畢業(yè)論文解放CA型變速器設計

1、合肥工業(yè)大學畢業(yè)設計課題名稱 解放CA1091型變速器設計 姓 名 專 業(yè) 汽車制造 班 級 指導老師 2014年 3 月目 錄摘要2ABSTRACT31緒論41.1 前言41.2 汽車變速器的功用和要求41.3畢業(yè)設計有關任務及要求41.4 設計工作量52變速器的方案論證52.1變速器類型選擇及傳動方案設計52.2 變速器傳動機構的分析62.3 變速器操縱機構方案分析82.4具體零部件方案確定92.5 變速器的操縱機構103變速器設計計算103.1變速器主要參數(shù)的選擇103.2變速器的拆裝354結論36致謝37參考文獻38附錄39摘 要回顧變速器技術的發(fā)展可以清楚地知道, 變速器作為汽車傳動

2、系統(tǒng)的總要組成部分, 其技術的發(fā)展,是衡量汽車技術水平的一項總要依據(jù)。世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術等是科學技術發(fā)展的重要領域, 這些領域的科技進步推動了變速器技術的發(fā)展如果說發(fā)動機是汽車的心臟，那么變速器就是汽車的靈魂。本次設計題目是解放CA1091型汽車變速器六檔機械式變速器設計，根據(jù)給定參數(shù)進行結構方案分析，要求完成變速器的動力匹配、機械設計、強度計算、結構設計與設計圖紙繪制。序言部分是本次設計的任務及具體要求的詳細介紹。設計部分是本說明書的重點，它主要包括結構分析、方案論證、計算和校核。結構分析是對所選結構中各主要零部件進行設計計算，其中包括機械式變速器中

3、心矩、齒輪參數(shù)、傳動比的設計計算，還有輸入軸中間軸和輸出軸的設計。校核計算則是對經(jīng)設計計算的主要零部件進行校核。它在各零部件設計計算之后直接給出。關鍵詞：變速器 分析 計算 校核AbstractRecalling the development of transmission technology can be clearly aware that the total transmission as a motor drive system are integral parts of its technology, is a measure of the level of automotive

4、 technology to be a general basis. Century, energy and environment, advanced manufacturing technology, new materials technology, information and control technology is an important field of science and technology development, scientific and technological progress in these areas contributed to the dev

5、elopment of transmission technology is the vehicle if the heart of the engine, then the transmission is the car Soul. This designing issue is 1120 six-speed transmission. According to the given structural parameters, We are required to complete the analysis of power matching, mechanical design, stre

6、ngth calculation, structural design, program analysis and design drawings. Preamble is the introduction for this task and the specific requirements in detail. Design part is the focus of this thesis, which includes structural analysis, program demonstration, calculation and verification. Structural

7、analysis of the selected structure signify the calculation of major components, including the central moments of mechanical transmission, gear parameters, designing and calculation of transmission ratio as well as the input shaft ,intermediate shaft and output shaft. Checking calculation is made aft

8、er the designing and calculation of the main components and conclusion is given after the designing is done. key words： transmission analysis calculation checking1緒論1.1 前言變速器用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。變速器在汽車中起著重要的作用，它能使汽車以非常低且穩(wěn)定的車速行駛，而這種低的車速只靠內燃機的最低穩(wěn)定轉速是難以達到的。隨

9、著汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出更經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題，也是我們作為汽車工程本科畢業(yè)生，必須肩負的重任。在面臨著前所未有的機遇的同時，我們要努力為我們的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。經(jīng)過四年的刻苦學習，我掌握了四十多門基礎知識和專業(yè)知識，閱讀了大量的專業(yè)書籍，為從事汽車行業(yè)的工作打下了堅實的基礎。在大學畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委的要求，進行了這次設計。畢業(yè)設計是對我們在大學期間所學知識的一次檢閱，充分體現(xiàn)了一個設計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。畢業(yè)設計總體質量的好壞也直接體現(xiàn)了畢業(yè)生的獨立創(chuàng)造設計能力。

