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CHANGZHOU INSTITUTE OF TECHNOLOGY 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 題目 變速器設(shè)計 二級學(xué)院 直屬學(xué)部 專業(yè) 班級 學(xué)生姓名 學(xué)號 指導(dǎo)教師姓名 職稱 評閱教師姓名 職稱 2014 年 11 月 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 摘 要 現(xiàn)代汽車的動力裝置幾乎都是采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī) 它具有體積小 質(zhì)量輕 工作可靠 使用方便等優(yōu)點(diǎn) 但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛 盾 汽車需要克服作用在它上面的阻力 才能起步和正常的行駛 汽車變速器和主減 速器 它們可以使驅(qū)動車輪的扭矩增大為發(fā)動機(jī)扭矩的若干倍 又可以使其轉(zhuǎn)速減小 到發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的若干分之一 傳動系有兩個功能 傳送發(fā)動機(jī)到驅(qū)動輪之間的動力和改變轉(zhuǎn)矩的大小 由 此 可 見 傳 動 系 統(tǒng) 是 汽 車 非 常 重 要 的 組 成 部 分 從 而 對 汽 車 傳 動 系 的 結(jié) 構(gòu) 分 析 與 設(shè) 計 計 算 也 就 顯 非 常 重 要 了 主 要 設(shè) 計 內(nèi) 容 有 變 速 器 的 布 置 方 案 與 設(shè) 計 齒 輪 的 強(qiáng) 度 計 算 與 校 核 主 減 速 器 主 從 動 錐 齒 輪 的 支 承 方 案 選 擇 主 減 速 器 主 要 參 數(shù) 選 擇 與 計 算 差 速 器 的 設(shè) 計 并 且 用 AutoCAD 繪 出 變 速 器 和 差 速 器 的 裝 配 圖 還 有 部 分 零 件 圖 通 過 對 微 型 轎 車 變 速 器 的 設(shè) 計 不 僅 滿 足 了 現(xiàn) 代 汽 車 的 動 力 性 也 提 高 了 其 經(jīng) 濟(jì) 性 滿 足 了 市 場 現(xiàn) 有 的 需 求 關(guān)鍵詞 傳動系 變速器 主減速器 差速器 變速器設(shè)計 目 錄 1 緒論 1 1 1 本課題的研究內(nèi)容和意義 1 1 2 國內(nèi)外的發(fā)展概況 1 1 3 本課題應(yīng)達(dá)到的要求 2 2 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案 3 2 1 傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析 3 2 1 1 兩軸式和中間軸式變速器 3 2 1 2 三軸式 3 2 1 3 倒擋的形式和布置方案 4 2 2 零部件布置方案分析 4 2 2 1 齒輪形式 4 2 2 2 換擋的結(jié)構(gòu)形式 4 2 2 3 防止自動脫檔的措施 5 2 2 4 軸承形式 5 2 3 本章小結(jié) 5 3 變速器主要參數(shù)的選擇及設(shè)計計算 6 3 1 擋位數(shù)確定 6 3 2 傳動比 6 3 3 中心距 8 3 4 齒輪參數(shù) 8 3 5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 9 3 6 齒輪的設(shè)計計算 11 3 7 本章小結(jié) 12 4 變速器主要結(jié)構(gòu)元件的校核 13 4 1 齒輪損壞的原因及形式 13 4 2 齒輪材料的選擇原則 13 4 3 輪齒強(qiáng)度校核 14 4 3 1 齒輪的接觸強(qiáng)度 14 4 3 2 齒輪的接觸強(qiáng)度 15 4 4 軸的強(qiáng)度校核 19 4 4 1 校核第二軸的強(qiáng)度與剛度 21 4 4 2 校核中間軸在強(qiáng)度與剛度 21 4 4 3 校核倒檔軸的強(qiáng)度與剛度 22 4 5 軸承的校核 23 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 4 5 1 輸入軸軸承校核 23 4 5 2 輸出軸軸承校核 24 4 6 本章小結(jié) 25 5 結(jié)論與展望 26 5 1 結(jié)論 26 5 2 展望 26 致 謝 27 參考文獻(xiàn) 28 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 1 1 緒論 1 1 本課題的研究內(nèi)容和意義 變速器的功能是在不相同的條件下 改變發(fā)動機(jī)傳在驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 使 汽車得到不一樣的牽引力以及速度 同時是發(fā)動機(jī)在最佳的工況范圍內(nèi)工作 此外 應(yīng)保證汽車能倒退行駛和停車時使發(fā)動機(jī)和傳動系保持分離 需要時還應(yīng)有動力輸出 的功能 隨著我國千人汽車保有量的大副上升 高速公路 高級公路的不斷建設(shè) 汽車正 逐漸進(jìn)入家庭 成為人們生活中的一部分 與此同時帶來了燃料的大量需求 所以汽 車的燃油經(jīng)濟(jì)性應(yīng)給予重視 汽車的動力性 經(jīng)濟(jì)性能是車輛的重要性能 影響汽車 的動力性 經(jīng)濟(jì)性能的因素很多 其中汽車的動力裝置參數(shù) 發(fā)動機(jī)的參數(shù) 變速器 的擋位及傳動比 對上述性能的影響較大 因此對汽車變速器的研究有非常重要的社 會意義和經(jīng)濟(jì)意義 1 2 國內(nèi)外的發(fā)展概況 手動變速器 MT Manual Transmission 主要采用了齒輪傳動的降速原理 變速 器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副 而汽車行駛時的換擋工作 也就是通過操縱機(jī)構(gòu)使 變速器內(nèi)不同的齒輪副工作 自動變速器 AT Automatic Transmission 是由液力變矩器 行星齒輪和液壓操 縱系統(tǒng)組成 通過液力變矩器和齒輪組合的方式來達(dá)到變速變矩 AMT 是在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎(chǔ)上改造而成 主要改變了手動 換擋操縱部分 即在 MT 總體結(jié)構(gòu)不變的情況下改用電子控制來實(shí)現(xiàn)自動換擋 無級變速器 CVT Continuously Variable Transmission 又稱為連續(xù)變速式機(jī)械 變速器 金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組 從動輪組 金屬帶和液壓泵等基本 部件 主要靠主動輪 從動輪和傳動帶來實(shí)現(xiàn)速比的無級變化 傳動帶一般用橡膠帶 金屬帶和金屬鏈等 無限變速式機(jī)械無級變速器 IVT Infinitely Variable Transmission 采用的是一種 摩擦板式變速原理 IVT 的核心部分由輸入傳動盤 輸出傳動盤和 Variator 傳動盤組成 它們之間的接觸點(diǎn)以潤滑油作介質(zhì) 金屬之間不接觸 通過改變 Variator 裝置的角度 變化而實(shí)現(xiàn)傳動比的連續(xù)而無限的變化 1 汽車的發(fā)展經(jīng)歷了三大革命 動力革命 內(nèi)燃機(jī)的使用 傳動革命 機(jī)械傳動的 完善和液體傳動的使用 和控制革命 用傳感器 微機(jī)和電液閥進(jìn)行信息處理 從先進(jìn)國家來看 動力革命和傳動革命已經(jīng)完成 目前正處于控制革命階段 要 解決的主要是機(jī)械太 機(jī)械 沒有靈性的問題 過去機(jī)械全靠人來操縱控制 然而人 的生理和心理能力 感覺器官的功能 頭腦分析的能力和體能 是有限的 操縱汽車 