2.54L排量輕卡手動變速器設計（太原）,排量,手動,變速器,設計,太原 畢業(yè)設計 2.54L排量輕卡手動變速器設計 112011245 賈冉 機械工程系 學生姓名： 學號： 機械設計制造及其自動化 系 部： 劉申全 專 業(yè)： 指導教師： 二零一五年六月 誠信聲明 本人鄭重聲明：本論文及其研究工作是本人在指導教師的指導下獨立完成的，在完成論文時所利用的一切資料均已在參考文獻中列出。 本人簽名： 年 月 日 畢業(yè)設計任務書 設計題目： 2.54L排量輕卡手動變速器設計 系部： 機械工程系 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學號： 1120112 45 學生： 賈冉 指導教師（含職稱）：劉申全（副教授） 1．課題意義及目標 通過本次畢業(yè)設計，查閱資料，綜合運用所學過的專業(yè)基礎理論知識，深入了解 汽車變速器的設計，為以后從事機械設計工作打好基礎。根據(jù)轎車的車型特點和性能要求，設計一款5擋手動變速器。 具體內容：變速器傳動機構布置方案；零、部件結構方案；變速器主要參數(shù)的選擇；變速器的設計與計算?。 2．主要任務 原始參數(shù)如下： 整機質量 2160 kg 總傳動比i 4.7 最大功率 67 kW 最大功率轉速 3000 rpm 最大扭矩 220 N?m 最大扭矩轉速 1800-2100 rpm 設計方法：比擬設計、經驗核算、圖紙繪制。 3．主要參考資料 [1] 王望予. 汽車設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2012 [2] 陳家瑞. 汽車構造[M] . 北京：機械工業(yè)出版社，2000 [3] 成大先. 機械設計手冊[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，2004.5 [4] 其他網(wǎng)絡檢索到的相關資： 4．進度安排 設計各階段名稱 起 止 日 期 1 進行調查研究，查閱資料，完成開題報告 2014.12.01一2014.12.30 2 初步擬定總體方案，總體方案論證﹑確定 2014.12.31一2015.04.12 3 主要構件的強度與剛度校核計算 2015.04.13一2015.04.22 4 連桿機構運動特性與動力特性的分析，繪圖 2015.04.23一2015.06.01 5 撰寫并編制論文、打印，準備畢業(yè)答辯資料 2015.06.02一2015.06.22 審核人： 年 月 日 2.54L排量輕卡手動變速器設計 摘要:本設計的任務是設計一臺用于輕型卡車上的三軸式五檔手動變速器。汽車傳動系是汽車的核心組成部分。其任務是調節(jié)變換發(fā)動機的性能，將動力有效而經濟地傳至驅動車輪，以滿足汽車的使用要求。本設計在給定發(fā)動機功率、輸出轉矩、轉速及總傳動比、整車總質量等條件下，結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，著重對變速器齒輪的結構參數(shù)、軸的結構尺寸等進行設計計算，并對變速器的傳動方案和結構形式進行設計，從而提高汽車整體性能。 關鍵詞：變速器，齒輪，三軸式 The design of manual gearbox for light truck with 2.54L emission Abstract：The design is to devise a three-axis type 5 block manual gearbox. Automobile transmission system is the key part of the automobile. Its task is to regulate the transformation engine performance, dynamic and effective economy is transmitted to the driving wheel, to meet the use of cars. This design is in a situation with given engine power, torque, speed and the transmission ratio, vehicle quality conditions, combined with the automobile design, automobile theory, knowledge of mechanical design, focusing on the design and calculation of structural parameters of transmission gear, shaft structure and size, and the design of transmission scheme and structure style of gearbox and the design of the operating mechanism and the synchronizer structure, so as to improve the overall performance of the car. Key Words: Transmission; Gear; Three-axis type 目 錄 前 言 1 1 變速器的總體方案設計 3 1.1.1 固定軸式變速器 4 1.2.3 傳動方案的最終設計 8 1.3變速器零、部件結構方案分析 10 1.3.1 齒輪形式 10 1.3.2 換擋機構形式 10 1.3.3 變速器軸承 10 2 變速器主要參數(shù)的選擇和計算 12 2.1 本設計的數(shù)據(jù)準備 12 2.2擋數(shù)和傳動比范圍 12 2.2.1 擋數(shù) 12 2.2.2 傳動比范圍 12 2.3 主要參數(shù)的計算 12 2.3.1 最小傳動比的確定 12 2.3.2 最大傳動比的確定 14 2.3.3 檔位數(shù)的確定 15 2.4 中心距A 16 2.5 外形尺寸 17 3變速器各擋齒輪的設計及計算 18 3.1 齒輪參數(shù)的選擇 18 3.1.1 模數(shù) 18 3.1.2 壓力角 18 3.1.3 螺旋角 19 3.1.