畢業(yè)設(shè)計汽車三軸五檔變速器的設(shè)計

可修改可編輯摘要變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空檔和倒檔。需要時變速器還有動力輸出功能。因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼體的結(jié)構(gòu)有關(guān)系。一般通過控制軸的長度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。本文設(shè)計研究了三軸式五檔手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各檔齒輪和軸做了詳細的設(shè)計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設(shè)計。關(guān)鍵字：檔數(shù)；傳動比；齒數(shù)；軸箭頭向下符號不能出現(xiàn)在論文里，讓人一看就知道是網(wǎng)上下載的，要剪切，選擇性粘貼，再選無格式文本，確定，此符號去掉，在編制。精選文檔可修改可編輯ABSTRACTTransmissiontochangetheenginereachedonthedrivingwheeltorqueandspeed,isaimedatmarkingstart,climbing,turning,acceleratevariousdrivingconditions,thecarwasdifferenttractionandspeedMeanwhileengineinthemostfavorableworkingconditionswithinthescopeofthework.Andthetransmissioninneutralgearwithreversegear.Transmissionalsoneedpoweroutputfunction.Gearboxbecauseofthelow-gradeworkatalargerrole,Ingeneral,thelow-gradegearboxlayoutareclosetotheaxisaftersupport,Followingfromlow-gradetohigh-gradeorderofthelayoutofstallsgear.Thiswillnotonlyallowaxisarelargeenoughforarigid,butalsoensureseasyassembly.Gearboxoverallstructureandrigidaxleandtheshellstructureofrelations.Generallythroughthecontrolshaftlengthcontroloverseveralstallstoensurethatadequategearboxrigid.Thispaperdescribesthedesignofthree-axisfiveblockmanualtransmission,thetransmissionprincipleofworkelaborated,Transmissionofthegearshaftanddoadetaileddesign,andtheintensityofaschool.Forsomestandardpartsfortheselection.TransmissionTransmissionprogramdesign.Abriefdescriptionofthetransmissionofallcomponentsofthematerialchoice.Keywords:block;Transmissionratio;Teeth;Axis精選文檔可修改可編輯目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"前言 1\o"CurrentDocument"第一章總體方案設(shè)計 2\o"CurrentDocument"汽車參數(shù)的選擇 2\o"CurrentDocument"變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 2\o"CurrentDocument"第二章變速器傳動機構(gòu)布置方案 3\o"CurrentDocument"傳動機構(gòu)布置方案分析 3\o"CurrentDocument"固定軸式變速器 3\o"CurrentDocument"倒檔布置方案 4\o"CurrentDocument"其他問題 5\o"CurrentDocument"第三章零部件結(jié)構(gòu)方案分析 7\o"CurrentDocument"齒輪形式 7\o"CurrentDocument"換檔機構(gòu)形式 7\o"CurrentDocument"變速器軸承 9\o"CurrentDocument"第四章變速器設(shè)計和計算 10\o"CurrentDocument"檔數(shù) 10\o"CurrentDocument"傳動比范圍 10\o"CurrentDocument"中心距人 10\o"CurrentDocument"外形尺寸 11\o"CurrentDocument"軸的直徑 11精選文檔可修改可編輯TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"齒輪參數(shù) 12\o"CurrentDocument"模數(shù)的選取 12\o"CurrentDocument"壓力角a 12\o"CurrentDocument"螺旋角p 12\o"CurrentDocument"齒寬b 14\o"CurrentDocument"變位系數(shù)的選擇原則 14精選文檔可修改可編輯TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"各檔齒輪齒數(shù)的分配 15\o"CurrentDocument"確定一檔齒輪的齒數(shù) 15\o"CurrentDocument"對中心距進行修正 16\o"CurrentDocument"確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 16\o"CurrentDocument"確定其他各檔的齒數(shù) 17\o"CurrentDocument"確定倒檔齒輪齒數(shù) 17\o"CurrentDocument"第五章變速器的校核 19\o"CurrentDocument"齒輪的損壞形式 19\o"CurrentDocument"齒輪強度計算 19\o"CurrentDocument"齒輪彎曲強度計算 19\o"CurrentDocument"輪齒接觸應(yīng)力計算 21\o"CurrentDocument"軸的強度計算 23\o"CurrentDocument"第六章結(jié)論 26致謝 2 7\o"CurrentDocument"參考文獻 28目錄要索引，不能輸入。點擊插入--引用一索引和目錄一點擊目錄一顯示級別精選文檔可修改可編輯前言現(xiàn)在汽車變速器的發(fā)展趨勢是向著可調(diào)自動變速箱或無級變速器方向發(fā)展。無級變速機構(gòu)由兩組錐形輪組成，包括一對主動錐形輪（錐形輪組1）和一對被動錐形輪（錐形輪組2）同時有一根鏈條運行在兩對錐形輪V形溝槽中間，鏈條的運動如同動力傳遞單元。錐形輪組1由發(fā)動機的輔助減速機構(gòu)驅(qū)動，發(fā)動機的動力通過鏈條傳遞給錐形輪組2直至終端驅(qū)動。在每組錐形輪中有一個錐形輪可以在軸向移動，調(diào)整鏈條在錐形輪的工作直徑并傳遞速比。兩組錐形輪必須保持相同的調(diào)整，以保證鏈條始終處與漲緊狀態(tài)，使傳遞扭矩時錐形輪接觸充分的壓力。采用無級變速器可以節(jié)約燃料，使汽車單位油耗的行駛里程提高30%。通過選擇最佳傳動比，獲得最有利的功率輸出，它的傳動比比傳統(tǒng)的變速器輕，結(jié)構(gòu)更簡單而緊湊。世界各大汽車制造商正競相開發(fā)無級變速器。專家預(yù)計2003至2005年間無級變速器將成為世界各大汽車制造商的技術(shù)開發(fā)重點。目前一些著名汽車制造商（如福特、通用、本田、克萊斯勒等）正致力于無級變速器的開發(fā)工作?，F(xiàn)在全球CVT的產(chǎn)量約為50萬臺，而普通型自動變速器的產(chǎn)量約為2,500萬臺，雙向通訊和線控技術(shù)的應(yīng)用，無級變速器有無比的優(yōu)勢，預(yù)計不久將來中國各大汽車制造商也將生產(chǎn)自己的CVT無級變速器，并廣泛應(yīng)用于國產(chǎn)轎車。在本設(shè)計中對變速器作了總體設(shè)計，對變速器的傳動方案進行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細的設(shè)計計算。