這樣復(fù)雜的機(jī)械對于人來說體力和腦力負(fù)擔(dān)是很重要的 更主要的是單靠人力操縱將 阻礙汽車的發(fā)展和其性能的提高 因此必須對汽車各部分 發(fā)動機(jī) 變速器 懸架 制動和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)等 進(jìn)行自動控制并從各部分的單獨(dú)控制向整車一體化控制發(fā)展 從 一般控制向智能控制發(fā)展 2 與 AT 產(chǎn)品 CVT 產(chǎn)品相比 AMT 產(chǎn)品的顯著優(yōu)勢是工藝技術(shù)難度小 可以充分 變速器設(shè)計 2 利用現(xiàn)有 MT 車型離合器 變速器生產(chǎn)企業(yè)的產(chǎn)品技術(shù) 生產(chǎn)能力 減少產(chǎn)業(yè)化投資 降低產(chǎn)品成本 50 以上 AMT 產(chǎn)品傳動效率高 汽車燃油消耗量比 AT 車型降低 10 20 與 CVT 車型基本一致 AMT 產(chǎn)品的自動換檔功能與 AT 產(chǎn)品 CVT 產(chǎn)品 基本一致 起步平順性略有突兀 AMT 產(chǎn)品的關(guān)鍵技術(shù)是換檔時動力傳輸間斷過程控 制 在離合器操縱實(shí)現(xiàn)自動控制的基礎(chǔ)上 協(xié)調(diào)運(yùn)用節(jié)氣門調(diào)整技術(shù) 快速 平穩(wěn)地 完成自動換擋操縱 解決了 AMT 產(chǎn)品電控單元與發(fā)動機(jī)燃油噴射電控單元之間無法通 訊的技術(shù)限制 保證 AMT 產(chǎn)品換檔平順性與 AT 產(chǎn)品 CVT 產(chǎn)品基本一致 3 AMT 產(chǎn)品通過加裝微計算機(jī)控制 電動機(jī)驅(qū)動的操縱機(jī)構(gòu) 自動取代原車人工完 成的離合器分離與接合 變速器選檔和換檔等操作 最終使汽車起步 變速全過程序 列操作的自動化 汽車的自動變速簡化了駕駛動作 使得汽車易于駕駛 減輕了駕駛 員的勞動強(qiáng)度 提高了行車安全性 大大降低了駕駛員的操縱技術(shù)水平對汽車的動力 性 經(jīng)濟(jì)性 平順性和尾氣排放的影響 保證了車輛駕駛過程中處于良好的工作狀態(tài) 它特別適應(yīng)改革開放以來 隨著生活水平的提高 人們對汽車品位要求的不斷提高 以及非職業(yè)汽車駕駛員急速增加形成對自動變速器的迫切需求 有利于轎車早日進(jìn)入 普通家庭 1 3 本課題應(yīng)達(dá)到的要求 為 保 證 變 速 器 具 有 良 好 的 工 作 性 能 對 變 速 器 提 出 如 下 基 本 要 求 1 應(yīng) 正 確 選 擇 變 速 器 的 檔 位 和 傳 動 比 保 證 汽 車 有 必 要 的 動 力 性 和 經(jīng) 濟(jì) 性 指 標(biāo) 2 設(shè) 置 空 擋 和 倒 檔 保 證 發(fā) 動 機(jī) 與 驅(qū) 動 輪 能 長 期 分 離 使 汽 車 能 進(jìn) 行 倒 退 行 駛 3 工 作 可 靠 操 縱 輕 便 汽 車 在 行 駛 過 程 中 變 速 器 內(nèi) 不 應(yīng) 有 自 動 跳 擋 亂 檔 換 檔 沖 擊 等 現(xiàn) 象 發(fā) 生 為 減 輕 駕 駛 員 的 勞 動 強(qiáng) 度 提 高 行 駛 安 全 性 操 作 輕 便 的 要 求 日 益 顯 得 重 要 這 可 通 過 采 用 同 步 器 和 預(yù) 選 氣 動 或 自 動 半 自 動 換 檔 來 實(shí) 現(xiàn) 4 重 量 輕 體 積 小 影 響 這 個 指 標(biāo) 的 主 要 參 數(shù) 是 變 數(shù) 器 中 心 距 選 用 優(yōu) 質(zhì) 鋼 材 采 用 合 理 的 熱 處 理 設(shè) 計 合 適 的 齒 形 提 高 齒 輪 精 度 以 及 選 用 圓 錐 滾 柱 軸 承 可 減 小 中 心 距 5 傳 動 效 率 高 為 減 少 齒 輪 的 嚙 合 損 失 應(yīng) 有 直 接 檔 提 高 零 件 的 制 造 和 裝 配 質(zhì) 量 采 用 適 當(dāng) 的 潤 滑 油 都 可 以 提 高 傳 動 效 率 滿 足 汽 車 必 要 的 動 力 性 和 經(jīng) 濟(jì) 性 指 標(biāo) 這 與 變 速 器 的 檔 數(shù) 傳 動 比 范 圍 和 各 檔 傳 動 比 有 關(guān) 汽 車 工 作 的 道 路 條 件 越 復(fù) 雜 比 功 率 越 小 變 速 器 的 傳 動 比 范 圍 越 大 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 3 2 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案 2 1 傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析 變速器由變速器傳動機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成 根據(jù)軸的不同類型 分為固定軸式和 旋轉(zhuǎn)軸式兩大類 而前者又分為兩軸式 中間軸式和多軸式變速器 4 2 1 1 兩軸式和中間軸式變速器 現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用三軸式變速器 而發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的轎車 若變速器 傳動比小 則常用兩軸式變速器 在設(shè)計時 究竟采用哪一種方案 除了汽車總布置 的要求外 主要考慮以下四個方面 1 結(jié)構(gòu)工藝性 兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體 當(dāng)發(fā)動機(jī)縱置時 主減速器 可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪 而發(fā)動機(jī)橫置時用圓柱齒輪 因而簡化了制造工藝 2 變速器的徑向尺寸 兩軸式變速器輸出軸的前進(jìn)擋均為一對齒輪副 而中間軸式變速器則有兩對齒輪 副 因此 對于相同的傳動比要求 中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器 小得多 3 變速器齒輪的壽命 兩軸式變速器的低檔齒輪副 大小相差懸殊 小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高 得多 因此 小齒輪的壽命比大齒輪的短 中間軸式變速器的各前進(jìn)擋均為常嚙合斜 齒輪傳動 大小齒輪的徑向尺寸相差較小 因而壽命較接近 在直接擋時 齒輪只空 轉(zhuǎn) 不影響齒輪壽命 2 1 2 三軸式 三軸式變速器的第一軸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 相嚙合 且第一 二軸同心 將第一 二軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接檔 此 時 齒輪 軸承及中間軸均不承載 而第一 二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩 因此 直接檔的傳 動效率高 磨損及噪聲也最小 其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 5 因此 在 齒輪中心距 影響變速器尺寸的重要參數(shù) 較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動 比 但除了直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低 適用于傳統(tǒng)的發(fā)動機(jī)前置 后輪 驅(qū)動的布置形式 現(xiàn)選用三軸式變速器 見圖 2 1 12345678910 變速器設(shè)計 4 圖 2 1 三軸式變速器簡圖 2 1 3 倒擋的形式和布置方案 圖 2 1 為常見的布置方案 圖 a 方案廣泛用于前進(jìn)擋都是同步器換擋的四擋轎車和 輕型貨車變速器中 b 方案的優(yōu)點(diǎn)是可以利用中間軸上的 