10、由于畢業(yè)設計具有特殊的重要意義，在兩個多月的畢業(yè)設計時間里我們到單位實習，并閱讀了大量的汽車資料，虛心向老師請教，且在老師的指導下，將老師傳授的設計方法運用到自己的設計中，使本次畢業(yè)設計得以順利完成。1.2 汽車變速器的功用和要求變速器的功用：1改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，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；2在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；3利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。因此變速器通常還設有倒檔，在不改變發(fā)動機旋轉方向的情況下汽車能倒退行駛；設有空擋，在滑行或停車時

11、發(fā)動機和傳動系能保持分離。變速器還應能進行動力輸出。為保證變速器具有良好的工作性能，設計變速器必須滿足以下的使用條件和基本要求：1應該合理地選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性；2工作可靠，在使用過程中不應該有自動跳檔、脫檔和換檔沖擊現(xiàn)象發(fā)生；此外，還不允許出現(xiàn)誤掛倒檔的現(xiàn)象；3操縱輕便，以減輕駕駛員的勞動強度；4傳動效力高、噪音小。為了減少齒輪的嚙合損失，應設有直接檔。此外合理地齒輪形式以及結構參數(shù)，提高其制造和安裝精度，都是提高效率和減小噪聲的有效措施。 5結構緊湊，盡量做到質量輕、體積小、制造成本底。6制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；7貫徹零件標準化、部件通

12、用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定；8需要時應設置動力輸出裝置。1.3畢業(yè)設計有關任務及要求尺寸參數(shù)：外形尺寸(mm)7175×2470×2795車箱內部尺寸(mm)4800×2294×550軸距(mm)3950輪距(mm)19001800接近角/離去角(度)25/18最小離地間隙(mm)250發(fā)動機參數(shù)：最大功率(kW)118 最大扭矩(N.m)550缸徑/沖程(mm)102 /120排量(ml)5883性能參數(shù)及其它參數(shù)：最高車速(km/h)90最大爬坡度(%)30制動距離(m)8最小轉彎直徑(m)16百公里油耗(L/100km)19軸數(shù)2

13、鋼板彈簧片數(shù)(前/后)8/10+7輪胎規(guī)格9.00-20 16PR變速器：變速箱描述： 倒檔5.045 一擋5.606 二檔3.627 三檔2.313四檔1.487 五檔1.000六檔0.789七檔1.4 設計工作量1、集資料、進行方案論證、結構分析，確定合理的結構方案。2、選擇正確的參數(shù)，對變速器的強度及剛度進行校核計算。3、繪制變速器總裝圖1張（0號圖）、二軸圖0.5張（1號圖）、中間軸圖0.5張（1號圖）、齒輪零件圖折合1張（0號圖）?？倛D量為2.5張0號圖。4、設計中的計算要求編程，上機計算，打印程序、結果。5、英譯中大于5000字符（折合中文約大于3000字）。 6、設計說明書應包括

14、：目錄、中、英文摘要、設計說明、方案論證、計算過程、結論、畢業(yè)設計完成情況的自我評價及其它說明。要求大于1.2萬字。2變速器的方案論證2.1變速器類型選擇及傳動方案設計變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級變速器根據(jù)前進檔檔數(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（行星齒輪）式和綜合式的。其中，固定式變速器應用較廣泛，又可分為兩軸式，三軸式和多軸式變速器。現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。對發(fā)動機前置前輪驅動的轎車，如變速器傳動比小，則常采用兩軸式變速器。以下是兩軸式和三軸式變速器的傳動方案。要采用哪一種方案，除

15、了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面：結構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。變速器的徑向尺寸兩軸式變速器的前進檔均為一對齒輪副，而三軸式變速器則有兩對齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，三軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。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，小齒輪工作壽命比大齒輪要短。三軸式變速器的各前進檔均為常嚙合齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命比較接近。在直接檔時，齒輪只是空轉，不影