精選文檔可修改可編輯第一章變速器總體方案設(shè)計汽車參數(shù)的選擇根據(jù)變速器設(shè)計所選擇的汽車基本參數(shù)如下表表1-1設(shè)計基本參數(shù)表項目參數(shù)值發(fā)動機：2.5LV6檔數(shù)：5最大功率（kW/n）：250/3500最大扭矩（N?m/n）：245/3500變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求表1-1設(shè)計基本參數(shù)表對變速器如下基本要求.1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。2）設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。4）設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。5）換檔迅速，省力，方便。6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔，亂檔以及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經(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(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜，功率越小，變速器的傳動比范圍越大。精選文檔可修改可編輯第二章變速器傳動機構(gòu)布置方案傳動機構(gòu)布置方案分析固定軸式變速器固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，布置方便，中間檔位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。此外，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設(shè)計得很大。所以選擇的是中間軸式的變速器。圖2-1，分別示出了幾種中間軸式五檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。圖2-1a所示方案，除一倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2-1b，c，d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-1d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有精選文檔可修改可編輯精選文檔可修改可編輯檔的變速器。C d)圖2-1中間軸式五檔變速器傳動方案檔的變速器。C d)圖2-1中間軸式五檔變速器傳動方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。綜上所述選擇第2種傳動方案，前進檔，均用常嚙合齒輪傳動。倒檔布置方案與前進檔位比較，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)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案。前者雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，并使倒檔傳動比略有增加。精選文檔可修改可編輯圖2-2倒檔布置方案圖2-2為常見的倒檔布置方案。圖2-2b所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖2-2c所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2-2d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-2。所示方案。圖2-2e所示方案是將中間軸上的一，倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-2f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒檔傳動采用圖2-2g所示方案。其缺點是一，倒檔須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些。綜上所述選擇第四種倒檔布置方案。因為變速器在一檔和倒檔工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒檔，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒檔的傳動比雖然與一檔的傳動比接近，但因為使用倒檔的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一檔布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒檔。此時在倒檔工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，與此同時在一檔工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。，精選文檔可修改可編輯其他問題經(jīng)常使用的檔位，其齒輪因接觸應(yīng)力過高而造成表面電蝕損壞。將高檔布置在靠近軸的支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小，齒輪保持較好的嚙合狀態(tài)，偏載減少能提高齒輪壽命。某些汽車變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速檔。使用傳動比小于1(為0.7?0.8)的超速檔，能夠充分地利用發(fā)動機功率，使汽車行駛1KM所需發(fā)動機曲軸的總轉(zhuǎn)速降低，因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗。但是與直接檔比較，使用超速檔會使傳動效率降低，噪聲增大。機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)，每分鐘轉(zhuǎn)速，傳遞的功率，潤滑系統(tǒng)的有效性，齒輪和殼體等零件的制造精度等。精選文檔可修改可編輯第三章零部件結(jié)構(gòu)方案分析齒輪形式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。本設(shè)計中一檔和倒檔用的是直齒輪，其他檔都是斜齒輪。換檔機構(gòu)形式變速器換檔機構(gòu)有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換檔三種形式。汽車行駛時各檔齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換檔產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)（如兩腳離合器），時齒輪換檔時無沖擊，才能克服上述缺點。但是該瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。因此，盡管這種換檔方式結(jié)構(gòu)簡單，但除一檔，倒檔外已很少使用。由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可用移動嚙合套換檔。這時，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，它們都不會過早損壞，但不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性矩增大。因此，目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應(yīng)用。這是因為重型貨車檔位間的公比較小，則換檔機構(gòu)連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換檔，并且還能降低制造成本及減小變速器長度。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有機構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。使用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，換入不同檔位的變速桿行程要求盡可能一樣。精選文檔