1 擋齒輪 因而縮短了中間軸 的長度 某些輕型貨車四擋變速器采用這種方案 c 方案能獲得較大的倒擋速比 突出 的缺點(diǎn)是換擋程序不合理 d 方案針對前者的缺點(diǎn)作了修改 因而在貨車變速器中取代 了 c 方案 e 方案中 將中間軸上的一擋和倒擋齒輪做成一體 其齒寬加大 因而縮短 了一些長度 f 方案采用了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 有的貨車采用 g 方案 其缺點(diǎn)是一擋和倒擋得各用撥叉軸 使其上蓋中的操縱 機(jī)構(gòu)變的更復(fù)雜 后述五種方案可供五擋變速器的選擇 本次設(shè)計采用圖 2 2 b 所 示的倒擋布置方案 圖 2 2 倒擋布置方案 2 2 零部件布置方案分析 2 2 1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 與前者相比 后者有使用的 壽命更長 運(yùn)轉(zhuǎn)性能平穩(wěn) 工作時的噪聲低等等優(yōu)點(diǎn) 但是相對的缺點(diǎn)是制造的時候 會變得復(fù)雜 工作時會有軸向力 這樣這對軸承很不利 變速器中的常嚙合齒輪通常 采用的是斜齒圓柱齒輪 直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋 6 2 2 2 換擋的結(jié)構(gòu)形式 變速器換擋機(jī)構(gòu)形式分為直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換擋三種 1 滑動齒輪換擋 通常采用滑動直齒輪換擋 也有采用斜齒輪換擋的 滑動直齒輪換擋的優(yōu)點(diǎn)是結(jié) 構(gòu)簡單 緊湊 容易制造 缺點(diǎn)是換擋時齒面承受很大的沖擊 會導(dǎo)致齒輪過早損壞 并且直齒輪工作噪聲大 所以這種換擋方式一般僅用于一擋和倒擋 2 嚙合套換擋 用嚙合套換擋 可將構(gòu)成某傳動比的一對齒輪 制成常嚙合的斜齒輪 用嚙合套 換擋 因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多 而輪齒又不參與換擋 它們都不會 過早損壞 但不能消除換擋沖擊 所以仍要求駕駛員有熟練的操縱技術(shù) 此外 因增 設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪 使變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大 因此 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 5 這種換擋方法目前只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用 7 3 同步器換擋 現(xiàn)代大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器能保證迅速 無沖擊 無噪聲換擋 而與 操縱技術(shù)熟練程度無關(guān) 從而提高了汽車的加速性 經(jīng)濟(jì)性和行車安全性 同上述兩 種換擋方法相比 雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜 制造精度要求高 軸向尺寸大 同步環(huán)使用壽 命短缺等缺點(diǎn) 但仍然得到廣泛應(yīng)用 由于同步器的廣泛應(yīng)用 壽命問題已得到基本 解決 如瑞典的薩伯 斯堪尼亞 SAAB Scania 公司 用球墨鑄鐵制造同步器的關(guān)鍵 部件 并在其工作表面上鍍上一層鉬 不僅提高了耐磨性 而且提高了工作表面的摩 擦系數(shù) 這種同步器試驗(yàn)表明 它的壽命不低于齒輪壽命 法國的貝利埃 Berliet 德國擇孚 ZF 等公司的同步器均采用了這種工藝 上述三種換擋方案 可同時用在一變速器中的不同擋位上 一般倒擋和一擋采用 結(jié)構(gòu)較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式 對于常用的高擋位則采用同步器或嚙合套 2 2 3 防止自動脫檔的措施 自動脫擋是變速器的主要故障之一 由于接合齒磨損 變速器剛度不足以及振動 等原因 都會導(dǎo)致自動脫擋 除了在工藝上采取相應(yīng)的措施以外 目前在結(jié)構(gòu)上采取 措施且相對有效的方案有以下幾種 1 把兩個接合齒的嚙合位置相互錯開 這樣它們在嚙合時 會使接合齒的頂部 超過被接合齒的 1 3mm 使用時兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損 并在接合齒頂部 形成凸肩 可用來防止接合齒的自動脫擋 2 把嚙合齒套齒座上面的前齒圈的齒厚切薄 換擋后嚙合套的后端面被后齒圈 的前端面頂住 從而防止自動脫擋 3 把接合齒的工作面設(shè)計并加工成斜面 形成倒錐角 一般傾斜 2 3 使 接合齒面產(chǎn)生防止自動脫擋的軸向力 這種方案比較有效 應(yīng)用較多 將接合齒的齒 側(cè)設(shè)計并加工成臺階形狀 也具有相同的阻止自動脫擋的效果 8 2 2 4 軸承形式 變速器多采用滾動軸承 通常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定 再驗(yàn)算其壽命 過去 變速器軸的支承廣泛采用滾珠軸承 滾柱軸承和滾針軸承 近年來 變速器的設(shè)計趨 勢是增大其傳遞功率與質(zhì)量之比 并要求它有更多的容量和更好的性能 而上述軸承 形式已不能滿足對變速器可靠性和壽命提出的要求 故使用圓錐滾柱軸承的增多 其 主要優(yōu)點(diǎn)如下 滾錐軸承的接觸線長 如果錐角和配合選擇合適 可提高軸和齒輪沿 縱向平面分開或沿中心線所在平面分開 這樣可使裝拆和調(diào)整軸承方便 由于上述特 點(diǎn) 滾錐軸承已在歐洲一些轎車 貨車和重型貨車變速器上得到應(yīng)用 固定式中間軸 采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪 塔輪 寶塔齒輪 2 3 本章小結(jié) 本章對變速器傳動機(jī)構(gòu)的布置方案和零 部件結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了系統(tǒng)的分析 并給 出了此次設(shè)計的具體方案 即設(shè)計兩軸式變速器 倒擋布置方案如圖 2 2 b 所示 前進(jìn)擋皆為斜齒圓柱齒輪 倒擋為直齒圓柱齒輪 采用全同步器式換擋形式 軸承選 變速器設(shè)計 6 取深溝球軸承 圓柱滾子軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 3 變速器主要參數(shù)的選擇及設(shè)計計算 3 1 擋位數(shù)確定 變速器的擋數(shù)可在 3 20 個擋位范圍內(nèi)變化 通常變速器的擋數(shù)在 6 擋以下 當(dāng) 擋數(shù)超過 6 擋以后 可在 6 擋以下的主變速器基礎(chǔ)上 再行配置副變速器 通過兩者 的組合獲得多擋變速器 增加變速器的擋數(shù) 能夠改變汽車的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性以及平均車速 擋數(shù)越 多 變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜 并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大 同時操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜 而且在 使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度 在最低擋傳動比不變的條件下 增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔 之間的傳動比比值減小 使換擋工作容易進(jìn)行 要求相鄰擋位之間的傳動比值在 1 8 以 下 該值越小換擋工作越容易進(jìn)行 因高擋使用頻繁 所以又要求高檔區(qū)相鄰擋位之 間的傳動比比值 要比低檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小 