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 19 3.1.6 齒頂高系數(shù) 20 3.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 20 3.2.1一檔齒數(shù)及傳動比的確定 20 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 21 3.2.3 二檔齒數(shù)及傳動比的確定 22 3.2.4 倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比的確定 22 3.3變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整 23 3.3.1 一擋齒輪的變位 23 3.3.2 倒擋齒輪的變位 25 3.3.3 齒輪螺旋角的調整 26 3.4 總結各擋齒輪參數(shù) 27 4 變速器齒輪的校核 29 4.1 齒輪材料的選擇原則 29 4.2 變速器齒輪彎曲強度校核 29 4.2.1 直齒輪彎曲應力 29 4.2.2 斜齒輪彎曲應力 31 4.3 變速器齒輪接觸強度校核 33 4.3.1 輪齒接觸應力 33 4.3.2 各擋齒輪接觸強度校核 34 5 變速器軸的設計與校核 37 5.1 軸的結構和尺寸設計 38 5.1.1軸的結構 38 5.1.2軸的尺寸 39 5.2 軸的強度驗算 39 5.2.1第一軸的強度與剛度校核 39 5.3 中間軸的剛度校核 40 5.3.1 軸的剛度驗算 42 5.3.2 中間軸的強度計算 43 6 變速器同步器與操縱機構的設計 47 6.1 同步器設計 47 6.1.1同步器的功用及分類 47 6.1.2鎖環(huán)式同步器 47 6.1.3 主要參數(shù)的確定 50 6.2 操縱機構設計 51 6.2.1 變速器操縱機構設計要求 51 6.2.2 換檔位置設計 52 6.3 變速器殼體 53 7 設計與總結 54 參考文獻 55 致謝 56 III 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 前 言 如今汽車工業(yè)迅速發(fā)展,汽車發(fā)展的趨勢是，車型的多樣化和個性化。而變速器的設計是汽車設計中的一個重要環(huán)節(jié)。近年來，自動變速器和無級變速器技術迅猛發(fā)展，給手動變速器帶來很大的沖擊，但手動變速器已經應用相當長的時間，經過反復改進試驗，制造的技術變得成熟，與其它類型的變速器相比，具有以下優(yōu)點： 1.手動變速器傳動效率較高，理論上比自動變速器省油。 2.手動變速器結構簡單，工藝成熟，市場需求大，且生產成本低。 3.維修方便。 4.可以給汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感。 隨著我國汽車工業(yè)持續(xù)的發(fā)展，以及汽車行業(yè)發(fā)展的速度，如何設計出經濟實惠，工作可靠，性能良好，且符合我國國情的汽車，對設計者來說，成為了所面臨的問題。我們同時面臨著機遇與挑戰(zhàn)，所以，我們更加應該為我國的汽車行業(yè)做出力所能及的應有貢獻。 經過這四年的努力學習，我掌握了一些基礎知識和專業(yè)知識。在大學即將畢業(yè)的時候，而我也將走向工作崗位，按照國家教委和學校的要求，我進行了對轎車五檔變速器的設計。畢業(yè)設計是我們對學過的知識的實際應用，充分體現(xiàn)了我們對學過的知識的掌握程度和創(chuàng)新思維。通過本次的設計，我將進一步鞏固所學的知識，提高實際應用能力，并為以后的工作打下良好的基礎。 汽車變速箱已經發(fā)展了一百多年，經歷了從手動變速器到自動變速器的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器共有五種形式：無級變速器、手動變速器、手自一體變速器、自動變速器和雙離合變速器。 隨著汽車工業(yè)快速發(fā)展的今天，隨著油價上升和汽配技術的成熟應用，變速器發(fā)展面臨以下問題： 1．如何能設計出更加環(huán)保經濟的變速器。 2．如何能設計出既操縱方便快捷且還能滿足駕駛員樂趣的手動變速器。 3．如何克服難關，設計出具有結構簡單、高效傳動、車速平穩(wěn)以及駕駛舒適的變速器[2]。 總而言之, 變速器是各類汽車的主要裝置之一，隨著汽車技術的不斷發(fā)展和大量的市場需要，變速器行業(yè)將會在發(fā)展過程中取得巨大的成就。針對著變速器行業(yè)市場的需求，向著操作簡單、舒適方便、高效率、低油耗且節(jié)能環(huán)保等方向發(fā)展，以達到汽車愛好者的要求及變速器市場的需求[1]。 1 變速器的總體方案設計 汽車傳動系是汽車的核心組成部分，其任務是調節(jié)、變換發(fā)動機的性能，將動力有效而經濟地傳至驅動車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動系任務的重要部件。變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能是轎車變速器的設計趨勢[3]。 1.1變速器設計的基本要求 變速器設計的基本要求為： 1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。 3）設置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置。 5）換擋迅速、省力、方便。 6）變速器應有高的工作效率。 7) 變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。 1.1變速器傳動機構的布置方案 1.1.1 固定軸式變速器 機械式變速器的傳動機構布置方案分為兩種：兩軸式變速器和（三軸式）中間軸式變速器。 中間軸式變速器，如圖1.1所示，主要應用在發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。并且直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其缺點是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降[4]。 