可修改可編輯自動脫檔是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的方案有以下幾種：圖3-1防止自動脫檔的機構(gòu)措施I圖3-2防止自動脫檔的機構(gòu)措施n圖3-3防止自動脫檔的機構(gòu)措施m1）將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖3-1。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約1?3mm。使用中接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來阻止接合齒自動脫檔。精選文檔可修改可編輯2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3?0.6mm）,這樣，換檔后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔，見圖3-2。3）將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°?3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力，見圖3-3。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)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。變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常用軸承外圈有檔圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，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。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。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。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6?20mm，下限適用于輕型車和轎車。滾針軸承，滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加。滑動軸套的優(yōu)點是制造容易，成本低。在本次設(shè)計中主要選用了圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承和滾針軸承。精選文檔可修改可編輯第四章變速器設(shè)計和計算檔數(shù)增加變速器的檔數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換檔頻率也增高。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的當(dāng)屬會是變速器相鄰的低檔與高檔之間傳動比比值減小，是換檔工作容易進行。要求相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下，該制約小換檔工作越容易進行。要求高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值小。近年來為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用4??5個檔位，級別高的轎車變速器多用5個檔，貨車變速器采用4~~5個檔位或多檔。裝載質(zhì)量在2?3.5T的貨車采用5檔變速器，裝載質(zhì)量在4?8T的貨車采用6檔變速器。多檔變速器多用于重型貨車和越野車。選用的是5檔變速器。傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉(zhuǎn)動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車的傳動比范圍在3?4之間，輕型貨車在5飛之間，其他貨車則更大。轎車的傳動比范圍為3.6：1中心距人對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質(zhì)量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當(dāng)有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，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。此外受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。精選文檔可修改可編輯A二Ka口/g （4-1）二9x3''245義3.6義0.96=85mm式中，A為中心距（mm）；KA為中心距系數(shù)，轎車：K/8.9~9.3；Tmmax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）;i1為變速器一檔傳動比；ng為變速器傳動效率0.96。轎車變速器的中心距在65~80mm變化范圍。原則上總質(zhì)量小的汽車中心距小。外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸（3.0~3.4）A。當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)K應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。設(shè)計的是五檔變速器，初定軸向殼體尺寸為300mm。軸的直徑變速器工作時軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。軸的剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產(chǎn)生影響，增加工作噪聲。中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑D=0.45A，軸的最大直徑D和支撐間距離L的比值，對中間軸，D/L=0.16~0.18；對第二軸，D/L=0.18~0.21。第一軸花健部分直徑D（mm）可按下式初選d=K\/Temax （4-2）=4.2x￡245=26mm式中K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0?4.6，Tmmax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）第二軸和中間軸中部直徑D=0.45A=0.45x85=36mm精選文檔可修改可編輯齒輪參數(shù)模數(shù)的選取遵循的一般原則：為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù)。減少轎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?。粚ω涇?，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)。低檔齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，其他檔位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應(yīng)，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量ma在L8?14.0t的貨車為2.0?3.5mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換檔。初選齒輪模數(shù)m=3.0mm齒輪法向模數(shù)m=3.0mm壓力角a壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。變速器齒輪壓力角為20。嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°。螺旋角0斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪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。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高。不過當(dāng)螺旋角大于30。時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15。?25。為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應(yīng)力求中間軸精選文檔可修改可編輯上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同精選文檔