16、響齒輪壽命。變速器的傳動效率兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動比，但是仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而三軸式變速器，可以將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而傳動效率高，磨損小，噪聲也較小。 轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，這樣可將變速器和主傳動器組成一個整體，使傳動系的結構緊湊，汽車得到較大的有效空間，便于汽車的總體布置。因此，近年來在歐洲的轎車中采用得比較多。而中、重型載貨汽車則多采用三軸式變速器。這次設計的變速器是輕型貨車使用，所以采用三軸式變速器。2.2 變速器傳動機構的分析根據(jù)第一節(jié)所述，采用中間軸式變速器，在各檔數(shù)相同的條件下，各變速器的差別主要在常嚙合齒

17、輪對數(shù)，換檔方案和倒檔傳動方案。換檔結構形式的選擇目前，汽車上的機械式變速器的換檔結構形式有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種。1滑動齒輪換檔通常是采用滑動直齒輪換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的?；瑒又饼X輪換檔的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換檔時齒端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，所以這種換檔方式一般僅用在一檔和倒檔上。2嚙合套換檔用嚙合套換檔，可以將結構為某傳動比的一對齒輪，制造成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換檔，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換檔，因此它們都不會過早損壞，但是不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因

18、增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉部分的總慣量增大。因此，這種換檔方法目前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上使用。這是因為重型貨車檔位間的公比較小，要求換檔手感強，而且在這種車型上又不宜使用同步器（壽命太短，維修不便）。3同步器換檔現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，與操作技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法相比，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)使用壽命短等缺點，但仍然得到廣泛應用。近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已得到基本解決。上述三種換檔方案，可同時用在同

19、一變速器中的不同檔位上，一般倒檔和一檔采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式，對于常用的高檔位則采用同步器或嚙合套.本次設計方案一、二檔和三、四檔采用同步器換檔，倒檔使用倒檔軸上滑動直齒輪換檔。倒檔的形式及布置方案倒檔使用率不高，常采用直齒滑動齒輪方案換入倒檔。為實現(xiàn)傳動有些利用在前進檔的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。圖2-1 常見的倒檔結構方案常見的倒檔結構方案有以下幾種：方案1.（如圖2.1a）所示）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。方

20、案2.（如圖2.1b）所示）此方案的優(yōu)點是可以利用中間軸上一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換檔困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。方案3.（如圖2.1c）所示）此方案能獲得較大的倒檔傳動比，突出的缺點是換檔程序不合理。方案4.（如圖2.1d）所示）此方案針對前者的缺點作了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。方案5.（如圖2.1e）所示）此方案中，將中間軸上一檔和倒檔齒輪做成一體其齒體、寬加大，因而縮短了一些長度。方案6.（如圖2.1f）所示）此方案中，采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔方便。方案7.（如圖2.1g）所示）為了充分利用空間，縮短變速器軸向長

21、度，有些貨車采用此方案，其缺點是一檔和倒檔得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些，一般3、4、5、6、7五種方案用于五檔變速器。綜合考慮，本次設計采用輸出軸上直齒滑動換入倒檔換檔方式。其優(yōu)點是：結構簡單，直齒輪加工要求不太高，無軸向力，成本低。但換檔時容易發(fā)生沖擊，產(chǎn)生噪聲大壽命短。2.3 變速器操縱機構方案分析變速器操縱機構的功用變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛入兩個檔位。設計變速器操縱機構時，應該滿足的基本要求要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖;要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度;應使駕駛

22、員得到必要的手感。換檔位置設計操縱機構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。為此應該注意以下三點：按換檔次序來排列 ；將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊；為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時于1檔組成一排。本次設計傳動方案如圖2-2所示結構原理圖和傳動路線圖2.2 傳動方案檔：一軸12中間軸1211二軸9、11齒輪間的同步器輸出檔：一軸12中間軸1099、11齒輪間的同步器二軸輸出檔：一軸12中間軸875、7齒輪間同步器二軸輸出檔：一軸12中間軸655、7齒輪間同步器二軸輸出檔：一軸1、3齒輪間同步器二軸輸出檔：一軸12中間軸431、3齒輪間同步器二軸輸出R檔

