【畢業(yè)論文】汽車變速器設計【2014年汽車機械專業(yè)答辯資料】

編號 無錫 太湖學院 畢業(yè)設計（論文） 題目： 汽車變速器設計 信機 系 機 械 工 程 及 自 動 化 專業(yè) 學 號： 0923180 學生姓名： 李 超 指導教師： 黃敏 （ 職稱 ： 副教授 ） 2012 年 5 月 25 日 無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文） 誠 信 承 諾 書 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 汽車變速器設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內(nèi)容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用，表示致謝的內(nèi)容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。 班 級： 機械 94 學 號： 0923180 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 I 無錫太湖學院 信 機 系 機械工程及自動化 專業(yè) 畢 業(yè) 設 計論 文 任 務 書 一、題目及專題： 1、題目 汽車變速器設計 2、專題 二、課題來源及選題依據(jù) 現(xiàn)代汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機作為動力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動力和車速能在相當大的范圍內(nèi) 變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器。它的功用是：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；在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。隨著科技的高速發(fā)展，人們對汽車的要求越來越高，汽車的性能、使用壽命、能源消耗、振動噪聲等在很大程度上取決于變速器的性能的設計和研發(fā)。變速器技術(shù)的發(fā)展是衡量汽車技術(shù)水平的一項主要依據(jù)。 II 三、本設計 （論文或其他）應達到的要求： 了解汽車變速器的組成原理，設計發(fā)展動態(tài)和國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀； 完成汽車變速器的設計工作； 完成汽車變速器的裝配圖及其有關零件圖； 四、接受任務學生： 機械 94 班 姓名 李 超 五、開始及完成日期： 自 2012 年 11 月 12 日 至 2013 年 5 月 25 日 六、設計（論文）指導（或顧問）： 指導教師 簽名 簽名 簽名 教研室主任 學科組組長研究所所長 簽名 系主任 簽名 2012 年 11 月 12 日 III 全套圖紙， 扣扣 414951605 摘 要 現(xiàn)代汽車的動力裝置幾乎都是采用往復活塞式內(nèi)燃機，它具有體積小、質(zhì)量輕、工作可靠、使用方便等優(yōu)點，但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟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)動機扭矩的若干倍，又可以使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動機轉(zhuǎn)速的若干分之一。 傳動系有兩個功能：傳送發(fā)動機到驅(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)分析與設計計算也就顯非常重要了。 主要設計內(nèi)容有變速器的布置方案與設計，齒輪的強度計算與校核；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計，不僅滿足了現(xiàn)代汽車的 動力性，也提高了其經(jīng)濟性，滿足了市場現(xiàn)有的需求。 關鍵詞： 傳動系；變速器；主減速器；差速器 IV IV Abstract The Reciprocating Engine are almost used as the power plant of modern motor, which is advanced in the small volume, light weight, reliability and convenience. However, there is contradiction between the performance and the dynamic and economy of the vehicle. As to start and drive smoothly, the vehicle has to come over the resistance. The torque of the wheels could be increased as several times of the engine or be decreased one of a number of points of the engine speed by the transmission and the main reducer. The transmission has two function transmit the engine power to the wheels and change the torque. So the transmission is one of the most important parts of the vehicle. The Analysis and design of the transmission are also vital. The design is consisted of Layout and design of the programme of the transmission, the strength calculation and checking of the gear, the support programme of the final drive active bevel gear and driven bevel gear, the main parameters choosing and calculation of the main reducer and the Differential design. The assembly of the main reducer and the differential and the parts must be drawn with the software AUTOCAD. According to the transmission design of the mini vehicle, the dynamic ,economy and the market of the modern vehicle are satisfied. Key words: Power train； Transmission； Final drive； Differential V 目 錄 摘 要 . III Abstract . IV 目 錄 . V 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 本課題應達到的要求 . 