可修改可編輯檔位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一檔和倒檔設(shè)計為直齒時，在這些檔位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消（但因為這些檔位使用得少，所以也是允許 的），而此時第二軸則沒有軸向力作用。根據(jù)圖4-1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件（4-3）（4-4）（4-5）F=（4-3）（4-4）（4-5）Fa2=Fn23P2由于T=F/=Fn2r2，為使兩軸向力平衡，必須滿足tanP rtanPr式中，%，%為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力，％，F(xiàn)n?為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r「r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。圖4-1中間軸軸向力的平衡圖4-1中間軸軸向力的平衡精選文檔可修改可編輯斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：轎車中間軸式變速器為22。?34°初選的螺旋角P=28。齒寬b應(yīng)注意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均有影響。考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應(yīng)該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。直齒：b=KCm,KC為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0取KC=5斜齒：b=Km,K取6.0~8.5，取K=7第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，KC可取大些，使接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。直齒b=Km=5x3=15mm斜齒b=Km=7x3=21mm變位系數(shù)的選擇原則齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。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)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比精選文檔可修改可編輯的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。精選文檔可修改可編輯變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象?？傋兾幌禂?shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。更據(jù)上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一，二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(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)。圖4-2五檔變速器傳動方案精選文檔可修改可編輯確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比i=z2^ （4-6）1zi義z10如果z9,z10齒數(shù)確定了，則z2與2］的傳動比可求出，為了求z9,z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和zh直齒zh=2A/m （4-7）斜齒zh=2AcosP/m （4-8）因為一檔用的是直齒輪，所以zh=2A/m=2x85/3=57計算后取整，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使z9/z10的傳動比大些，在i1已定的情況下，z2/z1的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸經(jīng)尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。轎車中間軸式變速器一檔傳動比,；=3.5?3.8時，中間軸上一檔齒輪數(shù)可在15?17間取，貨車在2?17間取。因為ij3.6取中間軸上一檔齒輪z10=15輸出軸上一檔齒輪z9=zjz10=57-15=42對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)zh和齒輪變位系數(shù)新計算中心距，在以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。故修正后中心距A取85mm確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)精選文檔可修改可編輯(4-9)二3.6”42而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即(4-10)A=m(z1+z2)/2cosP(4-10)85=3（z2+z1）/2cos28。求得五檔齒輪齒數(shù)為z1=22z2=28各檔傳動比分別為i各檔傳動比分別為i2=4-'i3=4：3.63=2.6=4：i2=43.62=1.9\1=4i=4；3.6=1.422=2.6x——28確定其他各檔的齒數(shù)二檔齒輪是斜齒輪J22=2.6x——28z2z8 2A=Hz7+ZJ2cosp3.0X(z7+z8)=852cos28。求得二檔齒輪齒數(shù)為z7=34二17三檔齒輪齒數(shù)28m(z+z)3.0x(z+z)n 5 62cosP 5 62cos28。二85求得z5=31z6=212828四檔齒輪齒數(shù)m(z+z)3.0義(z+z)n——3 42cosp 3 42cos28。二85求得z3=26精選文檔可修改可編輯確定倒檔齒輪齒數(shù)取中間軸上的倒檔齒輪Z12和中間軸上一檔齒輪齒數(shù)相同，即q2=z10n5有中心距A=m(Z11+Z12) 求得z=40TOC\o"1-5"\h\z2 11倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相同，倒檔齒輪z般的齒數(shù)，一般在21-22之間，初選z13后，可計算出中間軸與倒檔軸的中心距A，取z=21 A'=m(z12+z，=3*(15-21)=54mm13 2 2為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪14和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪14的齒頂圓直徑應(yīng)為D =2A'—D-1=2x54—51—1=56mm\o"CurrentDocument"e14 e12所以求出 z14=16精選文檔可修改可編輯第五章變速器的校核齒輪的損壞形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(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)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵檔和倒檔齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。齒輪強度計算與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB179—83,6級和7級。因此，用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結(jié)果。下面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度用的簡化計算公式。齒輪彎曲強度計算1）直齒輪彎曲應(yīng)力精選文檔可修改可編輯FK^wbty(5-1)式中，。w為彎曲應(yīng)力；F1為圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d;Tg為計算載荷;d為節(jié)圓直徑；Ko為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取K。二165；K,為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪KJ1.1，從動齒輪KJ0.9；b為齒寬；t為端面齒距，t=兀m，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖5-1所示。因為齒輪節(jié)圓直徑d二mz，z為齒數(shù)，帶入式（5-1）得2TKKw兀m3zKy（5-2）一檔從動齒輪2x245x103xL65x0.9:333“p<400MP兀m3zKy 3.14x33x42x5x0.15c一檔主動齒輪2TgKo晨2x245x103x1.65x1.1 =762.9MP<850MP兀m3zKy 3.14x33x15x5x0.15c一、倒檔直齒輪作用彎曲應(yīng)力在400?850N/mm故直齒輪彎曲應(yīng)力均符合要求2）斜齒輪彎曲應(yīng)力（5-3）FKobtyK式中，F(xiàn)為圓周力，F(xiàn)=2T/d；T為計算載荷；d為節(jié)圓直徑，d=42，m為

