某型汽車變速器設計論文

某型汽車變速器設計論文摘要變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。其設計任務是設計一臺用于微型商用車上的手動變速器。采用中間軸式變速器設計方案，其有兩個突出優(yōu)點：一是其直接擋傳動效率高，磨損及噪聲??；二是在齒輪中心距較小的情況下任然可以獲得較大的一檔傳動比。設計中根據(jù)汽車的滿載質量、主減速比以及驅動車輪的滾動半徑等參數(shù)并結合該汽車的發(fā)動機型號以及發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、最高轉速等重要參數(shù)作為基礎進行設計。根據(jù)上述參數(shù)，再結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，計算出相關的變速器參數(shù)并論證設計的合理性。設計中給出了機械式變速器設計方案，經(jīng)過嚴謹設計過程完成了一款手動變速器設計，并經(jīng)過校驗，證明設計的變速器能夠符合現(xiàn)實功用要求，設計方案具有比較強的可借鑒性。變速器的功用是：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利用空檔，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于發(fā)動機換檔或進行動力輸出。變速器的基本要求是：①保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。②換檔迅速、省力、方便。③工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。④變速器應有高的工作效率。⑤變速器的工作噪聲低。關鍵詞汽車工程；變速器；設計；手動;AbstractGearboxistheonemaincomponentofthevehicletransmission.ThedutyofthisdesignistodesignamanualtransmissionusedintheTinygears,itisthecountershaft-typetransmissiongearbox.Thistransmissionhastwoprominentmerits:firstly,thetransmissionefficiencyofthedirectdriveskeephigh,theattritionandthenoisearealsoslightest;Secondly,itisallowedtoobtaininthebiggergearratioofthefirstgearwhenthecenterdistanceinsmaller.Accordingtothecontour,track,wheelbase,thevehiclesweight,theall-upweightaswellasthehighestspeedandsoon,uniontheenginemodelwecanobtaintheimportantparametersofthemaxpower,themaxtorque,thedisplacementandsoon.Accordingtothebasicparametersofthecertainsaloon,choosethesuitablefinaldriveratio.Accordingtotheaboveparameters,combiningtheknowledgeofautomobiledesign,automobiletheory,machinedesignandsoon,calculatethecorrelatedparametersofthegearboxandprooftherationalityofthedesign.Thedesigngivesaplanofthemechanicalgearboxandachievesakindofmechanicalgearboxafterrigorousdesign.ThedesignhaspassedcalibrationandFiniteelementoptimization.Ithasprovedtobefitforfunctionanduseforreferenceperfectly.KeyWordsAutomotiveengineering,Transmission,Design,ManualTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要I\o"CurrentDocument"AbstractII\o"CurrentDocument"第1章緒論1\o"CurrentDocument"1.1本課題研究的目的和意義3\o"CurrentDocument"1.2本課題研究現(xiàn)狀和發(fā)展3\o"CurrentDocument"第2章機械式變速器設計4\o"CurrentDocument"2.1變速器設計基本方案42.1.1變速器傳動機構布置方案42.1.2變速器主要參數(shù)選擇5\o"CurrentDocument"2.2齒輪設計計算82.2.1各擋齒輪齒數(shù)的分配82.2.2齒輪強度校核12\o"CurrentDocument"2.3軸設計計算212.3.1軸的工藝要求21軸的校核計算21\o"CurrentDocument"2.4同步器及操縱機構設計312.4.1同步器的設計312.4.2變速器的操縱機構33\o"CurrentDocument"2.5軸承及平鍵的校核342.5.1軸承選擇及校核342.5.2平鍵選擇及強度計算36\o"CurrentDocument"2.6變速器箱體設計362.6.1箱體材料與毛坯種類362.6.2箱體的主要結構尺寸的計算36\o"CurrentDocument"2.7本章小結37\o"CurrentDocument"第3章有限元優(yōu)化分析37\o"CurrentDocument"3.1齒輪catia有限元分析383.1.1倒檔主動直齒輪catia有限元分析38一檔從動齒輪catia有限元分析38\o"CurrentDocument"3.2變速器軸catia有限元分析393.2.1中間軸catia有限元分析39第二軸catia有限元分析40\o"CurrentDocument"3.3本章小結40\o"CurrentDocument"結論40\o"CurrentDocument"參考文獻41致謝42第1章緒論1.1本課題研究的目的和意義隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。盡管近年來，自動變速器和無級變速器技術迅猛發(fā)展，對長期以來主導市場地位的手動變速器產(chǎn)生很大沖擊，但手動變速器已應用了很長一個時期，經(jīng)過反復改進，成為現(xiàn)在的形式,制造技術趨于成熟化，與其它種類變速器相比較，具有以下優(yōu)點：手動變速器技術已經(jīng)發(fā)展了幾十年，制造技術更加成熟，長期處于主導變速器市場的地位，各方面技術經(jīng)過長期市場考驗，通過逐步積累，技術已經(jīng)相當成熟。手動變速器傳動效率較高，理論上比自動變速器更省油。手動變速器結構簡單，制造工藝成熟，市場需求大，能夠產(chǎn)生生產(chǎn)規(guī)模效益，生產(chǎn)成本低廉。維修方便，維修成本便宜。可以給汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感。[1]在市場經(jīng)濟形勢下.特別是當前國家對汽車變速器產(chǎn)品還拿不出完整規(guī)劃的情況下.尋求引進更先進的汽車變速器，改進現(xiàn)有的變速器，從市場廣度開發(fā)轉變?yōu)樯疃乳_發(fā)，使產(chǎn)品系列化，通用化，標準化.組織好精益生產(chǎn)，降低成本，提高產(chǎn)品質量，才能逐步縮短同世界先進技術水平的差距。