.4設(shè)計(jì)內(nèi)容與思路 1.4.1設(shè)計(jì)內(nèi)容 1、齒輪主要參數(shù)的選擇設(shè)計(jì)與校核計(jì)算 2、齒輪軸的設(shè)計(jì)與校核計(jì)算 3、同步器的設(shè)計(jì)計(jì)算 4、軸承的選擇設(shè)計(jì)與校核計(jì)算 5、用CATIA軟件進(jìn)行三維建模 1.4.2設(shè)計(jì)思路 查看變速器相關(guān)資料，理解變速器的結(jié)構(gòu)組成與工作原理，先對(duì)變速器進(jìn)行整體布置，包括整體的傳動(dòng)方案和倒檔的布置。其次次變速器中的齒輪和軸進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，只要確定了齒輪和軸的尺寸就可以用CAD進(jìn)行草圖的繪制，在此基礎(chǔ)上對(duì)同步器進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，進(jìn)一步完善草圖。對(duì)各個(gè)部

7、分進(jìn)行校核計(jì)算，查看其尺寸是否滿足使用要求，如果不正確可以對(duì)其進(jìn)行修改。著重分析同步器和操縱機(jī)構(gòu)的工作原理，對(duì)其進(jìn)行細(xì)化處理，并出一張的操縱機(jī)構(gòu)圖紙。當(dāng)CAD二維圖紙繪制完成后，用CATIA軟件進(jìn)行三維建模，并仿真運(yùn)動(dòng)，立體結(jié)構(gòu)能更直觀的把變速器呈現(xiàn)出來(lái)，也能把內(nèi)部機(jī)構(gòu)的配合看的更清楚。 1.5本章小結(jié) 本章對(duì)變速器的發(fā)展歷史和未來(lái)的方向進(jìn)行了初步了解，我還是對(duì)手動(dòng)變速器的未來(lái)比較樂(lè)觀，因?yàn)樗芯薮蟮氖袌?chǎng)。本章還明確了該設(shè)計(jì)的目的和意義，設(shè)計(jì)會(huì)嚴(yán)格按照目的去做，保證了不會(huì)偏離方向。變速器的設(shè)計(jì)要求是需要嚴(yán)格遵守的，因?yàn)檫@直接關(guān)系到變速器的安全性和舒適性；最后還對(duì)本次設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容和

8、設(shè)計(jì)思路進(jìn)行了展開(kāi)，進(jìn)一步明確了設(shè)計(jì)方案。 第2章 變速器的整體結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì) 2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 變速器的種類很多，按其傳動(dòng)比的改變方式可以分為有級(jí)、無(wú)級(jí)和綜合式的。有級(jí)變速器按根據(jù)前進(jìn)檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。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)的汽車上，而后者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。 2.1.1變速器傳動(dòng)方案的比較 圖2-3是三軸式五檔變速器傳動(dòng)方案。它們的共同特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線

9、上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高，可達(dá)90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訖n的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)檔位工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過(guò)設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對(duì)齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動(dòng)比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也

10、采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí)，三軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換檔方式和倒檔傳動(dòng)方案上有差別。 圖2-3a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖2-3b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)； 圖2-3d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，形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。

11、 圖2-3 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 變速器用圖2-3c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，如用在軸平面上可分開(kāi)的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問(wèn)題。圖2-3c所示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時(shí)一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。 本設(shè)計(jì)采用2-3b的布置方案。 2.1.2倒檔

12、的布置方案 常見(jiàn)的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種： 圖2-4a為常見(jiàn)的倒擋布置方案。在前進(jìn)檔的傳動(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。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 圖2-4b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，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。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 圖2-4c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。 圖2-4d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。 圖2-4e所示方案是將中間軸上的一、倒擋齒輪做成一體，將其