近年來 為了降低油耗 變速器的擋數(shù)有增加的趨勢 目前 乘用車一般用 4 5 個擋位的變速器 發(fā)動機(jī)排量大的乘用車變速器多用 5 個擋 商用車變速器采用 4 5 個擋或多擋 載質(zhì)量在 2 0 3 5t 的貨車多采用 5 個擋 載質(zhì)量在 4 0 8 0t 的貨車采用 六擋變速器 多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上 本次設(shè)計的變速器采用 4 個前進(jìn)擋位 1 個倒擋位 3 2 傳動比 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值 最高擋通 常是 1 0 有的變速器最高擋是超速擋 傳動比為 0 7 0 8 影響最低擋傳動比選取的因 素有 發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力 驅(qū)動輪與路面 間的附著力 主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等 目前乘用車的傳動比范圍在 3 0 4 5 之間 總質(zhì)量輕的商用車在 5 0 8 0 之間 其他 商用車則更大 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 3 1 maxaxmax0max sinco gfgriTtg e 由最大爬坡度要求的變速器 檔傳動比為 3 2 temaxrgiT i 0 式中 汽車總質(zhì)量 重力加速度 道路阻力系數(shù) f max 道路最大阻力系數(shù) 最大爬坡要求 max 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 7 驅(qū)動車輪的滾動半徑 r 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 maxeT 主減速比 0i 汽車傳動系的傳動效率 t 主減速比 i0 的確定 3 3 ghaprivn i mx0 472 3 式中 車輪的滾動半徑 m r 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 r min pn 變速器最高檔傳動比 gi 最高車速 km h axv 本課題變速器 1 一般汽車的最大爬坡度約為 30 7 即 16 7 f 0 02gni max 由公式 3 3 得 3 6245 0 472 03 max0 prghprnivn i 由公式 3 2 得 71sin 6co max 48 5903425 068930ax tergiT i 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定 變速器 檔傳動比為 3 4 terg iTGi 0max2 式中 汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷 2 道路的附著系數(shù) 計算時取 0 5 0 6 因?yàn)槠嚭筝S的軸荷分配范圍為 60 68 所以 G2 3500 9 8 68 23324N 由公式 3 3 和公式 3 4 得 31 7194062 230max2 terg iTi 綜合 a 和 b 條件得 5 48 7 31 取 5 48 7 31 2 6 40 gi gi 變速器的 檔傳動比應(yīng)根據(jù)上述條件確定 變速器的最高檔一般為直接檔 有時 變速器設(shè)計 8 用超速檔 中間檔的傳動比理論上按公比為 其中 n 為檔位數(shù) 的幾何級1 ngiq 數(shù)排列 因?yàn)?所以 q 1 875 q 3 516 875 140 631 ngiq gi gi 實(shí)際上與理論值略有出入 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)動機(jī)參數(shù)的合理匹配 在變速器結(jié)構(gòu)方案 檔位數(shù)和傳動比確定后 即可進(jìn) 行其他基本參數(shù)的選擇與計算 3 3 中心距 中心距對變速器的尺寸及質(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 mm 可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選 3 5 3max TK 式中 中心距系數(shù) 對轎車取 8 9 9 3 對貨車取 8 6 9 6 對多檔主變速A 器 取 9 5 11 變速器處于 檔時的輸出轉(zhuǎn)矩 maxT 3 6 gei max 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N m ae 變速器的 檔傳動比 gi 變速器的傳動效率 取 0 96 由公式 3 6 得 104 6 4 0 96 638 976N mgeiTmaxa 由公式 3 5 得 mm68 207 496 38 68 3a KA 初選中心距也可以由發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出 3 7 3maxeAT 式中 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時的中心距系數(shù) 對轎車取 14 5 16 0 對貨車取 17 0 19 5 由公式 3 7 得 mm7 915 104 5 97 33max TKAe 一般汽車變速器的中心距約在 80 170mm 范圍內(nèi)變化 初選 A 100mm 3 4 齒輪參數(shù) 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù) 并且影響它的選取因素又很多 如齒輪的強(qiáng)度 質(zhì)量 噪聲 工藝要求等 應(yīng)該指出 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是 1 在變速器中心距相同的條件下 選取較小的模數(shù) 就可以增加齒輪的齒數(shù) 同時增加齒寬可以使齒輪嚙合的重合度增加 并減少齒輪噪聲 所以為了減少噪聲應(yīng) 合理減少模數(shù) 同時增加齒寬 為使質(zhì)量小些 應(yīng)該增加模數(shù) 同時減少齒寬 從工 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 9 藝方面考慮 各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù) 而從強(qiáng)度方面考慮 各擋齒輪應(yīng)有不同的 模數(shù) 減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義 因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選得小些 對 貨車 減少質(zhì)量不減少噪聲更重要 故齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù) 變速器低檔齒輪應(yīng)選 用大些的模數(shù) 其他擋位選用另一種模數(shù) 少數(shù)情況下 汽車變速器各擋齒輪均選用 相同的模數(shù) 變速器用齒輪模數(shù)的范圍如表 3 2 9 2 所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn) GB T1357 1987 的規(guī)定 選用時 應(yīng)優(yōu)先選用 第一系列 括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用 3 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形 由于工藝上的原因 同一變 速器中的接合齒模數(shù)相同 其取用范圍是 乘用車和總質(zhì)量 在 1 8 14 0t 的貨車為am 2 0 3 5mm 總質(zhì)量 大于 14 0t 的貨車為 3 5 5 0mm 選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)am 增多 有利于換擋 3 