1.2本課題研究現(xiàn)狀和發(fā)展從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看，全世界的各大廣商都對提高AT的性能及研制無級變速器CVT表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實用化進程。然而，因無級變速器技術難度很大，發(fā)展相對較慢，從而成為世界范圍內尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器、電控液力自動變速器、金屬帶鏈式無級變速器、電控機械式自動變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢，但其中金屬帶式無級變速器前景看好。ECT變扭器中的自動變速器油在高速運動中，由于油液分子間的內摩擦和油液分子與各工作輪葉片表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會產(chǎn)生油液溫度升高造成功率損失，存在傳動效率低油耗較大的不足，另外還存在結構復雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點。歐洲格特拉克變速箱公司開發(fā)的電控機械自動變速器則克服了AT效率低等缺點，與AT相比，具有更大的發(fā)展優(yōu)勢?？墒?，AMT依舊需要復雜的電控系統(tǒng)來控制。據(jù)該公司預測，到2008年，歐洲的50%的MT將會被AMT代替，同時部分市場也將會被占領。[2]總之，變速器是汽車除發(fā)動機外的主要裝置之一，伴隨著汽車技術更新?lián)Q代和市場需求，在向實現(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就。變速器會應對市場要求朝操縱舒適、輕柔、傳動效率高、低油耗、環(huán)保與低噪聲方向發(fā)展，汽車變速器市場的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長。第2章機械式變速器設計2.1變速器設計基本方案2.1.1變速器傳動機構布置方案1、變速器類型的選擇本設計是某輕型商用車機械式變速器設計，發(fā)動機為前置后驅形式，故變速器設計將采用五檔中間軸式變速器形式。2、倒檔形式選擇與前進擋比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。3、齒輪型式選擇變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。4、軸的結構分析第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側定心的矩形花健，鍵齒之間為動配合。第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。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引起軸斷裂。[4]5、軸承型式變速器多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。[5]6、換擋機構形式使用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。2.1.2變速器主要參數(shù)選擇1、變速器擋數(shù)的選擇本設計是針對某輕型商務車變速器設計，為五檔手動中間軸式機械式變速器，因此，初步選取傳動比范圍為5.0，最高檔為超速檔，次高檔為直接擋，傳動比為1.0。2、變速器各擋傳動比的確定選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。（1）根據(jù)汽車最大爬坡度確定汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有根據(jù)汽車行駛方程式（2-1）TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"TiCAdu（2-1）emaxg0T=Gf+―D—U2+Gl+Om——\o"CurrentDocument"r21.15adt汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為（2-2）TIE（2-2）emaxg1°t>mg(fcosa+sina)\o"CurrentDocument"Gr(fCosa+sina)即l疽—tq0T則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為.mgr(fcosa+sina)rTem^t—x其中m=1860kg,f=0.020,r「340mm,am=20°,T“=185N-山，七二0.9代入數(shù)據(jù)可得i＞叫(/*以皿+sm以?=2.797g1"氣(2)根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件確定iV^^g1式中G2——汽車滿載靜止于水平路面時后驅動橋給地面的載荷；=mgX60%。中一一道路的附著系數(shù)，在瀝青混凝土干路面，6=0.7?0.8,6=0.75。則iv氣［甲=3.490g1t(2-3)(2-4)由(2-3)(2-4)得2.797W、＜3.490；所以，取七1=3.2。變速器的1檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。變速器的次高檔為直接檔，最高檔為超速檔，本設計變速器次高檔四擋為直接擋，七4=1.0。［6］一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系iii-g1=-g2=-g3=iiig2g3g4ii-g4=-g5iig5g6n)則q=1.47；i1=3.2；12=q2=2.2；lg3=q=1.5；i4=1.0；i=最高檔位為超速檔，超速檔傳動比一般為0.7——0.8,本設計取g5=0.78。列出變速器傳動比如表2-1：表2-1傳動比分配表檔位一二三四五倒檔傳動比3.22.21.51.00.783.23、變速器中心距可以利用如下經(jīng)驗公式初選中心距:A=3TZK3式中kA中心距系數(shù)，對轎車8.9?9.3；t變速器處于1檔時的輸出轉矩，T=Tin；1max1maxemaxg1gT發(fā)動機最大轉矩，Nm；igi——變速器的1檔傳動比；ng——變速器的傳動效率，取0.96。[7]Tmaxiing二71.24?77.03(mm)。初選中心距A=75mm。4、變速器的軸向尺寸貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關，可參考下列數(shù)據(jù)選用：四擋(2.2?2.7)A；五擋(2.7?3.0)A；六擋(3.2?3.5)A。轎車四檔變速器殼體軸向尺寸為(3.0?3.4)A。對于具體的變速器，其軸向尺寸取決于具體的結構。當變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應取給出范圍的上限。為檢測方便，A取整。5、齒輪參數(shù)(1)模數(shù)齒輪的模數(shù)定為4.0mm。壓力角a國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。螺旋角p貨車變速器螺旋角選取范圍為：18°?26°。初選常嚙合齒輪螺旋角為24°。齒寬b直齒b=km,k為齒寬系數(shù)，取為4.5?8.0,取7.0；斜齒b=km,k取為6.0?8.5,取7.0。齒頂高系數(shù)一般齒輪的齒頂高系數(shù)f0=1.0,為一般汽車變速器齒輪所采用。變速器基本參數(shù)列入表2-2：表2-2變速器參數(shù)參數(shù)模數(shù)壓力角螺旋角齒寬系數(shù)齒頂高系數(shù)值420°24°712.2齒輪設計計算2.2.1各擋齒輪齒數(shù)的分配本設計變速器結構示意圖如圖2-1：