圖1.1 中間軸式變速器 而兩軸式變速器，如圖1.2所示，多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。它具有軸和軸承數(shù)少，結構簡單、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因為只經一對齒輪傳動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設置直接檔，工作噪聲增大且易損壞。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；各個檔的同步器大都裝在第二軸上，因為一檔的主動齒輪尺寸較小，比較難安裝同步器； 圖1.2 兩軸式變速器 1—軸一；2—軸二；3—同步器 綜上所述，由于此次設計的2.54L輕卡變速器的驅動形式屬于發(fā)動機前置，后輪驅動，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲小，設計車速高，故選用三軸式變速器。選擇五檔變速器，并且五檔為超速檔。 圖1.3為中間軸式五擋變速器傳動方案 。圖1.3a所示方案，除一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖1.3b、所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動。 圖1.3 中間軸式五擋變速器傳動方案 圖1.3c、d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖1.3d所示的方案中倒擋和超速擋安裝在副箱體里，可提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作的噪聲。 一般采有常嚙合齒輪傳動的擋位，換擋方式可以用同步器或者嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 1.2.2倒擋布置方案 常見的倒檔結構方案有以下幾種： 圖1.4a為常見的倒擋布置方案。在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(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1.4b所示方案的長處是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，從而縮短了中間軸的長度。但是換擋時有兩對齒輪一起進入嚙合，使換擋變得困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 圖1.4c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。 圖1.4d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經常在貨車變速器中使用。 圖1.4e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。 圖1.4f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，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.4g所示方案。其缺點為倒擋時候須各用一根變速器撥叉軸，導致變速器上蓋中的操縱機構變得相對復雜。 綜合考慮，本次設計采用圖1.4f所示方案的倒檔換檔方式[5]。 圖1.4 倒擋布置方案 1.2.3 傳動方案的最終設計 通過對變速器型式和傳動機構方案的分析與選擇，確定的傳動方案如圖2.5所示。各檔的同步器裝在輸出軸上，方便布置，倒擋齒輪副采用常嚙合齒輪，使換擋更為輕便。 圖1.5 傳動方案 其傳動路線為： 1檔：一軸→1→2→中間軸→10→9→9、11間同步器→二軸→輸出 2檔：一軸→1→2→中間軸→8→7→5、7間同步器→二軸→輸出 3檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、7間同步器→二軸→輸出 4檔：為直接檔，即一軸→1→1、3間同步器→二軸→輸出 5檔：一軸→1→2→中間軸→4→3→1、3間同步器→二軸→輸出 倒檔：一軸→1→2→中間軸→12→13→11→9、11間同步器→二軸→輸出[6] 1.3變速器零、部件結構方案分析 變速器的設計方案必需滿足以下要求：使用性能、制造條件、維護方便。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒以下因素：輪形式、換檔機構形式、軸承型式。 1.3.1 齒輪形式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。 有級變速器結構發(fā)展的趨勢是增加常嚙合齒輪副的數(shù)目，因此可采用斜齒輪，相比直齒圓柱齒輪，斜齒圓柱齒輪的優(yōu)點是使用壽命長，工作時噪聲較??；缺點是制造時復雜，工作時產生軸向力。變速器中的常嚙合齒輪都采用斜齒圓柱齒輪，這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并致使變速器的轉動慣量變大。因此，在本設計中除一檔外，均采用斜齒輪傳動。 1.3.2 換擋機構形式 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。 采用同步器換檔的方法可以使齒輪在換檔時不受沖擊，充分發(fā)揮齒輪強度，同時，操縱輕便，縮短換檔時間，此外，該種型式還方便實現(xiàn)操縱自動化。缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸增加，銅質同步環(huán)的壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 本設計所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。