23、：一軸12中間軸141513二軸輸出2.4具體零部件方案確定下面就同步器的具體形式、軸承的選擇、變速器殼體的形式及擋位的設置問題分別討論：同步器的選擇同步器是在接合套換擋機構基礎上發(fā)展起來的，其中除有前面已述及的接合套、花鍵轂、對應齒輪上的接合齒圈外，還增設了使接合套與對應接合齒圈的圓周速度迅速達到并保持一致的機構，以及阻止二者在達到同步之前接合以防止沖擊的結構。同步器一般有常壓式、慣性式、和自行增力式幾種，其中慣性式同步器較為常用。1.常壓式同步器應用常壓式同步器換擋與用接合套換擋相比較，在工作過程上的區(qū)別，主要在于前者的摩擦作用能使需接合的兩花鍵齒圈迅速達到并保持同步，并且由于帶彈簧的定位

24、銷對接合套的阻力，使兩齒圈在達到同步之前暫不接合。但是，在這種同步器，對接合套的軸向阻力是由彈簧壓力造成的，故其大小有限。如果駕駛員用力過猛，則可能在未達到同步前，接合套便克服彈簧壓力，壓下定位銷而與齒輪的接合齒圈接觸，此時齒間仍將產(chǎn)生沖擊。因此，常壓式同步器工作不可靠，目前較少采用。2.慣性式同步器慣性式同步器與常壓式同步器一樣，都是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但是它可以從結構上保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以避免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。慣性式同步器又分為：鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、多錐式等幾種：慣性式同步器能做到換擋時兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之前，不允許換擋

25、，因而能完善地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們的結構不同，但都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件?；瑝K式同步器 其本質上是鎖環(huán)式同步器，它工作可靠，零件耐用，但因結構布置上的限制轉矩容量不大。而且鎖止面在同步錐環(huán)的接合齒上。齒面磨損大，易失效。它主要用于轎車和輕型的變速器上，故而從汽車安全性方面考慮不宜采用。鎖環(huán)式同步器 這種同步器的鎖止面在同步錐環(huán)和嚙合套的倒錐面上，省去了同步錐環(huán)的接合齒。這樣可使軸向尺寸變小。目前這種形式的同步器達到了廣泛的應用?？紤]到結構布置上的合理性、緊湊性及錐面產(chǎn)生的摩擦力矩的大小等因

26、素，本次設計中各檔換擋機構均采用這種結構形式。鎖銷式同步器 此種形式的同步器優(yōu)點是零件數(shù)量少，摩擦錐面平均半徑大，轉矩容量得到提高，多用于中、重型汽車的變速器中。 軸承形式變速器要求增長傳遞功率與質量之比，而且要求工作軸承的可靠性高，容量大，性能好、壽命長，故軸承的選擇比較重要。一軸和二軸由于轉速較高，承受載荷中等，且多為徑向載荷，只有很小的軸向載荷，但要求支撐剛度高，故從以上方面考慮，選用深溝球軸承，二軸前端通過滾針軸承支撐在一軸后段內腔中。中間軸由于跨度大，直徑大，質量大，而且有相當大的軸向力，同時考慮到軸承蓋的布置問題，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力，而后端采

27、用外圈有擋圈的圓柱滾子軸承。二軸齒輪通過滾針軸承空套在二軸上，倒擋齒輪由于利用率低，且轉速也不高，可直接套在倒擋軸上。 軸的結構設計變速器中的軸在工作時承受轉矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲、降低使用壽命。軸的結構形狀除應保證其強度與剛度外，還應考慮齒輪、同步器及軸承等的安裝，固定它與加工工藝也有密切關系。第一軸通常與齒輪作成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花鍵尺寸與離合器從動盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮，本次設計采用矩形花鍵。第二軸制成階梯式，以便于各齒輪的安裝，從受力及合理利用材料來看也是必須的。各截面尺寸不應相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應力集中會

