1.6L轎車用4檔手動變速器設(shè)計【兩軸式變速器】【說明書+CAD】,兩軸式變速器,說明書+CAD,轎車,手動,變速器,設(shè)計,兩軸式,說明書,仿單,cad 摘　　要 從汽車誕生時起，汽車變速器在汽車傳動系中扮演著至關(guān)重要的角色?，F(xiàn)代汽車上廣泛采用內(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動力性和燃油經(jīng)濟性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(shè)置了變速器。設(shè)計的主要內(nèi)容包括變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定，變速器主要參數(shù)如擋數(shù)、傳動比范圍、中心距、各擋傳動比、外形尺寸、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸、軸承的設(shè)計校核，同步器、操縱機構(gòu)及箱體的設(shè)計。在設(shè)計的過程中，本文根據(jù)轎車變速器的設(shè)計要求和車輛動力傳動系統(tǒng)自身的特點，參考多篇文獻資料，以及國內(nèi)外變速器設(shè)計圖冊，從經(jīng)濟性和實用性方面著手進行分析,設(shè)計出一種兩軸式變速器。 關(guān)鍵詞：變速器；齒輪；軸；箱體；設(shè)計 ABSTRACT Since automobile was born, the transmission has played a critical role in the drive train. A modern car widely uses engines as the power source. The range of torque and speed are small, but complex using conditions require the automobile’s dynamic and fuel economical efficiency can change in a very large range. To solve this contradiction, transmission is set up in the drive train. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, size, gear parameters and the mumble of each gear, the design and verification of gears, shafts and bearings, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts from both home and overseas, at economical efficiency and practicability angle, a small kind of two-shafted transmission is designed. Key words: Transmission；Shell；Gear；Shaft；Design 2 目錄 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract ………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論……………………………………………………………………………2 1.1概述……………………………………………………………………………2 1.2 研究目的意義……………………………………………………………………2 第 2 章 變速器齒輪的設(shè)計與計算………………………………………………4 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇………………………………………………4 2.2 變速器格擋傳動比的確定……………………………………………………5 第3章 齒輪校核…………………………………………………………11 3.1變速器齒輪的變位………………………………………………………………11 3.2齒輪強度校核……………………………………………………………………14 第4 章 軸的設(shè)計及校核…………………………………………………………25 4.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸計算………………………………………………………………25 4.2軸的強度計算………………………………………………………………26 第5章 軸承校核…………………………………………………………38 5. 1軸承的選擇及校核………………………………………………………………38 5.2本章小結(jié)………………………………………………………………38 第6章 變速箱體的設(shè)計…………………………………………………………40 6. 1變速器箱體的選擇………………………………………………………………40 結(jié)論………………………………………………………………………………………42 參考文獻 ………………………………………………………………………………43 致謝………………………………………………………………………………………44 1 第1章 緒 論 1.1 概述 汽車變速器是汽車傳動系的重要組成部分。由于汽油機額定轉(zhuǎn)矩對應的速度范圍很小,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，因此要用齒輪傳動來適應駕駛時車速的變化。變速器是傳動系的主要部件,它的性能對整車的動力性、燃油經(jīng)濟性以及乘坐舒適性等方面都有十分重要的影響。手動機械變速器可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、故障率相對較低、經(jīng)濟性好、環(huán)保性強、物美價廉,因此在市場上仍占有一席之地，開發(fā)手動機械變速器也適應當代世界經(jīng)濟的發(fā)展和需要。隨著科技的高速發(fā)展，節(jié)能與環(huán)境保護、應用新型材料、高性能及低成本都可將作為汽車新型變速器的研究方向。 1.2 研究目的與意義 在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）五種型式。 它們各有優(yōu)缺點：MT的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟性娛樂性強，但對駕駛技術(shù)要求高；AT的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高；AMT具備前兩者的優(yōu)點，但在換擋時會有短暫的中斷，舒適性差一些；CVT結(jié)構(gòu)簡單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷；DCT結(jié)合了手動變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術(shù)。 在我國，據(jù)調(diào)查2007年手動變速器的市場比重為74%，占據(jù)較大的市場份額。從2002到2007年間自動檔變速器市場占有率從9%增長到26%，Global Insight公司預計到2012年自動檔變速器將占據(jù)33%的份額，而乘用車市場自動檔所占的比例可能達到44%。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長到30.9%，而自動檔變速器使用方便特點深受女性用戶群的喜愛。另外在消費者調(diào)查中最受關(guān)注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的變速器。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。同時手動檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。 