13、齒寬加長(zhǎng)。 圖2-4f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，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2-4g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。 圖2-4 綜合考慮，本次設(shè)計(jì)采用圖2-4f所示方案的倒檔換檔方式。 2.2本章小結(jié) 本章分析比較了變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)形式和結(jié)構(gòu)，著重分析了動(dòng)力布置形式和倒檔形式。經(jīng)過(guò)分析和與別的結(jié)構(gòu)進(jìn)行對(duì)比，明確了動(dòng)力傳遞路線，可以更合理的布置各個(gè)檔位的，選取了傳動(dòng)更加簡(jiǎn)單可靠的倒檔布置方式，為后面的設(shè)計(jì)計(jì)算打下了基礎(chǔ)。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)

14、計(jì) 本設(shè)計(jì)是根據(jù) 而開(kāi)展的，設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來(lái)源于此種車型，如表3-1所示： 表3-1 主減速比 3.16 最大扭矩 155Nm/3750rpm 最高時(shí)速 188km/h 最大功率 77kw/5000rpm 輪胎型號(hào) 185/60R15 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) EA111 整備質(zhì)量 1155Kg 3.1變速器主要參數(shù)的選擇 3.1.1檔位數(shù)和傳動(dòng)比 為了降低油耗，提高燃油利用率，變速器的檔數(shù)應(yīng)該適當(dāng)增加。目前，乘用車一般用4--5個(gè)檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用5個(gè)檔位。 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)輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速

15、以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、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 （3-1） 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比 （3-2） 式中 m——汽車總質(zhì)量； g ——重力加速度； ψmax ——道路最大阻力系數(shù)； rr ——驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑； Temax ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； i0——主減速比； η ——汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件 求得的變速器I檔傳動(dòng)比為：

16、 （3-3） 式中 G2——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷； φ ——路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ=0.5--0.6。 由已知條件：滿載質(zhì)量 1530kg；rr=286mm；η=0.95；f=0.03。 根據(jù)公式（3-3）可得：igI =3.48。 超速檔的的傳動(dòng)比： (3-4) 由已知條件： 中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為： （3-5） 的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上

17、式可得出：=1.398。 故有：、、（修正為1）。 3.1.2中心距 中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選。 （3-6） 式中K A ——中心距系數(shù)，對(duì)轎車取K A =8.9~9.3（取9.2）； TI max ——變速器處于一檔時(shí)，輸出軸的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =517.8N﹒m 故可得出初始中心距A=73.88mm。 3.1.3齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則： (1)為了

18、減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬； (2)為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬； (3)從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)； (4)從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （3-7） 其中=155Nm，可得出mn=2.52。 一檔直齒輪及倒檔齒輪的模數(shù)m mm

19、 （3-8） 通過(guò)計(jì)算m=2.6。 表3-2漸開(kāi)線齒輪的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m （摘自GB/T1357-1987）mm 第一系列 1 1.25 1.5 2.0 2.5 3 4 5 6 8 10 第二系列 1.75 2.25 2.75（3.25）3.5（3.75）4.5 5.5（6.5） 7 9 注：優(yōu)先采用第一系列，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡可能不用 由上可得： 3.1.4壓力角α、螺旋角β和齒寬b 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些

20、；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角α取國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。 變速器斜齒輪螺旋角一般范圍是。螺旋角增大使齒輪嚙合的重合度系數(shù)增加、工作平穩(wěn)、噪聲降低，另外齒輪的強(qiáng)度也有所提高。但螺旋角太大，會(huì)使軸向力及軸承載荷過(guò)大。轎車變速器齒輪轉(zhuǎn)速高，又要求噪聲小，故螺旋角取較大值。還應(yīng)該注意，在選取斜齒輪螺旋角的時(shí)候，應(yīng)該使中間軸上的軸向力平衡。第一、二軸上的軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受，因此，中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)該一律做成右旋，第一、二軸上的齒輪做成左旋。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由