28、引起軸的斷裂。第二軸安裝同步器齒座的花鍵采用矩形花鍵且以小徑定心更為合理。因為矩形花鍵定心精度易從工藝上得到保證，定心精度高。固定式中間軸為齒輪軸。2.5 變速器的操縱機構變速器的操縱機構由變速桿、撥叉軸、撥叉、自鎖與互鎖裝置、倒擋安全裝置等組合與變速器蓋上。變速器的操縱機構應滿足以下要求：安全可靠（每次只能掛入一個擋，不誤掛倒擋、不自動脫擋），掛擋準確（換擋后應使齒輪在全齒長嚙合）、結構簡單、操縱輕便、擋位清晰、變速桿的換擋位置合理等。按動作原理，變速器操縱機構有機械式、液壓式、氣動式、電控式，以及它們之間的組合，其中最常用的是機械式。按變速桿相對于變速器的位置，機械式又可分為直接操縱與遠距

29、離操縱。直接操縱是最簡單的操縱方案，在各類汽車上得到廣泛應用。依靠手力換擋的變速器稱為手動變速器。而駕駛員手力只通過變速器外部一根杠桿直接完成換擋功能的手動變速器，又稱為直接換擋變速器。近年來單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸且各擋用同一組自鎖裝置，因而使操縱機構結構簡化，但它要求換擋行程相等。遠距離操縱，受布局限制，有些車輛變速器距駕駛員座椅較遠，此時換擋手力需要通過轉化機構才能完成換擋的功能，這種手動換擋變速器稱為遠距離操縱變速器。這時整套機構應有足夠的剛度，且各連接件間隙不能過大，否則換擋手感不明顯，并增加了變速桿顫動的可能性。本次設計中，采用手動換擋直接操縱變速器。3變速器

30、設計計算3.1變速器主要參數(shù)的選擇軸的直徑.1軸的功用及設計要求變速器軸在工作時承受轉矩，彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足，在負荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結構形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。軸的結構主要依據(jù)變速器結構布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。在變速器結構方案確定以后，變數(shù)器軸的長度可以初步確定。軸的長度對軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調關系。軸的直徑與支承跨度長度之間關系可按下式選?。旱谝惠S及中間

31、軸：=0.160.18第二軸： =0.180.21 軸直徑與軸傳遞轉矩有關，因而與變速器中心距有一定關系，可按以下公式初選軸直徑：中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑： =（0.450.6）（mm） （3-1）.2第一軸的設計第一軸花鍵部分直徑(為mm)可按下式初選： =（4.04.6） （3-2）式中：變速器中心距，mm； 發(fā)動機最大轉矩，Nm。取d=40mm軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標準進行修正。.3中間軸的設計由汽車設計中有關中間軸中部直徑d=(0.450.6)A,得d=61.281.6mm,取d=70.0mm于中間軸d/l=0.160.18 則經(jīng)計算

32、得l=389438mm 初選l=414mm。.4第二軸結構設計由汽車設計中有關第二軸中部直徑d=(0.450.6)A，得取d=70.0mm對于第二軸d/l=0.180.21則經(jīng)計算得l=334389mm初選l=362mm。傳動比的選擇汽車在最大爬坡路面上行使時，最大驅動力應能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行使時，車速不高，故可以忽略空氣阻力，這時： （3-3）式中：最大驅動力；即 = / 滾動阻力；即 =cos 最大上坡阻力。即 =sin 把以上參數(shù)代入（3-3）得： （3-4）以上是根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比，式中：發(fā)動機最大扭矩，=550 N·m；變速器一檔傳

33、動比；主傳動器傳動比，=4.5；汽車總質量，12495kg；道路滾動阻力系數(shù)取0.020；傳動系機械效率，取0.84；重力加速度；取=9.8；驅動輪滾動半徑，取0.42 m；汽車最大爬坡度為30，即 取=5.6 由 式中，為常數(shù)，也就是各檔之間的公比，一般認為不宜大于1.71.8。 由中等比性質，得：=1.0(直接檔)q=5.61/4=1.538=5.6, =3.641, =2.367, =1.538, =1.000, =0.789。中心矩A對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A初選中心矩A時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 = (3-5) 中心距系數(shù)：=8.69.6,取9.0