圖2-1圖2-1變速器結構圖一擋齒輪的齒數(shù)：一檔傳動比為（3-1）ZZi=―^-9-（3-1）110為了求Z11，Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh，一擋齒輪為斜齒齒輪，Zh=之人*§=33.8。取整為34。取Z10=13，Z=Z-z10=21。對中心距A進行修正：A=—mn，h—=74.44mm取整為A=75mm。02cosp-10確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)：由式（3-1）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比（3-2）=2.17常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即,m（Z+Z）A=—n——12—2cosp

Z]+ZZ]+Z22Acosp(3-3)=34.3由式（3-2）、（3-3）得Z1=10.82，Z2=23.48取整為Z=11，Z=23，則:i=箜=3.38iZZ110確定其他各擋的齒數(shù)：二擋齒輪為斜齒輪Z7=.Z]Z~l2Z=1.12Acospmn=34.3則Z7則Z7=18.0，Z8=16.3取整得Z7=18,Z=16。=辛ZZ18=2.35三擋齒輪為斜齒輪：(3-4)(3-5)?=/Z3Z62=0.72A=m,(Z5+Z6)2cosp5—6Z5+Z=34.3(3-4)(3-5)由式（3-4）、（3-5）得Z5=14.36，Z6=19.94。取整Z5=14，Z6=20。i=竺=1.463ZZ16五擋采用超速檔，齒輪為斜齒輪。(3-6)土=上(3-6)Z4Z=0.37Z+Z=2XAXcosB(3-7)=34.3由(3-6)(3-7)得Z3=9.26,Z4=25.04,取整Z3=9,Z4=25。ZZi=23i4=（ZZ=0.75確定倒擋齒輪齒數(shù)：倒擋齒輪采用直齒滑動齒輪，選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪z13的齒數(shù)一般在21?23之間，初選Z12后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距a，。初選Z13=21，Z12=14，則：A,=2m（Z口+彳3）=70mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑，ii應為D…D.e12+0.5+ellA22D=2A-D-1elle12=85mm，D.Z=—ell-2nm=19.25取Z11=19計算倒擋軸和第二軸的中心距A〃A-m?！?),,弓11=80mm計算倒擋傳動比?z..z..zI=TX-43X-41‘1Z]2I"=2.842.2.2齒輪強度校核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。變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：*法-3.5時滲碳層深度0.8?1.2。*法-3.5時滲碳層深度0.9?1.3。*法-5時滲碳層深度1.0?1.3。[9]表面硬度HRC58?63；心部硬度HRC33?48。[10]2、計算各軸的轉矩發(fā)動機最大扭矩為Temax=169N.m，轉速2100r/min，齒輪傳動效率99%,離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。I軸T=T門』=169X99%X96%=160.62N.m1emax離承中間軸T=Tnni=160.62X0.96X0.99X23/11=319.18N.m21承齒2-1II軸