2 2 變速器傳動機構(gòu)布置方案 . 3 2.1 傳動機構(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 輪齒強度校核 . 14 4.3.1 齒輪的接觸強度 . 14 4.3.2 齒輪的接觸強度 . 15 4.4 軸的強度校核 . 18 4.5 軸承的校核 . 22 4.5.1 輸入軸軸承校核 . 22 4.5.2 輸出軸軸承校核 . 23 VI 4.6 本章小結(jié) . 24 5 結(jié)論與 展望 . 25 致 謝 . 26 參考文獻 . 26 附 錄 . 28 汽車變速器設計 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)動機在最佳的工況范圍內(nèi)工作。此外，應保證汽車能倒退行駛和停車時使發(fā)動機和傳動系保持分離。需要時還應有動力輸出的功能。 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，汽車正逐漸進入家庭，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)濟性應給予重視。汽車的動力性、經(jīng)濟性能是車輛的重要性能，影響汽車的動力性、經(jīng)濟性能的因素很多，其中汽車的動力裝置參數(shù)（發(fā)動機的參數(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)燃機的使用），傳動革命（機械傳動的完善和液體傳動的使用）和控制革命（用傳感器、微機和電液閥進行信息處理）。 從先進國家來看，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，要解決的主要是機械太 “機械 ”，沒有靈性的問題，過去機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，操縱汽車這樣復雜的機械對于人來說體力和腦力負擔是很重要的，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、變速器、懸架、制動和轉(zhuǎn)向機構(gòu)等）進行自動控制并從各部分的單獨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)無錫太湖學院學士學位論文 2 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，在離合器操縱實現(xiàn)自動控制的基礎上，協(xié)調(diào)運用節(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控制、電動機驅(qū)動的操縱機構(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，有利于轎車早日進入普通家庭。 1.3 本課題應達到的要求 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)濟性指標； （ 2）設置空擋和倒檔，保證發(fā)動機與驅(qū)動輪能長期分離，使汽車能進行倒退行駛； （ 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選氣動或自動，半自動換檔來實現(xiàn)； （ 4）重量輕，體積小。影響這個指標的主要參數(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，應有直接檔。提高零件的制造和裝配質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有剩?滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的檔數(shù)、傳動比范圍和各檔傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 汽車變速器設計 3 2 變速器傳動機構(gòu)布置方案 2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 變速器由變速器傳動機構(gòu)和操縱機構(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。當發(fā)動機縱置時，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)動機前置、后輪驅(qū)動的布置形式?，F(xiàn)選用三軸式變速器（見圖 2.1）。 12345678910 圖 2.1 三軸式變速器 簡圖 無錫太湖學院學士學位論文 4 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，突出的缺點是換擋程序不合理； d 方案針對前者的缺點作了修改，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，其缺點是一擋和倒擋得各用撥叉軸，使 其 上蓋中的操縱機構(gòu) 變的更復雜 。后述五種方案可供五擋變速器的選擇 ， 本次設計采用圖 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、運轉(zhuǎn) 性能 平穩(wěn)、工作 時的 噪聲低等 等 優(yōu)點； 但是相對的 缺點是制造 的 時 候會變得 復雜，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?；瑒又饼X輪換擋的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、容易制造。缺點是換擋時齒面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，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，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用 7。 汽車變速器設計 5 （ 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，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行車安全性。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，但仍然得到廣泛應用。由于同步器的廣泛應用，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，都會導致自動脫擋。