5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 在初選變速器的檔位數(shù) 傳動比 中心距 軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出 變速器的結(jié)構(gòu)方案簡圖后 即可對各檔齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分配 如圖 3 1 所示 12345678910 圖 3 1 本課題變速器結(jié)構(gòu)簡圖 1 確定 檔齒輪的齒數(shù) 已知 檔傳動比 且g i 3 8 8172zig 為了確定 z7 z8 的齒數(shù) 先求其齒數(shù)和 z 直齒齒輪 3 9 mA2 先取齒數(shù)和為整數(shù) 然后分配給 z7 z 8 為了使 z7 z8 盡量大一些 應(yīng)將 z8 取得盡 量小一些 這樣 在 已定的條件下 z2 z1 的傳動比可小些 以使第一軸常嚙合齒輪可 gi 分配到較多齒數(shù) 以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承 z 8 的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑 的限制 因此 z8 的選定應(yīng)與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮 貨車變速器中間軸的 檔直 變速器設(shè)計 10 齒輪的最小齒數(shù)為 12 14 選擇齒輪的齒數(shù)時應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶 數(shù) 以減小大 小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)的機(jī)會 否則會引起齒面的不均勻磨損 由公式 3 9 得 14 57 302 mAz 取 60 考慮到上述條件以及選用了標(biāo)準(zhǔn)齒輪 齒數(shù)不要小于 17 故取 z8 17 得出 60 17 437 2 修正中心距 A 若計算所得的 z7 z 8 不是整數(shù) 則取為整數(shù)后需按該式反算中心距 A 修正后的 中心距則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù) 由公式 3 9 得 A 3 5 60 2 105mm 3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 3 10 7812zig 確定了 z7 z 8 后由公式 3 9 和 3 10 聯(lián)立方程求解 z1 z 2 故 z1 17 z 2 43 605 312 4 212mAzig 4 確定其他檔位的齒輪齒數(shù) 檔齒輪副 3 11 6152zig 由公式 3 9 和 3 11 聯(lián)立方程求解 z5 z 6 因?yàn)?q 3 516 所以先試湊 z5 z 6 gi 試湊出 z5 33 z 6 27 此時 3 09 gi 檔齒輪副 3 12 4132zig 由公式 3 9 和 3 12 聯(lián)立方程求解 z5 z 6 因?yàn)?q 1 875 所以先試湊 z3 z 4 gi 605 3127434313mAzz 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 11 試湊出 z3 24 z 4 36 此時 1 69 gi 5 確定倒檔齒輪副的齒數(shù) 通常 檔與倒檔選用同一模數(shù) 且通常倒檔齒輪齒數(shù) z10 21 23 則中間軸與倒 檔軸之間的中心距為 3 13 2 108zmA 初選 z10 22 由公式 3 13 得 mm5 68 75 32 108 為了避免干涉 齒輪 8 與齒輪 9 的齒頂圓之間應(yīng)有不小于 0 5mm 的間隙 則 3 14 0 9 da 由公式 3 14 得 mm69125 31725 61 289 aaAdmh3 根據(jù) d9 選擇齒數(shù) 取 z9 17 最后計算倒檔與第二軸的中心距 3 15 2 7 由公式 3 15 得 mm105 435 2 97 zmA 8 287198170ig倒 檔 綜合上述計算修正一下各檔的傳動比 見表 3 1 表 3 1 各檔速比 檔位 倒檔 速比 6 40 1 3 09 1 1 69 1 1 1 8 28 1 3 6 齒輪的設(shè)計計算 常嚙合齒輪副 17 Z5 917 3d mz 5 62 35 92 aahd 0 431Z 4 z 170 aa 5 2 53 2 hd 檔齒輪副 8Z 9d mz 6 9 aa 701 437 Z5 43 d z 25102aah 變速器設(shè)計 12 檔齒輪副 276 Z5 9427 3 mzd 5 10 35 942d aah 8 35Z z 21 aa 75 106 53 2 hd 檔齒輪副 64Z1263 mzd aa 21 243 Z845 3 zd 918daah 7 倒檔齒輪 210 2 mz845 37 aa 5 6 hd 9Z917 z 2 9 aa 0 35 3 7 本章小結(jié) 本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇 包括確定擋數(shù) 傳動比范圍 根據(jù)最大 爬坡度和驅(qū)動輪與地面的附著力確定一擋傳動比和倒檔傳動比 進(jìn)而確定其它各擋傳 動比 選擇中心距 外形尺寸以及齒輪參數(shù) 根據(jù)變速器的傳動示意圖確定各擋齒輪 齒數(shù) 進(jìn)行各擋齒輪的分配 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 13 4 變速器主要結(jié)構(gòu)元件的校核 4 1 齒輪損壞的原因及形式 變速器齒輪的損壞形式主要有 輪齒折斷 齒面疲勞剝落 點(diǎn)蝕 齒面膠合以及 移動換擋齒輪端部破壞 10 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下 輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用 造成輪齒彎 曲折斷 輪齒在重復(fù)載荷的作用下 齒根產(chǎn)生疲勞裂紋 裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大 然 后出現(xiàn)彎曲折斷 前者在變速器中出現(xiàn)的極少 而后者出現(xiàn)的多些 輪齒工作時 一對齒輪相互嚙合 齒面相互擠壓 這時存在與齒面細(xì)小裂縫中的 潤滑油油壓升高 并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展 然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點(diǎn) 稱之 為齒面點(diǎn)蝕 它使齒形誤差加大 產(chǎn)生動載荷 并可能導(dǎo)致輪齒折斷 用移動齒輪的方法完成換擋的低檔齒輪和倒檔齒輪 由于換擋時兩個進(jìn)入嚙合的 齒輪存在角速度差 換擋瞬間澡輪齒端部產(chǎn)生沖擊載荷 并造成損壞 11 負(fù)荷大 齒面相對滑動速度又高的齒輪 在接觸壓力打且家畜處產(chǎn)生高溫作用的 情況下使齒面間的潤滑膜破壞 導(dǎo)致齒面直接接觸 在局部高溫 高壓作用下齒面互 相熔焊粘連 齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡 稱為齒面膠合 變速器齒輪的這種破壞 出現(xiàn)較少 4 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 對齒輪傳動有不同的要求 故對齒輪材料亦有不同的要求 但 是對于一般動力傳輸齒輪 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 如對硬度 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 同鋼號材料 3 考慮加工工藝及熱處理工藝 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯 可選用鑄鋼或鑄鐵 