一擋T=T門門i=319.18X0.96X0.99X21/13=634.27N.m2承齒9-10二擋T=Tnni=319.18X0.96X0.99X18/16=341.27N.m2承齒7-8三擋T=Tnni=319.18X0.96X0.99X14/20=212.34N.m2承齒5-6五擋t=Tnni=319.18X0.96X0.99X9/25=109.21N.m352承齒3-5倒擋T=Tnni=319.18X0.96X0.99X19/14=411.69N.m倒2承齒11-123、輪齒強度計算1）輪齒彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應力°w(3-8)2TKKw兀m3zKy(3-8)式中：孔一彎曲應力（MPa）；Tg一計算載荷（N.mm）；K°—應力集中系數(shù)，可近似取K°=1.65；齒形系數(shù)如圖2-2,可以查得：根加圖2-2齒形系數(shù)圖0.220.IS—0.170J2口，根加圖2-2齒形系數(shù)圖0.220.IS—0.170J2口，11°0901020305060F0210.20尖<J16<J.15K/一摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪氣二1.1，從動齒輪氣二0.9；b—齒寬（mm）；m—模數(shù)；y一齒形系數(shù)，如圖2-2。當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩Lmax時，倒擋直齒輪許用彎曲應力在400?850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。"計算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應力：°二2『倒0w11兀m3zKy二234.60Mpa<400?850MPa2TKKw12兀m3zKy=282.84MP1<400?850MPab二2『倒KKw13nm3zKy二247.98Mpa<400?850MPa（2）斜齒輪彎曲應力bw(3-9)2TcosPKwnzm3yKK(3-9)式中：T一計算載荷（N.mm）；m一法向模數(shù)（mm）；z一齒數(shù)；P一斜齒輪螺旋角（°）;K^一應力集中系數(shù)，Kb=1.50；y一齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)Z=z「cos3P在圖2-2中查得；K一齒寬系數(shù)Kc=7.0；Kg—重合度影響系數(shù)，Kg=2.00當計算載荷t取作用到變速器第一軸上的最大轉矩氣max時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180?350MP范圍，對貨車為100?250MP。計算一擋齒輪9,10的彎曲應力：aa2TcosPKw9nzm3yKK=239.20MP<100?250MP2TcosPK&w10nzm3yKK二189.82mP<c0C）?250MP

(3-10)其它各擋齒輪彎曲應力按同樣方法計算，列表如表2-3：(3-10)表2-3齒輪彎曲應力檔位彎曲應力MP常Qw1:104.37MP<100?250MPQw2:95.87MP<100?250MP一Qw9:239.20MP<100?250MPQw10:189.82MP<100?250MP二Qw7：118.39MP<100?250MPQw8:132.19MP<100?250MP三Qw5：117.26MP<100?250MPQw6:131.75MP<100?250MP五Qw3：61.56MP<100?250MPQw4:64.44MP<100?250MP倒qw11：234.60MPa<400?850MPaQw12:282.84MPa<400?850MPaQw13:247.98MPa<400?850MPa2）輪齒接觸應力。jVbdcos以cosP式中：Q/.一輪齒的接觸應力（MP）；T一計算載荷（N.m）；d一節(jié)圓直徑（mm）；a一節(jié)點處壓力角（°）；P—齒輪螺旋角（°）；MPa）；MPa）；b一齒輪接觸的實際寬度（mm）；Pb一主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）,直齒輪PPb=rbPb=rbSina，斜齒輪P廣￡a>cos2p、Pb=(rsin以).cos2Pb；rz、rb—主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。彈性模量E=20.6X104N?mm-2,齒寬b=Km=Km=7X4=28mm。變速器齒輪的許用接觸應力如下表：計算一擋齒輪9,10的接觸應力T3i=634.27N.m,T2=319.18N.md9=mz9=84mm,d=mz=52mmp=rsin以=-^°sina—sin20°=8.89mmZ10z1022=r八sina=—9sina=竺sin20°=14.36mmb922=0.418I七1丘z10b9/七bdcosa"p=1371.11MP<1900?2000MPbj10，TE=0.418，——」z10b9/=1236.20MP<1900?2000MPz10b9/bj10，TE=0.418，——」z10b9/其他檔位齒輪接觸應力按同樣方法計算，列表如表2-4：表2-4各檔位齒輪接觸應力檔位接觸應力MP3常bj1:1010.14MP<1300?1400MPbj2:984.76MP<1300?1400MP一b巧9：1371.11MP<1900?2000MP