21、于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬： 直齒 b=(4.5--7.5)m，mm 斜齒 b=(6.5--8.5)，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 已知： m=2.6 得：常嚙合齒輪齒寬取20mm，2、3、5、檔齒輪齒寬取17.5mm，倒檔和一檔齒輪齒寬取13mm。 （注：為了保證裝配后的接觸寬度b，通常取小齒輪的寬度b比大齒輪的寬度b大2--10mm。強(qiáng)度計(jì)算時(shí)

22、b=） 3.1.5齒輪的變位系數(shù) 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： (1)對(duì)于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 (2)對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 (3)總變位系數(shù)越小，齒

23、輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 3.2各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù) 已知一檔動(dòng)比： （3-9） 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （3-10） 其中 A =73.88mm，m =3；

24、故有。選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機(jī)會(huì)，否則會(huì)引起齒面的不均勻磨損。則取=57。當(dāng)轎車三軸式的變速器時(shí)，則，此處取=18，則可得出=39。 上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。 這里修正為57，則根據(jù)式（3-10）反推出A=75mm。 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3-8）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （3-11） 由已知數(shù)據(jù)可得：

25、 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （3-12） 由此可得： （3-13） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計(jì)算出：。 聯(lián)立方程式可得：=20、=33。 可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為，實(shí)際螺旋角= 3.2.3確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動(dòng)比 （3-14） （3-15） 故有： 聯(lián)立方程式得：。 按同樣

26、的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪。 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) 取Z=22， A= （3-16） 得Z+Z=58，分配Z=17，Z=40， 倒擋軸與中間軸的中心距=50.7mm 為了防止干涉，11、12齒輪齒頂圓保持0.5mm以上間隙 則有，d=90.6mm 3.2.5確定齒輪輪齒尺寸 齒頂高：， 斜齒輪齒頂高為2.5mm，直齒輪齒頂高為2.6mm 齒根高：， 斜齒輪齒根高為3.1mm，直齒輪齒根高為3.25mm 3.3本章小結(jié) 本章對(duì)變速器齒輪的主要參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，確定了齒輪的模數(shù)、齒數(shù)、壓力角，斜齒輪的

27、螺旋角等。齒輪參數(shù)的確定為后來(lái)的CATIA參數(shù)化建模提供了依據(jù)，可以利用漸開(kāi)線畫(huà)法進(jìn)行三維制圖，也為草圖的繪制確定了分度圓的直徑。 第4章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇 4.1齒輪的主要失效形式 齒輪的主要失效形式有：輪齒的折斷、齒面點(diǎn)蝕、齒面磨損、齒面膠合和塑性形變。 4.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料接觸應(yīng)力 與其他機(jī)械設(shè)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(jí)、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(jí)。

28、因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 4.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力 （4-1） 式中 ——彎曲應(yīng)力（MPa）； ——一檔齒輪10的圓周力（N） ；其中為計(jì)算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。 ——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65； ——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，從動(dòng)齒輪取0.9； b ——齒寬（mm）， t ——端面齒距（mm）； y ——齒形系數(shù)，如圖4-1所示。

29、 圖4-1 齒形系數(shù)圖 當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： （4-2） 可求得 =N 故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時(shí)，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在400--850MPa之間。 （2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4-3） 式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（4-1）注釋相同，，選擇齒形系數(shù)y時(shí)，按模數(shù)在圖（4-1）中查得。 二檔齒

30、輪圓周力： （4-4） 根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：=5370.1N 齒輪8的齒數(shù)z=22，可查表（4-1）得：。 故可求得： 同理可得： 依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下： 三檔： ； 五檔： ； 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180--350MPa范圍內(nèi)。 因此，上述對(duì)直齒輪和斜齒

31、輪的計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。 4.2.2齒輪材料接觸應(yīng)力 齒輪接觸應(yīng)力 （4-5） 式中——齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）； F ——齒面上的法向力（N），； ——圓周力在（N）； ——節(jié)點(diǎn)處的壓力角（°）； ——齒輪螺旋角（°）； E ——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可?。? B ——齒輪接觸的實(shí)際寬度； ——主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）； 直齒輪： （4-6） （4-7） 斜齒輪：