中等或中等以下尺寸要求 較高的齒輪常采用鍛造毛坯 可選擇鍛鋼制作 尺寸較小而又要求不高時 可選用圓 鋼作毛坯 軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼 經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后 再進(jìn)行切削 加工即可 硬齒面齒輪 硬度 350HBS 常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或 中碳鋼 或中碳合金鋼 切齒后表面淬火 以獲得齒面 齒芯韌的金相組織 為消除 熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒 但若采用滲氮處理 其齒面變形小 可不磨齒 故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪 12 現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造 使輪齒表層的高硬度與輪齒心部 的高韌性相結(jié)合 以大大提高其接觸強(qiáng)度 彎曲強(qiáng)度及耐磨性 在選擇齒輪的材料及 熱處理時也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本 國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是 20CrMnTi 過去的鋼號是 18CrMnTi 也有采 用 20Mn2TiB 20MnVB 20MnMOB 的 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪 可采用 變速器設(shè)計 14 25CrMnMO 20C rNiMO 12C r3A 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 為消除內(nèi)應(yīng)力還要進(jìn)行回火 變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦范圍如下 3 5 滲碳深度 0 8 1 2mm nm 3 5 5 滲碳深度 0 9 1 3mm 5 滲碳深度 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 某些輕型以下的載貨汽車和轎車等變速器的小模數(shù) 3 0 3 75 齒輪采用了nm 40Cr 或 35Cr 鋼并進(jìn)行表面氰化處理 這種中碳鉻鋼具有滿意的鍛造性能及良好的強(qiáng)度 指標(biāo) 氰化鋼熱處理后變形小也是其優(yōu)點(diǎn) 但由于氰化層較薄且鋼的含碳量又高 故 接觸強(qiáng)度和承載能力均受到限制 對于氰化齒輪 氰化層的深度一般為 0 2 0 4mm 不應(yīng)小于 0 2 mm 表面硬度為 HRC48 53 13 4 3 輪齒強(qiáng)度校核 4 3 1 齒輪的接觸強(qiáng)度 直齒齒輪彎曲應(yīng)力 w 4 1 yzKmTcfj32 式中 計算載荷 N mm jT 應(yīng)力集中系數(shù) 直齒齒輪取 1 65 K 摩擦力影響系數(shù) 主動齒輪取 1 1 被動齒輪取 0 9 f 齒輪模數(shù) m 齒輪齒數(shù) z 齒寬系數(shù) 直齒齒輪取 4 4 7 0 c 齒形系數(shù) 齒高系數(shù) 相同 節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時 yf 205 1479yy 壓力角相同 齒高系數(shù)為 0 8 時 205 1789 205 1y 2053 y 104 ff 輪齒彎曲應(yīng)力 當(dāng) 時 直齒齒輪的許用應(yīng)力w maxejT MPa 因?yàn)樵撟兯倨魉械凝X輪采用同一種材料 所以當(dāng)校核時只要校核受力最大和危 險的檔位齒輪 故分別計算 檔 倒檔齒輪的彎曲強(qiáng)度 檔齒輪副 主動齒輪 z8 17 從動齒輪 z7 43 檔主動齒輪的計算載荷 mNiTej 06 23174012max 由公式 4 1 得 主動齒輪 z8 的彎曲強(qiáng)度 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 15 MPa yzKmTcfjw 2 790 4612 0 74 15 3460223 檔從動齒輪的計算載荷 m6 0 1ax Nigej 從動齒輪 z7 的彎曲強(qiáng)度 MPa yKmTcfjw 75 643 012 74 35 14390223 倒檔齒輪副 因?yàn)榈箼n齒輪相當(dāng)于一個惰輪 所以主動齒輪是 Z8 17 從動齒輪是 Z10 22 通過惰輪后主動齒輪是 Z9 17 從動輪是 Z7 43 惰輪的計算載荷 m43 0 172 431082maxj NiTe 通過惰輪前 Z 10 22 的彎曲強(qiáng)度由公式得 MPa yzKcfjw 54 60 12 74 25 314963 通過惰輪后主動輪是 Z9 17 從動輪是 Z7 43 Z9 的計算載荷 m43 0 12 7431082maxj NiTe MPa yzKcfjw 63 10279 612 7 5 633 Z7 的計算載荷 m12 86 104maxe NiTJ倒 檔 Pa yzKcfjw 73 8694 521 0 74 35 3923 以上的齒輪副都滿足彎曲強(qiáng)度的要求 4 3 2 齒輪的接觸強(qiáng)度 齒輪的接觸應(yīng)力按下式計算 4 2 1 418 02 bFEj 變速器設(shè)計 16 式中 F 法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力 N 4 3 cost Ft 端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力 N 4 4 dTjt2 計算載荷 j m N d 節(jié)圓直徑 節(jié)點(diǎn)處壓力角 螺旋角 E 齒輪材料的彈性模量 鋼取 2 1 105MPa b 齒輪接觸的實(shí)際寬度 斜齒齒輪為 代替 cosbm 主 被動齒輪節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑 mm 直齒齒輪 21 sin1r 斜齒齒輪 sin2r 21 sinr 22cos inr r1 r 2 分別為主 被動齒輪的節(jié)圓半徑 mm 當(dāng)計算載荷為 許用接觸應(yīng)力見表 4 1 max5 0ejT 常嚙合齒輪副 當(dāng)計算載荷為 214 5 0max NTej 由公式 4 4 和 4 3 得 dFjt 9 7 302 Nt 01 86cos14cos mr 2 in5 37 in1 720s4s2 由公式 4 2 得 MPabFEj 40 76 251 0 16 2084 1 18 0 52 檔 計算載荷為 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 17 mNTej 8 3240 615 0i max 由公式 4 4 和 4 3 得 dFjt 6 425 3482 Nt 70coscos mr 2 1 in5 317 in1 750s4s2 由公式 4 2 得 MPabFEj 4 106 7 25 10 2 4618 1 8 0 52 檔 計算載荷為 m6 09 3045 i max NTej 由公式 4 4 和 4 3 得 dFjt 34 2785 3162 Nt 9 0coscos mr 16 2 in5 327 in1 759ss2 由公式 4 2 得 MPabFEj 69 803 75 196 190 248 0 1 418 0 52 檔 計算載荷為 mNiTj 769 145 maxe 由公式 4 4 和 4 3 得 變速器設(shè)計 18 NdTFjt 38 2095 324187 t 4 coscos m5 21 0in5 36 in1 r 364s24s2 由公式 4 2 得 倒MPabFEj 78 61 3 45 21 0 92518 0 1 8 02 檔 計算載荷為 mNiTej 53 1745 12max 由公式 4 4 和 4 3 得 dFjt 8 425 3170 Nt 7coscos