可10:1236.20MP<1900?2000MP二B7:1010.97MP<1300?1400MPW8:1037MP<1300?1400MP方5：857.49MP<1300?1400MP可6:940.32MP<1300?1400MP五E3：916.72MP<1300?1400MPB4：940.32MP<1300?1400MP倒席11:1043.43MP<1900?2000MP可12:1163.55MP<1900?2000MP席13:1187.7MP<1900?2000MP4、計算各擋齒輪的受力(1)一擋齒輪9，10的受力F=2^斗=2X634.27X103=13691.74N19d992.652T2x319.18F=——2-=x103=11130.95N110d57.3510F="/如氣=13691.71tan20/cos24.95。=5496.31Nr9cosP9-10

F=Ft10：。偵n=11130.95tan20。/cos24.95。=4468.34Nr10cosp9-10F=Ftanp=13691.74tan24.95。=6370.02Na9t99-10Fa10=F.tanp.=11130.95tan24.95。=5178.63N（2）一擋齒輪7,8的受力F=藝^=2x341.27X103=8595.14N17d779.412T——2=d82x319.1870.59x103=9043.21NF=%7、氣=8595.14tan20。/cos24.95。=3450.38Nr7cosp7-8F=Ft8、偵n=9043.21tan20。/cos24.95。=3630.25Nr8cosp7-8F7=F7tanp8=8595.14tan24.95。=3998.85NF8=F8tanp8=9043.21tan24.95。=4207.31N2T——33d52T2T——33d52T——2

d62x212.34x103=6876.30N61.762x319.18x103=7234.36N88.24Ftana

cosp5-66876.30tan20。cos24.95。=2760.38N7234.36tan20。cos24.95。_2904.11NF_F7234.36tan20。cos24.95。_2904.11N5-6F5_F5tanP56_6876.30tan24.95。_3199.17NF6_F6tanP6_7234.36tan24.95。_3365.75N五擋齒輪3,4的受力2T——34

d32x109.2139.71x103_2T——34

d32x109.2139.71x103_5500.38N2T——2—d42x319.18110.29x103—5788.01NFtanaCOSP3-4FtanaCOSP3-45500.38tan20。cos24.95。5788.01tan20。cos24.95?！?208.04N—2323.50N2T——1

d12T——2

d2F3—F3tanP34—5500.38tan24.95?！?559.03NF4—F4tanP34—5788.01tan24.95?！?T——1

d12T——2

d22x160.62x103—6619.41N48.532x319.18x103—6291.12N101.47Fr1Fr2FtanacosP1-2FtanaCOSP1-26619.41tan20。cos24.95。6291.12tan20。cos24.95?！?657.25N—2525.47NF1=F1tanP12=6619.41tan24.95。=3079.65NF2=F2tan&12=6291.12tan24.95。=2926.92N倒擋齒輪11,12的受力F=2^倒=2次319.18X103=8399.47Nmd1176F1122T——2d122F1122T——2d122x319.18~~56x103=11399.29NF=Ftana=8399.47tan20。=3057.16NF12=F12tana=11399.29tan20。=4149.0N2.3軸設計計算2.3.1軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氤化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氤化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58?63，表面光潔度不低于▽8。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。[11]2.3.2軸的校核計算1、初選軸的直徑已知中間軸式變速器中心距A=75mm，第二軸和中間軸中部直徑d”&4尸O.60)A，軸的最大直徑d和支承距離L的比值：對中間軸，d/L=0.16?0.18；對第二軸，d/L尚.18?0.21。第一軸花鍵部分直徑d(mm)可按式(4-1)初選：d=K3T(4T)emax式中：K一經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0?4.6；Temax—發(fā)動機最大轉矩(N.m)。第一軸花鍵部分直徑d1=(4.0-4.6)^169=22.12?25.43mm；第二軸最大直徑d2牝(0.45-0.60)x75=33.75?45.0mm；中間軸最大直徑dw(0.45-0.60)x75=33.75?45.0mm.第二軸：幺max=0.18?0.21；第一軸及中間軸：=0.1C0.18。LL2第二軸支承之間的長度L2=238.10?277.78mm；中間軸支承之間的長度L=277.78?312.5mm，第一軸支承之間的長度L『133.33?150.0mm。2、軸的剛度驗算若軸在垂直面內撓度為匕，在水平面內撓度為fs和轉角為6,可分別用式（4-2）、（4-3）、（4-4）計算_Fa2b2_64Fa2b2c—3EIL—3淫Ld4（4-2）iFa2b264Fa2b2f=—t=1s3EIL3兀ELd4（4-3）g=Fab（b-a）=64Fab（b-a）3EIL3冗ELd4（4-4）軸的全撓度為f=pf2+fi<0.2mm。

軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為［匕］=0.05?0.10mm,0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為［匕］=0.05?0.10mm,二軸受力彎曲示意圖2-3：圖2-3二軸受力圖第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。二軸的剛度一檔時^_64%a92b；c93兀ELd432=0.0084mm^0.05-°」°mmf_64Fa2b2fs9—3兀方4’eL32=0.021<0.1g0.15mmf_［f2+f2=0.023mm<0.2mm8_64Fr9%b9"9-a"=-0.00021rad<0.002rad93冗ELd432二檔時

f=64Fr7a72F72c73兀ELd334=0.033mm罰.°5?0.10mmfs764F7a72b72fs73兀d4EL33=0.0859罰.10?0.15mm=f2+f2=0.092mm<0.2mm*c7s7。華7%^2=-0.000022rad<0.002rad3冗ELd433三檔時=64瞬5%523兀ELd344=0.0064mm<°.05?0-10mm_64F5a52b2fs5—3兀d;：eL=0.016<0.1(?0.15mmf5=「f2+f2=0.017mm<0.2mmf5'Jc5Js564Fr5a5b5"5-a5)=0.00027rad<0.002rad3兀ELd434五檔時fc364豚2/3兀ELd354=0.031mm<0.05?0.10mm_64Fa2b2/—^3—3—3-S33兀d4EL35=0.078<0.1CT0.15mm—0.084mm<0.2mm8—料3a3b3"3-a)—0.00048rad<0.002rad33兀ELd354倒檔時64%氣斜2女ELd3i464%氣斜2女ELd3i4=0.0159mm<0.05?0.10mmf—64靜佬ii2S11女d4EL31=0.0437<0.05?0.10mmf1-<f21+f21—0.046mm<0.2mme64Fab(b-a)°…°八”，8—r11_11_u_uiL=-0.00044rad〈0.002rad31中間軸剛度中間軸受力圖如圖2-4:

圖2-4中間軸受力圖一檔時fcfc1064七0a102q023兀ELd224=0.031mm罰.05?0.10mm64Fa*23兀d4EL22=0.079<0.1(?0.15mm=.]f2+f2=0.085mm<0.2mm'c10s10=64Fn0a10b10"10-%)=0.00022rad<0.002rad3兀ELd422二檔時64Fr8a82b；3兀ELd334=0.033mm罰.°5?0.10mm64Fa2b218―8——8—3兀d4EL33=0.0859<0.10?0.15mmf=(f2+f2=0.92mm<0.2mm勺64Fab(b-a),8=—__=-0.000022rad<0.002rad83丸ELd433三檔時f=64耳建62b62%3兀ELd；=0.049mm<0.05?0.10mm_64Fa2b2fs6—3兀%4霞34=0.026<0.10?0.15mmf6=：f2+f2=0.135mm<0.2mmc6s664Fr6a6b6^6—a61=0.00027rad<0.002rad3兀ELdf6五檔時f=64F/「b42c43kELd254=0.0133mm<°.°5?0.10mm_64F4a42b2s4=3兀d4EL25=0.0335<0」0?0.15mmf=%f2+f2=0.036mm<0.2mm64Fab(b-a)小，八,=心444=0.00009rad<0.002rad3冗ELd425