它可以從結構上保證接合套與待嚙合齒圈在達到同步之前不可能接觸，避免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。 1.3.3 變速器軸承 變速器軸承常采用球軸承、圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承、滾針軸承、滑動軸套等。 第一軸常嚙合齒輪的內腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。 變速器中采用圓錐滾子軸承的優(yōu)點是直徑較小、寬度較寬、可受高負荷，缺點是需要調整預緊、磨損后軸而影響齒輪正確嚙合。 在本設計中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。 2變速器主要參數(shù)的選擇和計算 2.1 本設計的數(shù)據(jù)準備 本設計的相關數(shù)據(jù)見表2.1 表2.1 整車主要技術參數(shù) 參數(shù)名稱 數(shù)據(jù) 單位 整車總質量 2160 kg 總傳動比 4.7 最大馬力 90 PS 發(fā)動機功率 67 kW 最大功率轉速 3000 rpm 最大扭矩 220 N?m 最大扭矩轉速 1800-2100 rpm 輪胎規(guī)格 6.50—16LT 2.2擋數(shù)和傳動比范圍 2.2.1 擋數(shù) 增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動力性和經濟性。變速器的結構復雜和檔數(shù)成正比，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。 擋數(shù)選擇的要求： 1.相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。 2.高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。 目前，轎車一般用4～5個擋位變速器， 貨車變速器采用4～5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。 因此，本次設計的輕卡變速器為5檔變速器[6]。 2.2.2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.8。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 本設計初選最高檔傳動比為0.75。 2.3 主要參數(shù)的計算 2.3.1 最小傳動比的確定 發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為： (2.1) 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 已知：總傳動比=4.7；最高檔為超速檔，傳動比=0.75；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格6.50—16LT得到=364.25(mm)；發(fā)動機轉速==3000（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式： 2.3.2 最大傳動比的確定 按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。公式如下： （2.2） 式中： ——車輛總重量(N)； ——坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面，取0.015); ——發(fā)動機最大扭矩(N·m)； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——傳動效率； ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約） 由公式（3.2）得： （2.3） 已知：；；；；N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 同時，一擋傳動比還應滿足附著條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下： （2.4） 式中： ——驅動輪的地面法向反力；對于FF轎車，空載時前軸負荷為，即平 均前軸負荷為汽車總重的61%。 ——驅動輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或瀝青路面可取之間。 由公式（3.4）得： （2.5） 已知：；；；；；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 所以，一檔轉動比的選擇范圍是： 初選一檔傳動比為3.85。 2.3.3 檔位數(shù)的確定 超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設計取五檔傳動比ig5=0.75。 中間檔的傳動比理論上按公比為： 的等比數(shù)列，實際與理論略有差別，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，根據(jù)上式可得出：=1.51。 故有：、、（修正為1）。 滿足相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下，若鄰檔傳動比比值大，則擋數(shù)少，結構簡單；若鄰檔傳動比比值大于1.8，則換檔困難。 因此，各擋傳動比與一擋傳動比的關系為： 2.4 中心距A 對三軸式變速器，將變速器中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A。中心距越小，齒輪的接觸應力大，齒輪壽命短。從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。 初選中心距A時，可根據(jù)下述經驗公式： （2.6） 式中：— 變速器中心距（mm）； — 中心距系數(shù)，商用車：； — 發(fā)動機最大轉矩（），； — 變速器一擋傳動比，=3.85 ； — 變速器傳動效率，取96% ； 則， （8.6~9.6）=80.3~89.6mm 對兩軸式變速器,是將輸入軸與輸出軸之間的距離成為變速器中心距.