32、 （4-8） （4-9） 其中，分別為主從動(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4-1： 表4-1 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔 1300-1400 650-700 通過(guò)計(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下： 一檔：=1849MPa；二檔：=1206.4MPa；三檔：=1191.5MPa 五檔：=1239.7MPa 對(duì)照上表4-1可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。

33、 4.3本章小結(jié) 本章分析了齒輪的主要失效形式，并對(duì)所設(shè)計(jì)的齒輪進(jìn)行了強(qiáng)度和接觸應(yīng)力的計(jì)算，通過(guò)計(jì)算發(fā)現(xiàn)齒輪符合設(shè)計(jì)要求，能夠保證使用要求。齒輪的校核計(jì)算時(shí)非常關(guān)鍵的一步，因?yàn)樗梢詸z測(cè)以前的選取和計(jì)算正確與否，防止最后更多錯(cuò)誤的產(chǎn)生。 第5章 變速器軸的設(shè)計(jì)與校核 5.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 5.1.1軸的結(jié)構(gòu) 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤(pán)轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖5-1所示：

34、 圖5-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。 5.1.2軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn) 第一軸和中間軸： （5-1） 第二軸：

35、 （5-2） 式中——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，N·m 為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長(zhǎng)度L的關(guān)系可按下式選?。? 第一軸和中間軸：d/L=0.160.18； 第二軸：d/L=0.180.21。 5.2軸的校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來(lái)說(shuō)強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō)，在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過(guò)程中，一檔所傳動(dòng)的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作

36、為重點(diǎn)的校核對(duì)象。下面對(duì)第一軸和第二軸進(jìn)行校核。 5.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為: （5-3） 式中 ——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T ——軸所受的扭矩，N·mm； ——軸的抗扭截面系數(shù)，； P ——軸傳遞的功率，kw； d ——計(jì)算截面處軸的直徑，mm； [] ——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。 其中P =77kw，n =5000r/min,d =30mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符

37、合強(qiáng)度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)表示。其計(jì)算公式為： （5-4） 式中 T ——軸所受的扭矩，N·mm； G ——軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對(duì)于鋼材，G =8.1MPa； ——軸截面的極慣性矩，，； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 對(duì)于一般傳動(dòng)軸可??；故也符合剛度要求。 5.2.2第二軸的強(qiáng)度與剛度校核 （1）軸的強(qiáng)度校核 計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （5-5）

38、 （5-6） （5-7） 式中 ——至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為一檔傳動(dòng)比3.48； d ——計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑為101.4mm； ——節(jié)點(diǎn)處的壓力角為20°； ——螺旋角為30°； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為N·mm。 代入上式可得： ； ； 。 危險(xiǎn)截面的受力圖為：

39、 圖5-3 危險(xiǎn)截面受力分析 水平面：（160+83）=83 ，可得出=1527.2N； 水平面內(nèi)所受力矩： 垂直面： （5-8） 可求出 =5723.6N 垂直面所受力矩：。 該軸所受扭矩為：。 故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為： （5-9） 得M= 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）： （5-10） 將代入上式可得：，在低檔工作時(shí)[]=400MPa，因此有： ，符合要求。 （2）軸的剛度校核 第

40、二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計(jì)算： （5-11） （5-12） 式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E ——彈性模量（MPa），（MPa）； I ——慣性矩（），，d為軸的直徑（）； a、b ——為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L ——支座之間的距離（）。 將數(shù)值代入式（5-11）和（5-12）得

41、：， 。 故軸的全撓度為，符合剛度要求。 5.3本章小結(jié) 本章對(duì)變速器的軸進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，第一軸通常和齒輪做成一體，中間軸選用旋轉(zhuǎn)式的，而且低檔位齒輪和軸做成一體，高檔齒輪用鍵與軸連接傳遞扭矩；第二比較復(fù)雜，上面有矩形花鍵。對(duì)選取和設(shè)計(jì)好的軸進(jìn)行了校核計(jì)算，滿足實(shí)際使用要求。 第6章 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 6.1同步器設(shè)計(jì) 在前面已經(jīng)說(shuō)明，本設(shè)計(jì)所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖6-1所示： 圖6-1 鎖環(huán)式同步器 1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈

42、4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結(jié)合套 (6)鎖止角 鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換檔。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～46°范圍內(nèi)變化。 本次設(shè)計(jì)鎖止角取。 (7)同步時(shí)間t 同步器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。軸向力大，同步時(shí)間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有

43、關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時(shí)間與車型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選?。簩?duì)轎車變速器高檔取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對(duì)貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。 6.2變速器的操縱機(jī)構(gòu) 6.2.1操縱機(jī)構(gòu)的功用 變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動(dòng)規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時(shí)掛兩個(gè)檔位。 6.2.2操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求 (1)要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。 a.互鎖裝置是保證移動(dòng)某一變速叉軸時(shí)，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖裝置的結(jié)構(gòu)主要有以下幾種：互鎖銷式、擺動(dòng)鎖塊式、

44、轉(zhuǎn)動(dòng)鎖止式、三向鎖銷式，此次設(shè)計(jì)中互鎖裝置選擇第一種，其結(jié)構(gòu)型式如圖6-4所示。 b.自鎖裝置的作用是定位，防止因汽車振動(dòng)或有小的軸向力作用而致脫檔，保證嚙合齒輪以全齒長(zhǎng)進(jìn)行嚙合，并使駕駛員有換檔的感覺(jué)。定位作用是通過(guò)自鎖裝置中的彈簧將鋼球（或鎖銷）推入叉軸的凹臼中實(shí)現(xiàn)的。變速叉軸的凹臼間距是由掛檔齒輪移動(dòng)的距離來(lái)決定的，其結(jié)構(gòu)型式如圖6-4所示。 c.在汽車行駛過(guò)程中，為了防止誤掛倒檔，以致造成安全事故和損壞傳動(dòng)系，在操縱機(jī)構(gòu)中都設(shè)有倒檔鎖或倒檔安全裝置。倒檔鎖能在駕駛員掛倒檔時(shí)給駕駛員明顯手感，以起到提醒作用，防止誤掛倒檔，其結(jié)構(gòu)見(jiàn)總裝配圖。 圖6-4 變速器自鎖與互鎖結(jié)構(gòu)

45、 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)要使換檔動(dòng)作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度。 (3)應(yīng)使駕駛員得到必要的手感。 6.2.3變速器的換檔位置 設(shè)計(jì)操縱機(jī)構(gòu)首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應(yīng)該注意以下三點(diǎn)： (1)按換檔次序來(lái)排列 ； (2)將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊； (3)為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時(shí)與1檔組成一排。 6.3本章小結(jié) 本章對(duì)同步器的基本結(jié)構(gòu)和工作原理進(jìn)行了分析，并對(duì)同步器的參數(shù)進(jìn)行了選取，包括螺紋槽的個(gè)數(shù)與寬度、半錐角、摩擦錐

46、面平均半徑等。還了解了變速器操縱機(jī)構(gòu)的作用和設(shè)計(jì)要求，必須包括自鎖、互鎖和倒檔鎖，這樣才能保證操作省力，不容易掛錯(cuò)檔位。 第7章 軸承的選用與壽命計(jì)算 7.1 第一軸軸承選用與計(jì)算 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)6306，轉(zhuǎn)速=5000r/min 2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 （7-1） （7-2） （7-3） 查表得e=0.38。，查表得X=

47、0.56、Y=1.15 當(dāng)量動(dòng)載荷： =4831.7N （7-4） 3、計(jì)算軸承的基本額定壽命 軸承的基本額定壽命：（為壽命指數(shù)，對(duì)球軸承=3）； （7-5） 帶入得20187.3h20000h。滿足使用要求。 7.2第二軸軸承選用與計(jì)算 1、初選軸承型號(hào) 由工作條件和軸頸直徑初選二軸軸承型號(hào)6305，轉(zhuǎn)速=5000r/min 2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 （7-6） （7-7） （7-8） 查表得e=0.44。，查表