常嚙合f=64F，％2c23nELd426=0.0034mm^0.05-°」°mm_64七a*：s2—3兀d4E26=0.0088^0.10-0.15mmf2ff2+f2=0.0094mm<0.2mm\c2s264FabG-a)八心22_2二=0.0001rad<0.002rad3兀ELd264f2倒檔時_64Fa2b2CL3nELd421=0.013mm<0.05?0.10mm/64Fa2b2f=11212~12-S123兀d4EL21=0.035<0.10?0.15mmf12=，U2+f2f12=，U2+f2Vc12s12=0.037mm<0.2mm64F'ab(b-a),八,812m1212_u1^=-0.00045rad<0.002rad3兀ELd2「64F8123、軸的強度計算（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。（2）二軸的強度校核二軸受力圖如圖2-5：圖2-5二軸受力圖一檔時撓度最大，最危險，因此校核。1）求水平面內支反力RHA、"觀和彎矩MHCRHA+RHB=Ft9RL=RLHA1HB2由以上兩式可得Rha=9338.01N，Rhb=4353.73N，Mhc=-906.88N.m2）求垂直面內支反力Rva、Rvb和彎矩MvcoRVA+RVB=F9FL+1Fd=RLr212。99VB由以上兩式可得Rva=428.58N,Rvb=5067.73N,M四左二81131.28N.mm,m右二482424.73N.mm按第二強度理論得:M=.-Mh+M2右+T32=*906.882+482.422+0.6x982.662=1421.54N.mb=^2M=115.896MPaV卜］=400MPand331中間軸強度校核中間軸受力如圖2-6：圖2-6中間軸受力圖綜合考慮，常嚙合和倒檔齒輪撓度最大，最危險，因此校核常嚙合齒輪和倒檔齒輪。1）求水平面內支反力Rha、Rhb和彎矩Mhc、MHDRHA+RHB+Ft2=Ft12FLRL=F(L+L)121+HBt1212由以上兩式可得Rha=—4558.33N,R^=13692.32N,mhc=T31621.78N.mm,MHD=354288.78N.mm2）求垂直面內支反力Rva、Rvb和彎矩MVC、MvdRVA+RVB=F2+匕FL+-Fd+F（L+L）=RLr212a22r1212VB由以上兩式可得R=2206.16N,R=5896.61N,M左=152574.78N.mm，M右二63702.87N.mm,M=223021.10N.mm。按第三強度理論得：Mc=烈方+M￡C右+aT;=505.04N.mMd=sM^~+mV~+ZT2=580.34N.m32Mb==41.18MPa<b」=400MPaCnd32632Mb==37.66MPa<b」=400MPaDnd3212.4同步器及操縱機構設計2.4.1同步器的設計1、同步器概述本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器。此類同步器的工作原理是:換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。2、同步環(huán)主要參數(shù)的確定同步環(huán)結構參數(shù)及尺寸的確定：（如圖2-7）圖2-7同步環(huán)結構D—分度圓直徑6—同步環(huán)大端直徑a一同步環(huán)錐面角B一同步環(huán)錐面寬由圖9可推算出：6=2R錐+BXtga；D=6/0.8?0.85；B=(0.25?0.40)R錐；[13]3、鎖環(huán)式同步器的基本尺寸由于摩擦系數(shù)七在設計計算時推薦采用0.10,故錐面角a一般可取6°?7°30'。對多錐面同步器，由于摩擦力矩有足夠大，錐面角可取8°或8°30'。[14]同步環(huán)的幾個結構尺寸：摩擦錐面的平均半徑R錐和同步錐環(huán)的徑向厚度W：R錐和W的大小，都受到變速器齒輪中心距和相關零件結構及空間尺寸的限制。設計時應在許可范圍內，R錐和W都應該越大越好。同步錐環(huán)的工作面寬度B：錐在選擇B時，應考慮：B大時會影響同步器軸向尺寸加大，但B的大小也直接影響到錐環(huán)為散熱和耐磨損能否提供足夠大的錐面面積。一般在設計時，R錐越大則B也要相應選擇大一些。有些資料推薦的一個經(jīng)驗公式可做參考：B^(0.25?0.40)R錐。[15]同步錐環(huán)內錐面上的螺紋線：⑴一般推薦螺紋頂寬為0.025?0.10。⑵螺距及螺紋角：一般螺距推薦取0.6?0.75。螺紋角一般取60°,螺紋深可取0.25?0.40。[16]2.4.2變速器的操縱機構根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求：換檔時只允許掛一個檔。這通?？炕ユi裝置來保證，其結構型式有如右圖所示：圖2-8變速器自鎖與互鎖結構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.在掛檔的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應設置自鎖裝置（如圖2-8所示）。3.汽車行進中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。汽車起步時如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應設置倒檔鎖。2.5軸承及平鍵的校核2.5.1軸承選擇及校核1）一軸軸承校核1、初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號圓錐滾子軸承33005，油潤滑極限轉速n=9500r/min，查《機械設計實踐》該軸承的匕=42500N，七二32500N。2、軸承的校核一擋時傳遞的軸向力最大。I）求水平面內支反力R^1、R^2RH1+RH廣Ft9FL=RL由以上兩式可得Rh1=10394.28N，R^2二3297.46N。II）內部附加力Fs1、Fs2，由機械設計手冊查得Y=1.4和Y=2.1F=R/2Y=3712.24NFs2=Rh2/2Y=785.11NIII）軸向力F1和F2由于F9+F,2>Fs1所以軸承2被放松，軸承1被壓緊F1=F9+F’2=6370.02+785.11=7155.13NF=F=3712.24N沖)求當量動載荷查機械設計課程設計得C=325000N,C=425000N「rF…向當量動載荷p:T1=1.30>e=0.29rF9查《機械設計手冊》，則X=0.4，丫=2.1。P=f(XF+YF)，fP為考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，見《機械設計pr1。1原理與設計》。fp(1.2?1.8)取fp=1.2P=f(XF+YF)=23020.188Npr1。13、計算軸承的基本額定壽命LhLh=60n[pj,￡為壽命系數(shù)，對球軸承￡二3；對滾子軸承e=10/3on=1200r/min『106(C)￡106(32500)10/3、L人墳L=—==43630.33h>h=30000h合格。h60n"P)60x1200"23020.188)2)二軸軸承校核一檔時傳遞的軸向力最大。按同樣方法計算可得：106/C、￡106(35800、0/3tL=---—=一火35800=31144.03h>匕=30000h合格。h60n"P)60x342.86"7819.34)中間軸軸承校核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32007，查《機械設計實踐》