中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 轎車變速器的中心距在65~80mm范圍內變化，貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內變化。原則上總質量小的汽車中心距小[7]。 故初取A=85mm. 2.5 外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。檔數(shù)、換檔機構形式以及齒輪形式都可影響變速器殼體軸向的尺寸。 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： mm 初選長度為240mm。 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 3變速器各擋齒輪的設計及計算 3.1 齒輪參數(shù)的選擇 3.1.1 模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。 轎車和輕型貨車取2~3.5，選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 所選模數(shù)值應符合國家標準GB/T1357—1987的規(guī)定，見表3.2。選用時，應優(yōu)先選用第一系列。 =2.80 高檔齒輪K=1 =3.35 一檔齒輪 表3.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù) 第一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 第二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 — 根據(jù)表3.2，一檔齒輪的模數(shù)定為3.5mm，二、三、四、五檔及倒擋的模數(shù)定為3.00mm，嚙合套和同步器的模數(shù)定為3.5mm。 3.1.2 壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。 嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。 本變速器為了加工方便，除需變位齒輪外，全部選用標準壓力角20°。 3.1.3 螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 貨車變速器斜齒螺旋角的選擇范圍：。本設計初選螺旋角全部為。 3.1.4 齒寬 齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來選定齒寬b： 直齒：，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0 斜齒：，取為6.0～8.5， 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為（2～4）m m。 初取直齒=8，斜齒=7。因一對齒輪嚙合時小齒輪應做到寬一些，既能保證實際嚙合齒寬，又是節(jié)省材料，降低重量的最佳選擇，故各齒輪齒寬應在后續(xù)設計中做進一步調整。 3.1.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 采用變位齒輪的原因： 1） 配湊中心距； 2） 提高齒輪的強度和使用壽命； 3） 降低齒輪的嚙合噪聲。 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嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： 1）對于高擋齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 2）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。 本設計應在后續(xù)設計中考慮是否存在對齒輪進行變位的需要[8]。 3.1.6 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對齒輪本身以及其工作有著很大的影響。而在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。所以本設計的齒頂高系數(shù)取1.00。 3.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。同時，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖2.5確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。 3.2.1一檔齒數(shù)及傳動比的確定 一檔傳動比為： （3.1） （3.2） 已知：A=85mm; ; , 將數(shù)據(jù)帶人（3.1），（3.2）兩式，齒數(shù)取整，選擇齒輪的齒數(shù)時應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)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取=49。當轎車三軸式的變速器時，則輕型貨車可在15～17之間選取，此處取=16，則可得出=33。 上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（3.2）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里修正為49，則根據(jù)式（3.2）反推出A=85.75mm。 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3.1）求出常嚙合齒輪的傳動比 （3.3） 由已知數(shù)據(jù)可得： 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 （3.4） 由此可得： （3.5） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。 