m2 10 in5 317 in1 r 73s2s2 由公式 4 2 得 MPabFEj 74 195 32 10 2 8401 1 48 0 52 計算載荷為 m63 5 i5 max NTej倒 檔 由公式 4 4 和 4 3 得 dFjt 7 215 34062 Nt 89 cos71cos 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 19 mr 17 02 sin5 317 sin1 542 由公式 4 2 得 MPabFEj 8 1206 7 5 10 2 89641 0 8 0 521 以上檔位的齒輪副都滿足接觸強(qiáng)度的要求 見表 4 1 表 4 1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 1900 2000ajMP 950 1000ajMP 常嚙合及高檔 1300 1400j 650 700j 4 4 軸的強(qiáng)度校核 變速器在工作時 由于齒輪上有圓周力 徑向力和軸向力作用 變速器的軸要承 受轉(zhuǎn)矩和彎矩 要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度 因?yàn)閯偠炔蛔爿S會產(chǎn)生彎曲 變形 結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合 對齒輪的強(qiáng)度 耐磨性和工作噪聲等均有不利影 響 14 因此 在設(shè)計變速器軸時 其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條 件 設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和已知條件先初選軸的直徑 然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和 強(qiáng)度方面的驗(yàn)算 軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大 且軸長與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào) 變速器軸的最大 直徑 與支承間的距離 可按下列關(guān)系式初選 dl 對第一軸及中間軸 18 0 6 d 對第二軸 4 5 218 0l 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑 d 可根據(jù)中心距 A mm 按下式初選 m63 25 47106 45 6 45 0 Ad 由公式 4 5 得 第二軸 l d 0 18 0 21 225 350mm 中間軸 l d 0 16 0 18 262 5 393 75mm 第一軸 l d 0 16 0 18 104 4 135 13mm 第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Temax N m 按下式初選 4 6 3max 6 4 eTd 由公式 4 6 得 me 62 1 8 104 6 3a 初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵 彈性檔圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的 變速器設(shè)計 20 剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正 欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反力 必須先求第 二軸的支點(diǎn)反力 檔位不同 不僅齒輪上的圓周力 徑向力和軸向力不同 而且力到 支點(diǎn)的距離也有變化 所以應(yīng)當(dāng)對每個檔位都進(jìn)行驗(yàn)算 15 驗(yàn)算時 將軸看作鉸接支 承的梁 作用在第 一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取 maxeT 齒輪嚙合的圓周力 Ft 徑向力 Fr 及軸向力 Fa 可按下式求出 4 7 diTFiearet tn2 cos maxa 式中 i 至計算齒輪的傳動比 d 計算齒輪的節(jié)圓直徑 m 節(jié)點(diǎn)處壓力角 螺旋角 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 maxeT N 在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 MPa 為 4 8 32 dMW 4 9 2jscT 式中 彎曲截面系數(shù) 5m D 軸在計算斷面處的直徑 花鍵處取內(nèi)徑 mm 在計算斷面處軸的垂向彎矩 N mm c 在計算斷面處軸的水平彎矩 N mm sM 許用應(yīng)力 在低檔工作時取 400MPa 變速器軸與齒輪的制造材料相同 計算時 僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和 轉(zhuǎn)角 第一軸常嚙合齒輪副 因距離支承點(diǎn)近 負(fù)荷又小 通常撓度不大 故可 以不必計算 16 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 可分別用 下式計算 4 10 EILabFfIbartSrc3 32 式中 E 彈性模量 MPa Mpa510 2 I 慣性矩 對實(shí)心軸 64dI 4m 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 21 d 軸的直徑 花鍵處按平均直徑來計算 m a b 齒輪上的作用力矩支座 A B 的距離 m L 支座間的距離 在上述計算中 花鍵軸的計算直徑可取為其花鍵內(nèi)徑的 1 1 倍 軸斷面的轉(zhuǎn)角不應(yīng) 大于 0 002rad 弧度 軸的垂向撓度的容許值 fc 0 05 0 10mm 軸的水平撓度的容 許值 fs 0 10 0 15mm 軸的合成撓度應(yīng)小于 0 20mm 4 4 1 校核第二軸的強(qiáng)度與剛度 檔 此時第二軸受到齒輪 Z7 的作用力 由公式 4 5 得 NdiTFer t 27 31845 20tan4 6102 tan2 835 43mx 由公式 4 9 得 m 65 10ieax1 N 23252422 106 10 108 jscM 5 7 由公式 4 7 得 MPadW57 2431 307235 剛度校核 花鍵軸的計算直徑取其花鍵內(nèi)徑的 1 1 倍 d h 1 1 31 34 1mm 444 68 6mIn 由公式 4 10 得 radEILabFfIbartSrc 45225 106 9374 6810 39784 01 34 10 3978 軸的合成撓度 以上數(shù)據(jù)滿足要求 m 022 scff 4 4 2 校核中間軸在強(qiáng)度與剛度 檔 此時中間軸受到齒輪 Z8 的作用力 因?yàn)橐粚Ш淆X輪所受的力是大小相等 方向相反的 所以由上述的第二軸上齒輪所受的力可以得到中間軸上齒輪所受的力 Ft 8845 18N F r 3184 27N 由公式 4 10 得 mNiTe 263174012max1 變速器設(shè)計 22 mNTMjsc 523252422 106 10610 1058 由公式 4 9 得 MPadW7 32514 36 剛度校核 440 1965 mI 由公式 4 11 得 radEILabFfIbartSrc 452225 108 9304 196 3 784 0 3 3 4 196 3 784 軸的合成撓度 m2 22 scff 4 4 3 校核倒檔軸的強(qiáng)度與剛度 當(dāng) Z7 和 Z9 嚙合時 NdiTFert 33max 410 5 3 20tan8 1042 tn2 145 倒 檔倒 檔 由公式 4 10 得 mNi 7 1430axe1 m1043 1043 106 206 9 5225422 TMjsc 由公式 4 8 得 MPadW4 82514 33 剛度校核 444 0 96 6mI 公式 4 9 得 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 