該軸承的co=592000N，Cr=432000N，e=0.44，預期壽命Lh=30000h。按同樣方法計算可得:106(C￥106(43200、60x573.91<5791.76)10/3『=43062.43h106(C￥106(43200、60x573.91<5791.76)10/3『=43062.43h>Lh=30000h合格。2.5.2平鍵選擇及強度計算中間軸上選用花鍵，公稱尺寸bxh=12X6(mm),L=56mm,d=40mm。中間軸T=Tnni=160.62X0.96X0.99X23/11=319.18N.m。21承齒2-12T2Tcpdkldkl其中，l為鍵的工作長度，A型，l=L-b(mm)；k為鍵與輪轂的接觸高度，平鍵k=0.4h(mm)；2Ta2x319180c=2—==79.16MPp1.5dkL1.5x40x2.4x56a滿足強度要求。2.6變速器箱體設計2.6.1箱體材料與毛坯種類根據(jù)減速器的工作環(huán)境，可選箱體材料為HT200,由于鑄造箱體的剛性好，得到的外形美觀，灰鑄鐵造鑄造的箱體還易于切削，吸收震動和消除噪音的優(yōu)點，可采用鑄造工藝以獲得毛坯。[18]2.6.2箱體的主要結構尺寸的計算[19]箱體的主要結構尺寸的計算如表2-5所示。名稱符號減速器型式及結構尺寸箱座壁厚50.25a+3>8,取5=10箱蓋壁厚510.25a+3>8，取5=10表2-5箱體的主要結構尺寸箱體凸緣厚度b、b、b箱座b=1.56=15，箱蓋b=1.56=15i箱底b=2.56=252箱座加強筋厚度mm=0.856=8.5箱蓋加強筋厚度mim=0.856=7.23地腳螺釘直徑dfd=0.036a+12=14.7取M16f地腳螺釘數(shù)目na<250,n=4軸承旁連接螺栓直徑d1d1=0.75d取M18箱蓋、箱座連接螺栓直徑d2d2=0.5df取17.33=8.665,取M軸承該螺釘直徑、數(shù)目d3、nd3=8，n=4成9—9)軸承蓋外徑DiD1=D+(5-5.5)《D一軸承外徑觀察孔蓋螺釘直徑d4d4=0.3df=0M§17.33=5.199，取M箱蓋箱座連接螺栓直徑d2d2=(0.5-0.6)d取M82.7本章小結本章主要是對變速器各部件進行設計計算，包括齒輪計算和校核、軸設計計算、同步器及操縱機構設計、軸承及平鍵校核、變速器箱體設計，是變速器設計整體方案的確定。第3章有限元優(yōu)化分析本章將對關鍵設計部件進行有限元優(yōu)化分析，分析軟件采用catia。鑒于設計校核時齒輪校核中倒檔主動直齒輪和一檔被動斜齒輪計算應力較大，故對其采用catia有限元分析，同時對中間軸和第二軸也采用有限元分析。3.1齒輪catia有限元分析3.1.1倒檔主動直齒輪catia有限元分析如圖2-9所示，為倒檔主動直齒輪catia有限元分析圖：VonMises應功〔節(jié)數(shù)值)，1N_m22.53e-KX)82,2.03e40O0177*4<ins圖2-9倒檔主動直齒輪有限元應力圖3.1.2—檔從動齒輪catia有限元分析如圖2-10所示，為一檔從動齒輪catia有限元分析圖:圖2-10一檔從動齒輪有限元應力圖3.2變速