聯(lián)立方程式可得：=19、=34。 則根據(jù)式（4.1）可計算出一檔實際傳動比為 3.2.3 二檔齒數(shù)及傳動比的確定 二檔傳動比 （3.6） 而故有：，對于斜齒輪： （3.7） 故有： 聯(lián)立方程式得：。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。 3.2.4 倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比的確定 倒擋軸上的倒擋齒輪的齒數(shù)，一般在21～23之間，初選=23， （3.8） 為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙， （3.9） (3.10) (3.11) 已知：，，，把數(shù)據(jù)代入式（3.8），（3.9），(3.10，(3.11)，齒數(shù)取整，解得：， 則倒檔傳動比為： 中間軸與倒檔軸之間的距離： mm 取=65mm。 輸出軸與倒檔軸之間的距離： mm 取 mm。 3.3變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整 3.3.1 一擋齒輪的變位 由一擋齒輪齒數(shù)的計算結果，，小于不產生根切的最小齒數(shù)17，因此，為了避免產生根切，提高輪齒的抗彎強度，提高傳動重合度，應對一擋齒輪進行變位。 對一擋齒輪進行角度變位： 嚙合角： = (3.12) 即 計算變位系數(shù)和： （3.13） 由漸開線函數(shù)得： 則， ，， 圖3.1 變位系數(shù)分配曲線圖 由圖3.1，根據(jù)變位系數(shù)分配曲線圖對齒輪齒數(shù)進行合理分配，以保證齒輪不發(fā)生根切，并使齒輪彎曲疲勞強度得到提高。 中心距變動系數(shù) （3.14） 齒頂高降低系數(shù) （3.15） 3.3.2 倒擋齒輪的變位 由倒擋齒輪齒數(shù)的計算結果，，同樣，對倒擋齒輪進行變位。 對倒擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角： （3.16） 已知： ，則。 端面嚙合角： (3.17) 即 外嚙合圓柱齒輪傳動變位系數(shù)的選擇中，斜齒輪的變位系數(shù)可按直齒輪的選擇方法選擇，但要用當量齒數(shù)代替z，求得的是法向變位系數(shù)x。 已知倒擋軸和中間軸的中心距，倒擋軸和第二軸的中心距， 計算變位系數(shù)和 （3.18） （3.19） 已知：，，，，， . 則 同樣，由圖3.1，根據(jù)變位系數(shù)分配曲線圖對齒輪齒數(shù)進行合理分配，以保證齒輪不發(fā)生根切，并使齒輪彎曲疲勞強度得到提高。 中心距變動系數(shù) （3.20） （3.21） 齒頂高降低系數(shù) （3.22） （3.23） 齒輪13既要與齒輪11嚙合，又要與齒輪12嚙合，所以齒輪齒輪13的齒頂高降低系數(shù)應取，中較大者，以保證所需的頂隙。 3.3.3 齒輪螺旋角的調整 斜齒輪可以通過改變螺旋角湊中心距，以達到標準中心距要求。 二擋齒輪螺旋角修正： 即。 三擋齒輪螺旋角修正： 即。 五擋齒輪螺旋角修正： 即。 3.4 總結各擋齒輪參數(shù) 根據(jù)以上計算所得數(shù)據(jù)，各擋齒輪參數(shù)總結如下表3.3。 表3.3 各擋齒輪參數(shù) 常嚙齒輪 五擋齒輪 三擋齒輪 二擋齒輪 一擋齒輪 倒擋齒輪 齒號 齒數(shù) 19 34 16 37 27 26 31 22 33 16 36 17 23 分度圓直徑 62 110 52 120 88 84.5 100.5 71.5 115.5 56 116.5 55 74.5 齒頂高 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 2.45 4.8 3.9 3.6 2.7 齒根高 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 5.45 3.1 2.85 3.15 4.05 全齒高 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 7.9 7.9 6.75 6.75 6.75 齒頂圓直徑 68 116 58 126 96 90.5 106.5 77.5 120.4 65.6 124.3 72.2 80 齒根圓直徑 54.5 102.5 44.5 112.5 80.5 77 93 64 104.6 49.8 110.8 48.7 68.4 齒輪模數(shù) 3 3 3 3 3.5 3 螺旋角 傳動比 0.77 1.72 2.52 3.69 3.79 4 變速器齒輪的校核 4.1 齒輪材料的選擇原則 （1）滿足工作環(huán)境的要求。在不同的工作環(huán)境中，對齒輪傳動的要求也不同，所以對齒輪材料的要求也不同。 （2）配對齒輪也應該選擇合適的材料，這樣能提高齒輪的強度及使用壽命。 （3）加工齒輪時應考慮加工工藝和熱處理工藝。不同尺寸的齒輪加工工藝和熱處理工藝也不同。 本次設計的汽車變速器，其中的齒輪用低碳合金制造，其表面采用滲碳淬火熱處理。而齒輪一直在參與傳動考慮到其磨損較大，對強度要求較高，所以選用硬齒面齒輪組合且均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～63HRC，精度至少為7級[9]。 4.2 變速器齒輪彎曲強度校核 4.2.1 直齒輪彎曲應力 （4.1） 式中： —彎曲應力（MPa）； —圓周力（N），，其中為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑； —應力集中系數(shù)，可近似取1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b —齒寬（mm），，為齒寬系數(shù)； t —端面齒距（mm），, m為模數(shù)； y —齒形系數(shù)，如圖4.1所示。 