34、； 變速器一檔傳動比； 變速器傳動效率：取96； 發(fā)動機的最大輸出轉矩，單位為（Nm）；A=9.0×(550×5.6×0.96)1/3取=129.22mm齒輪參數(shù)選擇.1模數(shù)的選擇影響齒輪模數(shù)選取的因素很多，如齒輪強度、質量、噪聲、工藝要求等。選取齒輪模數(shù)時一般遵循的原則是：合理減少模數(shù)，增加齒寬會使噪聲降低；為了減輕變速器的質量，應增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數(shù)，而從齒輪強度方面考慮，各檔齒輪應該有不同的模數(shù)。對貨車，減輕質量比減小噪聲更重要，故齒輪應選用大些的模數(shù)。初選模數(shù)時，可參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定；也可以根據(jù)經(jīng)驗公式

35、確定，即：m=4式中： 為斜齒輪法向模數(shù)； 為直齒輪模數(shù)； 發(fā)動機最大扭矩；=550 N·m 變速器一檔傳動比； 變速器傳動效率：取96；該設計選用同一模數(shù)進行，故斜齒輪法向模數(shù)取=4；直齒輪模數(shù)取=4.2壓力角的選擇壓力角較小時，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。對于轎車，為提高重合度以降低噪聲，應采用14.5°,15°，16°，16.5°等小些的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，應選用22.5°或25°等大些的壓力。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以

36、變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。.3螺旋角選取斜齒輪的螺旋角，應注意到它對齒輪工作噪聲，輪齒的強度和軸向力有影響。在齒輪選取大的螺旋角時，齒輪嚙合重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。隨著增大，齒的強度也相應提高，不過，當螺旋角大于30°時，抗彎強度急劇下降，會使軸向力及軸承載荷過大。貨車變速器斜齒螺旋角的選擇范圍：18°26°。初選=25°，=20°.4齒寬b齒寬的選擇，應注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)行、齒強度和齒輪工作時受力的均勻程度。通常根據(jù)模數(shù)（）來選擇齒寬：直齒：=,為齒寬系數(shù)，取4.58.0斜齒：=，取為6.0

37、8.5； 小齒輪的齒寬在計算上認為加寬約510，所以有1、直齒 =(4.58.0)×4=1832(mm)=30mm, =32mm, =30mm2、斜齒 =(6.08.0)×4=2432(mm) 因為本設計中間軸上預定用寶塔齒輪，所以取:=30mm, =30mm, =30mm, =30mm=20mm, =30mm, =20mm, =30mm.5各檔齒數(shù)Z齒數(shù)確定原則：各檔齒輪齒數(shù)比應盡可能不是整數(shù), 且各檔齒數(shù)無公約數(shù)。1 一檔齒輪齒數(shù) 斜齒 =2×× (3-6)選取20°，=2×129.22×cos20°/4=64

38、.41 取=64由=+進行大小齒輪齒數(shù)分配，為使的動比更大些，取=46,=18；=×(+)/(2×cos)=4×(4618)/(2 ×cos20°)=136.21mm取136mm；/ =5.6×18/46=2.194；= ×(+)/(2×cos) +2×136×cos25°/4=61.62取=19，=42（圓整）；修正=×/(×) =42×46/（19×18）=5.65%=|5.65-5.6|/5.606=0.78%<5% (合格)；修正由

39、 ×(+)/（2×cos） (3-7)得arccos×(+)/（2×A）= 26.2225°同理2arccos×(+)/（2×A）= 19.749°2確定二檔齒輪齒數(shù)（取20°）/=×/ =3.641×19/42=1.6471+=2××cos/ =2×136×cos20°/4 = 63.89取=40, =24(圓整)；修正×/（×） 42×40/（19×24）3.68%|3.68-3.641|/3