48、得X=0.56、Y=1.00 當(dāng)量動(dòng)載荷： =8628.5N （7-9） 3、計(jì)算軸承的基本額定壽命 軸承的基本額定壽命： （7-10） 帶入得21340.8h20000h。滿足使用要求。 結(jié) 論 本次設(shè)計(jì)的是汽車變速器部分。變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機(jī)械式變速箱設(shè)計(jì)發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對(duì)于我們即將踏出校門(mén)的學(xué)生來(lái)說(shuō)，其中的設(shè)計(jì)理念還是很值得我們?nèi)ヌ接懞蛯W(xué)習(xí)的。 對(duì)于本次設(shè)計(jì)的變速箱來(lái)說(shuō)，其特點(diǎn)是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價(jià)格低廉，而且采用同步器掛擋，可以使

49、變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設(shè)計(jì)中采用了五檔手動(dòng)變速器，通過(guò)較大的變速器傳動(dòng)比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達(dá)到其經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性的要求；變速器掛檔時(shí)用結(jié)合套，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動(dòng)更平穩(wěn)。本著實(shí)用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計(jì)要求上都采用比較開(kāi)放的標(biāo)準(zhǔn)，因此，安全系數(shù)不高，這一點(diǎn)是本次設(shè)計(jì)的不理想之處。但是，在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會(huì)繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求設(shè)計(jì)更加合理和經(jīng)濟(jì)。 緊張忙碌的畢業(yè)設(shè)計(jì)已經(jīng)接近尾聲，這次設(shè)計(jì)是對(duì)我大學(xué)學(xué)習(xí)的一次綜合的檢驗(yàn)，更是一次綜合的學(xué)習(xí)過(guò)程。畢業(yè)設(shè)計(jì)不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識(shí)而且了解

50、了不少相關(guān)專業(yè)的知識(shí)，個(gè)人能力得到很大提高。同時(shí)也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會(huì)工作打下了良好的基礎(chǔ)。 致 謝 轉(zhuǎn)眼間，大學(xué)四年很快就要結(jié)束了。而作為大學(xué)生活的最后一個(gè)環(huán)節(jié)—畢業(yè)設(shè)計(jì)，經(jīng)過(guò)近12周的緊張準(zhǔn)備，也將接近尾聲。在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中，我不但鞏固了以前所學(xué)的知識(shí)，并從中學(xué)到了很多新的東西，尤其是《汽車設(shè)計(jì)》和《汽車?yán)碚摗愤@兩門(mén)課程。在這里，我向那些在這四年里給于過(guò)我巨大幫助的老師和同學(xué)們表示衷心的感謝，正是他們的幫忙才讓我得以圓滿的完成四年的學(xué)業(yè)和最后的畢業(yè)設(shè)計(jì)。 在這次設(shè)計(jì)的過(guò)程中，指導(dǎo)老師李斌一直都關(guān)注著我的每一步進(jìn)展，并給了我很多好的意見(jiàn)和建議，同時(shí)也對(duì)我提出了嚴(yán)格的

51、要求。我之所以能很順利地完成畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)，這與李老師的指導(dǎo)是分不開(kāi)的，在此，我對(duì)他表示感謝。 另外，遇到技術(shù)困難的時(shí)候，車輛工程專業(yè)的老師們也給了我很多幫助。需要他們幫助的時(shí)候，他們能非常耐心的給我解答，在這里也對(duì)他們表示衷心的感謝。 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信. 汽車設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001 [2] 郭新華.汽車構(gòu)造[M].北京:高等教育出版社.2004 [3] 余志生.汽車?yán)碚揫M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2010 [4] 過(guò)學(xué)迅/鄧亞?wèn)|.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：人民交通出版社.2008 [5] 王黎欽/陳鐵鳴.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社.

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