圖4.1 齒形系數(shù) 因為齒輪節(jié)圓直徑，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)代入式（4.1）后得 （4.2） 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： 此時，直齒輪許用彎曲應力在。 一擋齒輪彎曲強度校核： 中間軸一擋齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.15，把以上數(shù)據(jù)代入(4.2)式，得： 第二軸一擋齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.124，把以上數(shù)據(jù)代入(4.2)式，得： 4.2.2 斜齒輪彎曲應力 (4.3) 式中： —— 圓周力（N），； —— 計算載荷（）； —— 節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）； —— 齒數(shù)； —— 斜齒輪螺旋角； —— 應力集中系數(shù)，=1.50； —— 齒面寬（mm），，為齒寬系數(shù)； 　 —— 法向齒距，； 　—— 齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖4.1中查得； —— 重合度影響系數(shù)，=2.0。 將上述有關參數(shù)代入式（4.3），整理后得到斜齒輪彎曲應力為 （4.4） 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對倒檔齒輪，許用應力在180~350MPa范圍內。 （1）倒擋齒輪彎曲強度校核 中間軸倒擋齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得： 倒檔軸倒擋齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.133，把以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得： 依據(jù)計算倒檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其估算結果如下： 常嚙合:、 二檔：、 三檔：、 五檔：、 因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計算結果均符合彎曲強度要求。 4.3 變速器齒輪接觸強度校核 4.3.1 輪齒接觸應力 （4.5） 式中： 　——輪齒接觸應力（MPa）； 　——齒面上的法向力（N），； 　——圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 　——節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角； 　——齒輪材料的彈性模量（MPa）； 　——齒輪接觸的實際寬度（mm）； ，——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪， 斜齒輪，； 、 ——主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表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 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 表4.1 變速器齒輪許用接觸應力 4.3.2 各擋齒輪接觸強度校核 （1）第一軸常嚙合齒輪接觸應力校核 將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（4.5）可得： 變速器常嚙合齒輪滿足設計要求。 （2）計算高檔——五檔從齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； ；mm； mm 同樣，將以上數(shù)據(jù)代入（4.5）可得： 變速器五檔從動齒輪滿足設計要求。 （3）一檔主動齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； ； mm； mm 同樣，將以上數(shù)據(jù)代入（4.5）可得： 變速器一檔主動齒輪滿足設計要求。 （4）倒檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；MPa； ；； mm；mm；mm。 同樣，將以上數(shù)據(jù)代入（5.5）可得： 綜上所述，所有齒輪的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度均合格。 5 變速器軸的設計與校核 5.1 軸的結構和尺寸設計 5.1.1軸的結構 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內徑確定。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖5.1所示： 圖5.1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。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。其結構如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖5.2 變速器中間軸 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矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。剛度不足會對齒輪的強度、耐磨性等均有不利影響[10]。 5.1.2軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗 第二軸和中間軸中間部分： （5.1） 第一軸花鍵部分直徑： （5.2） 式中：----發(fā)動機的最大扭矩， ----經驗系數(shù)， 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系。因此，軸的直徑d與軸的長