除 了在 工藝上采取 相應的 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，應用較多。將接合齒的齒側(cè)設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，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構(gòu)的布置方案和零、部件結(jié)構(gòu)方案進行了系統(tǒng)的分析，并給出了此次設計的具體方案，即設計兩軸式變速器，倒擋布置方案如圖 2-2（ b）所示，前進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，軸承選取深溝球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。 無錫太湖學院學士學位論文 6 3 變速器主要參數(shù)的選擇及設計計算 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，當擋數(shù)超過 6 擋以后，可在 6 擋以下的主變速器基礎上，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)濟性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機構(gòu)復雜，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。 本次設計的變速器采用 4 個前進擋位， 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： m a xm a xm a x0m a x )s i nc os( mgfmgr iiTrtg e （ 3.1） 由最大 爬坡度要求的變速器 檔傳動比為： temaxrg iTmgri0max （ 3.2） 式中 m 汽車總質(zhì)量； g 重力加速度； f 道路阻力系數(shù)； max道路最大阻力系數(shù)； max最大爬坡要求； r 驅(qū)動車輪的滾動半徑 ； 汽車變速器設計 7 maxeT發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； 0i主減速比； t汽車傳動系的傳動效率。 主減速比 i0的確定： ghaprivnrim a x0 )472.0377.0( （ 3.3） 式中 r 車輪的滾動半徑， m； pn發(fā)動機轉(zhuǎn)速， r/min； gni變速器最高檔傳動比； maxva最高車速， km/h。 本課題變速器gni=1，一般 汽 車的最大爬坡度約為 30%7，即max=16.7， f=0.02 由公式（ 3.3）得： 3.62425.0)472.0377.0( m a x0prghapr nrivnri 由公式（ 3.2）得： 306.07.16s in7.16c o s02.0m a x 48.59.03 0 0 04 2 5.01 0 43.623 0 6.08.93 5 0 00m a x tem a xrg iTm g ri 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： terg iT rGi 0max2 （ 3.4） 式中 2G 汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷； 道路的附著系數(shù)，計算時取 =0.5 0.6。 因為 汽車 后軸的軸荷分配范圍為 60% 68%，所以 G2=35009.868 =23324N 由公式（ 3.3）和公式（ 3.4）得： 31.71 1 9 3 4 0 3.626.02 3 3 2 40m a x2 terg iT rGi 綜合 a 和 b 條件得： 5.48gi7.31，取gi=（ 5.48+7.31） /26.40 變速器的 檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為1 1 n gng iiq （其中 n 為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列。 無錫太湖學院學士學位論文 8 因為 875.1140.631 1 ngng iiq ，所以 gi =q=1.875, gi = gi q=3.516。 實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，所選的中心距應能保證齒輪的強度。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)驗公式初選： 3maxA TKA （ 3.5） 式中 AK 中心距系數(shù) 。 對轎車取 8.9 9.3；對貨車取 8.6 9.6； 對多檔主變速器，取 9.5 11； maxT變速器處于 檔時的輸出轉(zhuǎn)矩， gge iTT m a xm a x （ 3.6） maxeT發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， Nm； gi變速器的 檔傳動比； g變速器的傳動效率，取 0.96。 由公式（ 3.6）得： gge iTT m a xm a x=1046.40.96=638.976Nm 由公式（ 3.5）得 : 686.8207.74976.638)6.96.8( 33m a x TKA A mm 初選中心距也可以由發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出： 3m axeAe TKA （ 3.7） 式中 AeK按發(fā)動機最大轉(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 : 7.9195.79104)5.190.17( 33m a x TKA eAe mm 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，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。應該指出，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合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模 數(shù)；減少乘用車汽車變速器設計 9 齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選得小些；對貨車，減少質(zhì)量不減少噪聲更重要，故齒輪應選用大些的模數(shù)；變速器低檔齒輪應選用大些的模數(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 3.29。 (2)所選模數(shù)值應符合國家標準 GB/T13571987 的規(guī)定。