40、.641×100%1.071%<5% (合格)；修正arccos(+)/（2×A）=19.749° 從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關系式：tg /tg=/(+)×(1+/)tg /tg=1.3719/(+)×(1+/)=1.8361|1.8361 -1.3719|=0.4642<0.5 兩者相差不大，近似認為軸向力平衡。3確定三檔齒輪齒數(shù)（20°）/×/ 2.367×19/42 1.071由×(+)/2cos 取20°,得2××cos/ =2&

41、#215;136×cos20°/4=63.89取33，31（圓整）；修正=×/（×） =42×33/（19×31）=2.353%=|2.353-2.367|/2.367×100%=0.59%<5%(合格)修正arccos×(+)/（2×A） =19.749°從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關系式：tg/tg=/(+)×(1+/)tg/tg=1.3719/(+)×(1+/)=1.421|1.421-1.3719|=0.049<0.5兩者相差不大，近

42、似滿足軸向力的平衡條件。4確定四檔齒輪齒數(shù)（20°）/×/ 1.538×19/42 0.696由×(+)/2cos 取20°,得2××cos/ =2×136×cos20°/4=63.89取26，38（圓整）；修正=×/（×） =42×26/（19×38）=1.512%=|1.512-1.538|/1.538×100%=0.17%<5%(合格)修正arccos×(+)/（2×A） =19.749°從抵消或減少中間

43、軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關系式：tg/tg=/(+)×(1+/)tg/tg=1.3719/(+)×(1+/)=1.159|1.159-1.3719|=0.212<0.5兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。5確定六檔齒輪齒數(shù)（20°）/×/ 0.789×19/42 0.357由×(+)/2cos 取20°,得2××cos/ =2×136×cos20°/4=63.89取17，47（圓整）；修正=×/（×） =42×17/（19&#

44、215;47）=0.799%=|0.799-0.789|/0.789×100%=1.34%<5%(合格)修正arccos×(+)/（2×A） =19.749°從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關系式：tg/tg=/(+)×(1+/)tg/tg=1.3719/(+)×(1+/)=1.159|0.9376-1.3719|=0.381<0.5兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。6確定倒檔傳動比倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相近，為保證中間軸倒檔齒輪不發(fā)生根切，初選18，倒檔齒輪一般在2133之間選擇。初選22。 根

45、據(jù)中間軸和輸出軸的中心距A=136mm那136= m×(+) / 2 /cos+ 2××m + 2.5 代入數(shù)字圓整后可求得 =42修正倒擋傳動比：=×/(×)= 42×42/（19×17）= 5.461為了保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉， 齒輪13和齒輪14的齒頂圓之間應保持0.5mm以上的間隙，因為中間軸與倒檔軸之間的中心距AA=× (+)/2/ cos =4×（18+22）/2/ cos =84.86mm第二軸與倒檔軸之間的中心矩A=× (+)/2 =4 × (42+22)/

46、2/ cos=135.77mm取=135.5mm+=221>=134mm齒輪9和齒輪10的齒頂圓之間的間隙 =136-4×(42+18)/2.0/ cos-2×1×4 =0.7147>0.5 所以齒輪能正常嚙合且不發(fā)生運動干涉。修正后各檔的傳動比為： =5.65, =3.68, =2.353, =1.512, =1， =0.799， =5.8517齒輪精度的選擇根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取為6級，為7級。8螺旋方向由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力，故設計時應要求中間軸上的軸向力平衡。關于螺旋角的方向，第一、二軸齒輪采用左旋，這樣可使第一、二軸所受

47、的軸向力直接經(jīng)過軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經(jīng)過軸承的彈性檔圈傳遞。中間軸齒輪全部采用右旋，因此同時嚙合的兩對齒輪軸向力方向相反，軸向力可互相抵消一部分。9材料選擇現(xiàn)代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。本次設計的齒輪的材料選用40Cr。齒輪的強度校核.1齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞有以下幾種形式：1輪齒折斷齒輪在嚙合過程中，齒輪表面承受有集中載荷的作用?？梢园妖X輪看作是懸臂梁，輪齒根部彎曲應力很大，過渡圓角處又有應力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。輪齒折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然