1 1gg cosp n法向模數(shù)；z為齒數(shù)；p為斜齒輪螺旋角；Ko為應(yīng)力集中系數(shù)，Ko=1.50；b為齒面寬；t為法向齒距，t=Rm；y為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)z=在圖5-1中查得;

n aCOS3pK6為重合度影響系數(shù)，K6=2.0。將上述有關(guān)參數(shù)代入式（5-3），整理后得斜齒輪彎曲應(yīng)力為精選文檔可修改可編輯五檔齒輪彎曲應(yīng)力2TcospK兀zm3yKKe

nc(5-4)2TcospKw兀zm3yKKe

nc3.14x22x33x0.152TcospKw兀zm3yKKe

nc3.14x22x33x0.15x7x2.00.?.2P■n.in■0.21殛尖0.20O.LQIL用1),0.150.140.13D.12O.LIU.OM0GO圖5-1齒形系數(shù)圖■0.62x245x103xcos28。x1.5 =165.7MP<180MP當(dāng)計算載荷T取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩T時，對乘用車常嚙合齒輪emax和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180?350MP范圍。符合要求。（假定載荷作用在齒頂&=20。,f。=1）輪齒接觸應(yīng)力計算輪齒接觸應(yīng)力=0.418FE. 1 1、=0.418M( + )bpzpb(5-5)精選文檔

可修改可編輯式中，。為輪齒的接觸應(yīng)力；F為齒面上的法向力，F(xiàn)=—F^—；F為圓周力，j cosacosp 1F=2T/d;T為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；a為節(jié)點處壓力角，p為齒輪螺旋角；E為齒輪材料的彈性模量；b為齒輪接觸的實際寬度；pPb為齒輪材料的彈性模量；b為齒輪接觸的實際寬度；pPb為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，直齒輪p=rsina、pb=rbsina，斜齒輪prsina=—z cos2prsinacos2p'rb為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。一檔齒輪接觸應(yīng)力6j=0.418 + 3x15xsin20 3x42xsin + 3x15xsin20 3x42xsin20。=0.418x. x(3x42x3x(cos28。cos20。)=1955.3MPa五檔齒輪接觸應(yīng)力245x103245x103x2.1x105 .=0.418x, x(%22x3x3(cos28。cos200)22x3xsin20028x3xsin200 + 2xcos28。2xcos28。=1341.8MPa校核都在范圍之內(nèi)，符合要求將作用在變速器第一軸上的載荷Tema/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力o.見表5-1。表5-1變速器齒輪許用接觸應(yīng)力滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪滲碳齒輪一檔和倒檔1900--2000950--1000常嚙合齒輪和高檔1300--1400650--700精選文檔一檔和倒檔1900--2000950--1000常嚙合齒輪和高檔1300--1400650--700精選文檔可修改可編輯變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎取疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應(yīng)考慮。值得指出的是，對齒輪進行強力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。齒輪在熱處理之后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形；磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)、效率提高；在同樣負荷的條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58?63HRC,芯部硬度為33?48HRC。軸的強度計算變速器工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足的軸會產(chǎn)生彎曲變形，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。所以設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能實現(xiàn)正確的嚙合為前提條件。對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖5-2所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。圖5-2變速器軸的變形簡圖精選文檔

可修改可編輯a）軸在垂直面內(nèi)的變形b）軸在水平面內(nèi)的變形初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。檔位不同，不僅圓周力、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(yīng)當(dāng)對每個檔位都進行驗算。驗算時將軸看做鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取'max。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》有關(guān)公式計算。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。變速器齒輪在軸上的位置如圖5-3所示時，可分別用下式計算F圖5-3變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角F圖5-3變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角Figure5-3transmissionshaftandthedeflectionangleFxa2xb2f=-1 c 3EIL(5-6)(5-7)2義245義103義tan20。3義42義cos28。3.14x4443x2.1x105