選用時，應優(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am在 1.8 14.0t 的貨車為 2.0 3.5mm；總質(zhì)量am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)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gi，且 8172 zz zzig （ 3.8） 為了確定 z7、 z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 z ： 直齒齒輪： mAz 2 （ 3.9） 先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給 z7、 z8。為 了使 z7/z8盡量大一些，應將 z8取得盡量小一些，這樣，在gi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分配到較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設置第二軸的前軸承。 z8 的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此z8 的選定應與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的 檔直齒輪的最小齒數(shù)為12 14，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)，以減小大、小齒輪無錫太湖學院學士學位論文 10 的齒數(shù)間有共約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。 由公式 （ 3.9）得： 14.575.3 1 0 022 mAz 取 z =60，考慮到上述條件以及選用了標準齒輪（齒數(shù)不要小于 17），故取 z8=17，得出7z=60-17=43 （ 2） 修正中心距 A 若計算所得的 z7、 z8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=（ 3.560） /2=105mm （ 3） 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 7812 zzizz g （ 3.10） 確定了 z7、 z8后由公式（ 3.9）和（ 3.10）聯(lián)立方程求解 z1、 z2 605.31 0 522)(53.243174.6217812mAzzzzizzg , 故 z1=17 ； z2=43 （ 4） 確定其他檔位的齒輪齒數(shù) 檔齒輪副： 6152 zz zzig （ 3.11） 由公式（ 3.9）和（ 3.11）聯(lián)立方程求解 z5、 z6。 因為 gi= giq=3.516 ，所以先試湊 z5、 z6。 試湊出 z5=33、 z6=27，此時gi=3.09。 檔齒輪副： 4132 zz zzig （ 3.12） 由公式（ 3.9）和（ 3.12）聯(lián)立方程求解 z5、 z6。 因為 gi=q=1.875 ，所以先試湊 z3、 z4。 汽車變速器設計 11 605.310522174343434132mAzzzzzzzzig 試湊出 z3=24、 z4=36，此時gi=1.69。 （ 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： 2/)(108 zzmA （ 3.13） 初選 z10=22,由公式（ 3.13）得 : 25.682/)2217(5.32/)(108 zzmAmm 為了避免干涉，齒輪 8 與齒輪 9 的齒頂圓之間應有不小于 0.5mm 的間隙，則 : 5.02/2/ 98 Add aa （ 3.14） 由公式（ 3.14）得 : 69125.35.31725.68212 89 aa dAd mm mmhdaa 625.32692d 99 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： 2/)( 97 zzmA （ 3.15） 由公式（ 3.15）得 : 1052/17435.32/)( 97 ）（zzmA mm 171717 432243981 7102 zzz zzzi g 倒檔8.28 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 齒輪的設計計算 常嚙合齒輪副： 171 Z 5.59175.3d mz 5.662.325.592 aa hdd 75.5025.15.325.592d hd 431 Z 5.150435.3d mz 5.1 5 75.325.1 5 02 aa hdd 75.1 4 125.15.325.1 5 02 hdd 檔齒輪副： 178 Z 5.59175.3d mz 無錫太湖學院學士學位論文 12 5.662.325.592 aa hdd 75.5025.15.325.592d hd 437 Z 5.150435.3d mz 5.1 5 75.325.1 5 02 aa hdd 75.1 4 125.15.325.1 5 02 hdd 檔齒輪副： 276 Z 5.94275.3 mzd 5.1015.325.942d aa hd 75.8525.15.325.942 hdd 335 Z 5.115335.3 mzd 5.1 2 25.325.1 1 52d aa hd 75.1 0 625.15.325.1 1 52 hdd 檔齒輪副： 364 Z 126365.3 mzd 1 3 35.321 2 62d aa hd 25.11725.15.321262 hdd 243 Z 84245.3 mzd 915.32842d aa hd 25.7525.15.32842 hdd 倒檔齒輪： 2210 Z 77225.3 mzd 845.32772 aa hdd 25.6825.15.32772 hdd 179 Z 5.59175.3 mzd 5.665.325.592 aa hdd 75.5025.15.325.592 hdd 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)，進行各擋齒輪的分配。 汽車變速器設計 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；輪齒在重復載荷的作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，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，這時存在與齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點， 稱之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，并可能導致輪齒折斷。 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度、彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱 處理時也應考慮到其機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，以無錫太湖學院學士學位論文 14 提高表面硬度，細化材料晶面粒。