48、載荷的沖擊作用，導致輪齒斷裂。另一種是受到多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度以后，齒輪突然折斷。為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的彎曲應力，提高齒輪的彎曲強度。采用下列措施，可提高輪齒的彎曲強度：增大輪齒根部齒厚；加大輪齒根部過渡圓角半徑；采用長齒齒輪傳動；提高重合度；使同時嚙合的輪齒對數(shù)增多；使齒面及齒根部過渡圓角處盡量光滑；提高材料的許用應力，如采用優(yōu)質鋼材等。2齒面點蝕齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。而裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導

49、致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量的扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。提高接觸強度的措施：一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應力降低；另一方面是提高齒面硬度，如采用許用應力大的鋼材等。3齒面膠合高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸應力大，使齒面間潤滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤滑油，提高油膜強度，使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不同材料等。.2圓柱齒輪強度的簡化計算方法

50、1齒輪彎曲強度計算 a.直齒輪彎曲應力 = (3-7)式中，為彎曲應力（N/mm） 為圓周力 （N） =為計算載荷 d為節(jié)圓直徑 為應力集中系數(shù)，可近似取=1.65為摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9b為尺寬 （mm）t為端面齒距 （mm），t=y為齒形系數(shù)，可由汽車設計中圖3.14查得當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400850 N/mm。b.斜齒輪彎曲應力 = (3-8)式中， 為圓周力 （N） =為計算載荷 d為節(jié)圓直徑 為應力集中系數(shù)，可近似取=1.65為摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9b為尺寬 （mm）t為

51、法面齒距 （mm），t=y為齒形系數(shù)為應力集中系數(shù)，可近似取=1.5為重合度影響系數(shù)，=2當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 時，各擋斜齒輪許用彎曲應力在100250 N/mm。而本設計所選材料20CrMnTi許用彎曲應力可達到450 N/mm。2齒輪接觸應力計算齒輪的接觸應力按下式計算： (3-9)式中：法面內基圓周切向力，=；端面內分度圓切向力，=；計算轉矩，Nmm；節(jié)圓直徑；節(jié)圓壓力角；螺旋角；輪齒材料的彈性模量；齒輪接觸的實際寬度；、主、被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑；=，=；、主、被動齒輪節(jié)圓半徑；計算轉矩=時的許用應力為；這里是發(fā)動機最大轉矩。將作用在變速器第一軸上的載荷/2作

52、為計算載荷時，一擋和倒擋齒輪的許用接觸應力為19002000 N/mm，常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用接觸應力為13001400 N/mm下面對本設計中的各對齒輪副進行強度計算及校核3計算各軸的轉矩已知發(fā)動機最大扭矩為550N.m,齒輪傳動的效率為99%，離合器傳動效率為99%，軸承傳動效率為96%。I軸 =中間軸 =II軸 一檔 =二檔 =三檔 =四檔 =五檔 = 六檔 =倒檔 =4一擋齒輪的強度校核a. 彎曲強度校核已知=195.1708mm，=76.3712mm，=2667.23N.m，=1098.17N.m，= =1.5，=2，=0.128，=0.152，=7.5b=m代入公式：=357.74MPa<450MPa，=446.98MPa<450MPa故齒輪滿足強度強度要求b. 接觸強度校核已知 =195.1708mm，=76.3712mm ， =1098.17N.m， =，E=21.0MPa=，=7.5，b=m，=，=代入公式：=1028.455N/mm<1900N/mm故齒輪滿足接觸強度要求5二擋齒輪的強度校核a. 彎曲強度校核已知=169.7138mm，=101.8283mm，=1739.5N.m，=1098.17N.m = =1.5，=2，=0.14，=0.128，=7.5 b=m代入公式：= =29