23 radEILabFmfIbartSrc 452425210 04 196 330 5 1019 916 30 軸的合成撓度 3 0 22 scff 長的軸應(yīng)進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算 使軸的扭轉(zhuǎn)角不超過許用值 每米長軸扭轉(zhuǎn)角的 許用值為 0 250 0 350 度 在轉(zhuǎn)矩 T 的作用下 長為 L 的軸的扭轉(zhuǎn)角為 4 4 11 pGJTL3 57 式中 T 轉(zhuǎn)矩 N mm L 軸長 mm 軸橫截面的極慣性矩 對實(shí)心軸 pJ 4m32 4dJp 對空心軸 1 3244dip G 軸材料的剪切彈性模量 對于鋼材 G 8 104MPa 對第一軸進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算 已知 L 170mm T 104N mm 52 108932 44 dJp 由公式 4 11 得 1 052 1890743 57 3 pGJTL 故第一軸滿足使用條件 4 5 軸承的校核 4 5 1 輸入軸軸承校核 1 初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸軸承型號 6004 N1004 N202 13 變速器設(shè)計 24 3500r min 軸承的1n 4450N 7220N 5500N 10000N 3500N 7500N 11 預(yù)orCrorCrorCr 期壽命 h hL7 416 0max avS 2 計算軸承當(dāng)量動載荷 P 1711 12 4450 0 385 在 0 352 0 469 之間 oraCF1 oraCF1 426 0352 0469 804 e 則 X 0 56 Y 在 1 00 1 04 171 era 1 0 Y 為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù) 1 2 1 8 取 1 2 pf pfpf 1 2 0 56 1799 18 1 03 1711 12 3262 39N 1arYFXP 3 計算軸承的基本額定壽命 hL 為壽命系數(shù) 對球軸承 3 對滾子軸承 10 3 PCnLh160 51h 4166 7 1 41 67h 合格 3616 9 270350 h hL 圓柱滾子軸承 1 2 1799 18 2159 02N1rpFf 788 75h 4166 7 1 41 67h3 10616 2 59300 PCnLh hL 302 33 h 4166 7 1 41 67h3 10616 7 h 4 5 2 輸出軸軸承校核 1 初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號 30304 32009 轉(zhuǎn)速 r min 軸承的7 9643125021 zn 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 25 20800N 31500N 34800N 37200 N 預(yù)期壽命 4166 7h oCroCr hL 2 計算軸承當(dāng)量動載荷 P 1694 01 20800 0 081 在 0 070 0 094 之間 oraForaF2 89 007 94 812308 e 則 X 0 4 Y 2 5162 era 為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù) 1 2 1 8 取 1 2 則pf pfpf 1 2 0 4 1781 19 2 1694 01 4920 6N 2arYFXP 3 計算軸承的基本額定壽命 hL 8312 45h 合格 3 10626 49257 0101 PCnLh hL 14471 18 h 合格 3 10626 h 4 6 本章小結(jié) 本章介紹了齒輪的損壞原因及形式 簡要闡述了齒輪材料的選擇原則及熱處理方 法 重點(diǎn)對各擋齒輪進(jìn)行了校核包括對各擋齒輪彎曲應(yīng)力 接觸應(yīng)力的計算 對輸入 輸出軸上各軸承進(jìn)行初選和校核 這節(jié)是此次設(shè)計中最重要的環(huán)節(jié) 變速器設(shè)計 26 5 結(jié)論與展望 5 1 結(jié)論 變速器設(shè)計完成后 必須要滿足汽車的使用要求 同時要有很好的加工工藝性 滿足造價低廉 使用壽命長的特點(diǎn) 在本次設(shè)計過程中 由于缺少實(shí)際的工作經(jīng)驗(yàn) 設(shè)計過程只是根據(jù)一般步驟完成 的 具體的細(xì)節(jié)部分考慮不周 這些原因都造成了所設(shè)計的變速器離實(shí)際應(yīng)用還有很 大的距離 需要自己在以后的學(xué)習(xí)和工作中不斷提高 在這次的畢業(yè)設(shè)計中我對變速 器的結(jié)構(gòu)和原理有了一定程度的了解 其中設(shè)計的三軸變速器油 4 個前進(jìn)擋和倒檔 也對變速器的相關(guān)零部件進(jìn)行了具體設(shè)計和計算 包括齒輪和軸的計算和校驗(yàn) 總結(jié) 此次畢業(yè)設(shè)計 我受益匪淺 首先是變速器相關(guān)零部件設(shè)計與選用以及繪圖方面我的 進(jìn)步很大 可以獨(dú)立設(shè)計變速器相關(guān)的部件了 5 2 展望 畢業(yè)設(shè)計為汽車變速器設(shè)計 通過論文的設(shè)計 也是我越來越加深對汽車變速器 的了解 同時在寫論文時也不停的查閱期刊 是我也大致了解變速器這一行業(yè)的發(fā)展 史 從我國的近 20 年發(fā)展來看 汽車發(fā)展市場需求潛力是巨大的 市場對其需求量也 在不斷的變大 特別是近些年來先進(jìn)的制造技術(shù)也越來越廣泛的應(yīng)用于汽車行業(yè) 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 27 致 謝 畢業(yè)設(shè)計是對我們大學(xué)生的一次綜合性考驗(yàn) 是對我們四年學(xué)習(xí)任務(wù)的肯定 在 畢業(yè)設(shè)計的過程中 我們不但可以跟老師學(xué)習(xí)新的知識 還能拓寬我們的視野 對以 往學(xué)過的內(nèi)容也起到復(fù)習(xí)的作用 在此次畢業(yè)設(shè)計中 經(jīng)過指導(dǎo)老師黃老師和朱老師的幫助 讓我學(xué)習(xí)了不少知識 特別是作圖計算方面他嚴(yán)謹(jǐn)細(xì)致一直是我所要學(xué)習(xí)的 在這 我衷心地向黃老師表示 感謝 同時還要感謝跟我一組的同學(xué)們 他們的支持也給予了我很大的幫助 讓我在 此次設(shè)計中學(xué)到更多的專業(yè)知識 感謝黃老師 變速器設(shè)計 28 參考文獻(xiàn) 1 陳家瑞 汽車構(gòu)造 M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2001 89 98 2 余志生 汽車?yán)碚?M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2006 44 55 3 林寧 汽車設(shè)計 M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 1999 130 136 4 鄧在標(biāo) 濕式雙離合器自動變速器設(shè)計方法的研究 D 湖北 華中科技大學(xué) 2010 5 葉偉昌 機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊 M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2001 4 44 47 6 馬天飛 結(jié)合套的裝置在變速器設(shè)計中的重要性 J 兵工學(xué)報 1999 1 49 53 7 崔心存 現(xiàn)代汽車新技術(shù) J 現(xiàn)代汽車 2001 3 04 12 14 8 吳修義 降低機(jī)械變速器噪聲設(shè)計 J 重型汽車 2001 9 02 11 13 9 龔微寒 汽車現(xiàn)代設(shè)計制造 M 北京 人民交通出版社