為消除內(nèi)應力還要進行回火。 變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦范圍如下： nm3.5，滲碳深度 0.8 1.2mm； 3.5nm 5，滲碳深度 0.9 1.3mm； nm5，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 HRC3348。 某些輕型以下的載貨汽車和轎車等變速器的小模數(shù)（nm3.0 3.75）齒輪采用了 40Cr或 35Cr 鋼并進行表面氰化處理。這種中碳鉻鋼具有滿意的鍛造性能及良好的強度指標，氰化鋼熱處理后變形小也是其優(yōu)點。但由于氰化層 較薄且鋼的含碳量又高，故接觸強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，不應小于 0.2 mm，表面硬度為 HRC48 5313。 4.3 輪齒強度 校核 4.3.1 齒輪的接觸強度 直齒齒輪彎曲應力w： yzKmKKTcfjw32 （ 4.1） 式中 jT計算載荷， Nmm； K應力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65； fK摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 1.1，被動齒輪取 0.9； m 齒輪模數(shù)； z 齒輪齒數(shù)； cK齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4 7.0； y 齒形系數(shù)，齒高系數(shù) f 相同、節(jié)點處壓力角不同時： 205.14 79.0 yy ，205.17 89.0 yy ，205.22 1.1 yy ，2025 23.1 yy ；壓力角相同、齒高系數(shù)為 0.8 時，18.0 14.1 ff yy； w輪齒彎曲應力，當maxej TT 時，直齒齒輪的許用應力 850400 w MPa。 因為該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當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 彎曲強度。 檔齒輪副：主動齒輪 z8=17,從動齒輪 z7=43 汽車變速器設計 15 檔主動齒輪的計算載荷 mNiTTej 06.263174310412m a x 由公式（ 4.1）得 : 主動齒輪 z8的彎曲強度 ： M P ayzKm KKTcfjw 2.7907.49612.0)74.4(175.314.3 10001.165.106.2632233 檔從動齒輪的計算載荷 m6.6 6 540.61 0 4m a x NiTT gej 從動齒輪 z7的彎曲強度： M P ayzKm KKTcfjw 75.64653.40612.0)74.4(435.314.3 10009.065.16.6652233 倒檔齒輪副 :因為倒檔齒輪相當于一個惰輪 ,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 m43.340)1722()1743(10481012m a xj NiiTT e 通過惰輪前， Z10=22 的彎曲強度由公式得 : M P ayzKm KKTcfjw 54.64640.40612.0)74.4(225.314.3 10009.065.143.3402233 通過惰輪后主動輪是 Z9=17，從動輪是 Z7=43。 Z9的計算載荷 m43.340)1722()1743(10481012m a xj NiiTT e M P ayzKmKKTcfjw 63.102279.64212.0)74.4(175.314.310001.165.143.3402233 Z7的計算載荷 m12.86128.8104m a xe NiTT J 倒檔 M P ayzKm KKTcfjw 73.83694.52512.0)74.4(435.314.310009.065.112.8612233 以上的齒輪副都滿足彎曲強度的要求。 4.3.2 齒輪的接觸強度 齒輪的接觸應力按下式計算： )11(418.021 bFEj （ 4.2） 式中 F法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力， N； 無錫太湖學院學士學位論文 16 coscos tFF （ 4.3） Ft端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力， N； dTF jt2 （ 4.4） jT計算載荷， mmN ； d節(jié)圓直徑， mm ； 節(jié)點處壓力角； 螺旋角； E齒輪材料的彈性模量，鋼取 2.1105MPa； b齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為cosb代替， mm ； 21, 主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑， mm；直齒齒輪： sin11 r ， sin22 r ；斜齒齒輪： 211 c os/sinr ， 222 c os/s inr ； r1， r2分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑， mm。 當計算載荷為max5.0 ej TT 許用接觸應力見表 4-1。 常嚙合齒輪副：當計算載荷為 m521 0 45.05.0m a x NTT ej, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 9.1 7 4 75.317 1 0 0 05222 NFF t 01.1 8 6 020co s 9.1 7 4 7co sco s mmr 2.102/)20s in5.317(s in11 mmr 7.252/)20s in5.343(s in22 由公式（ 4.2）得 : MPabFEj 40.764)7.25 12.10 1(16 101.201.1860418.0)11(418.0 521 檔 : 計算載荷為 mNTTej 8.3 3 240.61 0 45.0i5.0 m a x, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 6.4 4 2 25.343 1 0 0 08.3 3 222 NFFt 4.4 7 0 620c o s 6.4 4 2 2c o sc o s mmr 2.102/)20s in5.317(s in11 汽車變速器設計 17 mm7.252/)20s in5.343(s in22 r 由公式（ 4.2）得 : M P abFEj 4.1061)7.25 12.10 1(21 101.24.4706418.0)11(418.0 521 檔：計算載荷為 m68.1 6 009.31 0 45.0i5.0m a x NTT ej, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 34.2 7 8 25.333 1 0 0 068.16022 NFFt 94.2 9 5 920c o s 34.2 7 8 2c o sc o s mmr 16.162/)20s in5.327(s in11 mm75.192/)20s in5.333(s in22 r 由公式（ 4.2）得 : M P abFEj 69.803)75.19 116.16 1(19 101.294.2959418.0)11(418.0 521 檔：計算載荷為 mNiTTj 88.8769.11045.05.0 m a xe 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 38.2 0 9 25.3241 0 0 088.8722 NFFt 94.2 2 2 520c o s 38.2 0 9 2c o sc o s mm55.212/)20s in5.336(s in11 r mm36.142/)20s i n5.324(s i n22 r 由公式（ 4.2）得 : MPabFEj 78.671)36.14 155.21 1(21 101.294.2225418.0)11(418.0 521 倒檔 :計算載荷為 mNiTTej 5305.0 12m a x, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 18.4 4 2 15.3171 0 0 053.1 3 122 NFFt 88.4 7 0 420c o s 18.4 4 2 1c o sc o s 無錫太湖學院學士學位論文 18 mm2.102/)20s in5.317(s in11 r mm17.132/)20s i n5.322(s i n22 r 由公式（ 4.2）得 : MPabFEj 74.1195)17.13 12.10 1(21 101.288.4704418.0)11(418.0 521 計算載荷為 m56.4 3 028.81 0 45.0i5.0m a x NTT ej 倒檔, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 73.5 7 2 15.3431 0 0 056.4 3 022 NFF t 89.6 0 8 820c o s 73.5 7 2 1c o sc o s mmr 17.102/)20s in5.317(s in11 mm7.252/)20s in5.343(s in22 r 由公式（ 4.2）得 : M P abFEj 88.1206)7.25 117.10 1(21 101.289.6088418.0)11(418.0 521 以上檔位的齒輪副都滿足接觸強度的要求（見表 4-1）。 表 4-1 變速器齒輪的許用接觸應力 齒 輪 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 1900 2000 aj MP 950 1000 aj MP 常嚙合及高檔 1300 1400 aj MP 650 700 aj MP 4.4 軸的 強度校核 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。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響 14。因此，在設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關剛度和強度方面的驗算。 軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調(diào)，變速器軸的最大直徑d 與支承間的距離 l 可按下列關系式初選： 對第一軸及中間軸： 18.016.0ld 對第二軸： 21.018.0ld （ 4.5） 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： mm6325.4710560.045.0)60.045.0( ）（Ad 由公式（ 4.5）得： 汽車變速器設計 19 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)動機最大轉(zhuǎn)矩 Temax （ Nm）按下式初選： 3 m a x)6.44( eTd （ 4.6） 由公式（ 4.6）得： mmTd e 62.218.18104)6.44()6.44( 33 m a x 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、彈性檔圈等標準以及軸 的剛度與強度驗算結(jié)果進行修正。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反力，必須先求第二軸的支點反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個檔位都進行驗算 15。驗算時，將軸看作鉸接支承的梁，作用在第 一軸上的轉(zhuǎn)矩應取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： diTFdiTFdiTFeaeret/t a n2)c o s/(t a n2/2m a xm a xm a x （ 4.7） 式中 i至計算齒輪的傳動比； d計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm ； 節(jié)點處壓力角； 螺旋角； maxeT發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， mmN 。 在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應力 （ MPa）為： 32 3 dMWM （ 4.8） 222jsc TMMM （ 4.9） 式中 W 彎曲截面系數(shù)， 5mm ； D軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑， mm； cM在計算斷面處軸的垂向彎矩， Nmm； sM 在計算斷面處軸的水平彎矩， Nmm； 許用應力，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，因距離支承點近、負荷又小，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： 無錫太湖學院學士學位論文 20 E ILababFE ILbaFfE ILbaFfrtSrc3)(332222 （ 4.10） 式中 E彈性模量， MPa， MpaE 5101.2 ； I慣性矩，對實心軸 644dI ， 4mm ； d軸的直徑， mm ，花鍵處按平均直徑來計算； a,b齒輪上的作用力矩支座 A、 B 的距離， mm ； L支座間的距離， mm 。 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。軸的合成撓度應小于 0.20mm。 4.4.1 校核第二軸的強度與剛度 檔：此時第二軸受到齒輪 Z7的作用力 由公式（ 4.5）得： NdiTFNdiTFer et 27.3184435.3/20t a n40.6101042/t a n218.8845435.3/40.6101042/23m a x3m a x）（）（ 由公式（ 4.9）得： m6.6 6 540.61 0 4i 1e m a x1 NTT 232524222 106.665104.2105.8 ）（）（）（ jsc TMMM mmN 51012.7 由公式（ 4.7）得 : M P ad MWM 57.2 4 33114.3 1012.73232 3 53 剛度校核：花鍵軸的計算直徑取其花鍵內(nèi)徑的 1.1 倍 ,dh=1.131=34.1mm， 444 7.66338644.3114.364 mmdI n 由公式（ 4.10）得： 汽車變速器設計 21 r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc455222252222106.219374.66338101.23129323219327.31843)(029.019374.66338101.23323219318.8845301.019374.66338101.23323219327.31843）（）（）（ 軸的合成撓度 mm03.0029.001.0 2222 sc fff 。以上數(shù)據(jù)滿足要求。 4.4.2 校核中間軸在強度與剛度 檔：此時中間軸受到齒輪 Z8的作用力，因為一對嚙合齒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； Fr =3184.27N 由公式（ 4-10）得： mNiTT e 263174310412m a x1 mmNTMMM jsc 5232524222 1066.310263104.21058.8 ）（）（）（ 由公式（ 4-9）得 : M P ad MWM 72.2 3 82514.3 1066.33232 3 53 剛度校核： 444 04.1 9 1 6 5642514.364 mmdI 由公式（ 4-11）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc455222252222108.920304.1 9 1 6 5101.23139)32203(3227.31843)(11.020304.1 9 1 6 5101.23)32203(3218.88453039.020304.1 9 1 6 5101.23)32203(3227.31843 軸的合成撓度 mm12.011.0039.0 2222 sc fff 。 4.4.3 校核倒檔軸的強度與剛度 當 Z7和 Z9嚙合時： NdiTFNdiTFeret33m a x43m a x101.4435.3/20t an28.8101042/t an21014.1435.3/28.8101042/2）（）（倒檔倒檔 由公式（ 4-10）得： mNiTT 43.340)1722()1743(104m a xe1 m1043.41043.3401066.2106.9 5232524222 NTMMM jsc ）（）（）（ 由公式（ 4.8）得 : 無錫太湖學院學士學位論文 22 M P ad MWM 94.2 8 82514.3 1043.43232 3 53 剛度校核： 444 04.1 9 1 6 5642514.364 mmdI 公式（ 4.9）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc4552242252222104.210204.1 9 1 6 5101.2330666610241003)(05.010204.1 9 1 6 5101.2366661021014.13019.010204.1 9 1 6 5101.23666610241003）（）（）（ 軸的合成撓度 mm053.005.0019.0 2222 sc fff 長的軸應進行扭轉(zhuǎn)剛度的驗算，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： pGJTL3.57 （ 4.11） 式中 T轉(zhuǎn)矩， Nmm； L軸長， mm； pJ軸橫截面的極慣性矩， 4mm ：對實心軸324dJp ； 對空心軸 )(132 44 dddJ ip ； G軸材料的剪切彈性模量，對于鋼材 G=8104MPa。 對第一軸進行扭轉(zhuǎn)剛度的驗算 : 已知 L=170mm， T=104Nmm， 52.1 0 2 8 9 132 3214.33244 dJp 。 由公式（ 4.11）得 : 12.052.102 891108 170101043.573.5743 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， N20213。 1n =3500r/min,軸承的orC=4450N， rC =7220N；orC=5500N， rC =10000N；orC=3500N， rC =7500N11。預汽車變速器設計 23 期壽命 /hL = 7.41666.0 m a x aam vSv Sh （ 2） 計算軸承當量動載荷 P ora CF1=1711.12/4450=0.385，ora CF1在 0.352 0.469 之間。 426.0352.0469.0 352.0385.042.044.042.0 e 4 2 6.09 5 1.01 7 9 9 . 1 81 7 1 1 . 1 211 eFF ra 則 X=0.56,Y 在 1.00 1.04。 03.1352.0469.0 352.0385.004.1104.1 Y pf為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，pf（ 1.2 1.8）取pf=1.2。 11 arp YFXFfP =1.2（ 0.561799.18+1.031711.12） =3262.39N （ 3） 計算軸承的基本額定壽命hL PCnLh 166010 , 為壽命系數(shù)，對球軸承 =3；對滾 子軸承 =10/3 361639.32627220350060106010 PCnL h=51h /hL =4166.71%=41.67h 合格 圓柱滾子軸承1rp FfP =1.21799.18=2159.02N 31061602.2 1 5 91 0 0 0 03 5 0 060106010 PCnL h=788.75h /hL =4166.71%=41.67h 31061602.2 1 5 97 5 0 03 5 0 060106010 PCnL h=302.33 h /hL =4166.71%=41.67h 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7.9 7 643 123 5 0 02112 z znnr/min,軸承的oC=20800N， rC =31500N；oC=34800N， rC =37200 N。預期壽命 /hL =4166.7h。 （ 2） 計算軸承當量動載荷 P ora CF 2=1694.01/20800=0.081，ora CF 2在 0.070 0.094