世界最大的手動變速器制造商德國ZF公司預測說，到2012年北美市場出售的汽車中將只有6%是手動擋，歐洲與美國的情況不同，有機構(gòu)預測，到2013年歐洲有52%的汽車還是手動擋，配備自動手動的變速器將只有10%,配備無級變速器的將占2%,配備雙離合變速器的將占16%，歐洲人崇尚節(jié)能 環(huán)保，喜歡開小型車，更青睞手動變速器的經(jīng)濟燃油性。而在日本變速器市場，CVT的市場占據(jù)絕對優(yōu)勢。 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性;設(shè)置不同檔位,滿足用來調(diào)整與切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸并使汽車能倒退行駛;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)象出現(xiàn);工作效率高,噪聲小;結(jié)構(gòu)簡單、方案合理;在滿載及沖擊載荷條件下,使用壽命長。 本次設(shè)計的具體內(nèi)容是結(jié)合設(shè)計要求，在保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性的前提下，利用所選定的發(fā)動機參數(shù)，完成變速器結(jié)構(gòu)布置和設(shè)計。需要解決的主要問題包括：使變速器能有效的防止脫檔，跳檔，亂擋并方便掛檔；減小噪音并盡量能達到輕量化、高承載、低噪聲、換檔操縱性好和經(jīng)濟實用性；使變速器具有良好的動力性與經(jīng)濟性，換擋迅速、省力、方便；變速器還應當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 第2章 變速器的設(shè)計與計算 2.1變速器主要參數(shù)的選擇 本次設(shè)計是在以下主要參數(shù)的情況下進行設(shè)計，整車主要技術(shù)參數(shù)如表1所示： 表1.1主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動機最大功率 66kw 驅(qū)動橋滿載 0.4t 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 10N·m 最大功率時轉(zhuǎn)速 7500 r/min 最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速 4600r/min 最高車速 55km/h 總質(zhì)量 0.12t 2.1.1檔數(shù) 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用4～5個檔或多檔。載質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.0～8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。 檔數(shù)選擇的要求： 1、相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。 2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設(shè)計的轎車變速器為4檔變速器。 2.1.2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。影響最低檔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)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 本設(shè)計最高檔傳動比為0.923。 2.2變速器各檔傳動比的確定 1、初級傳動比 根據(jù)《維修手冊》查得觸及傳動比為=3.350 （1.1） 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——發(fā)動機鏈輪傳動比。 ——變速器觸及傳動比 已知：最高車速==55 km/h；最高檔為超速檔，得到=0.25(m)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速==7500（r/min）；由公式（1.1）得到主減速器傳動比計算公式： 2、關(guān)于鏈傳動比與變速器傳動比的分配 根據(jù)設(shè)計的要求與通過找尋資料，查得關(guān)于的分配，若要使得車能更好的行駛，節(jié)能環(huán)保，使得變速器能以最佳的狀態(tài)進行運作，得分配為、。此分配更能有效的使得變速器以最佳的狀態(tài)下運轉(zhuǎn)，達到要求。 3、變速器各檔速比的配置 一檔傳動比,按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比，即： 則各檔傳動比都可以確定： 2.2.1中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算： （1.5） 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，乘用車=8.0~9.3； ——因從鏈輪傳到變速器時，轉(zhuǎn)矩擴大三倍，故發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為30（N·m）； ——變速器一檔傳動比為2.5 ——初級傳動比為3.350 ——變速器傳動效率，取96%。 （8.0~9.3）=47.87~57.89mm 轎車變速器的中心距在47~58mm范圍內(nèi)變化。初取A=49mm。 2.2.2變速器的外形尺寸 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(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。 乘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160mm。 2.2.3齒輪參數(shù)的選擇 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(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)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。 表1.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 車 型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.014 模數(shù)/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表1.2選取各檔模數(shù)為，由于此變速器要求環(huán)保與節(jié)能，且排量不是很大，發(fā)動能力水平要求一般，所以各檔均采用直齒輪。 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。 對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角[15]。 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，故全部選用標準壓力角20°。 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。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(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；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。 本設(shè)計初無斜齒輪，故無螺旋角。 4、齒寬 齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒，取為4.5～8.0，故 mm，取齒寬為 5、齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細高齒。 本設(shè)計取為1.00。 2.2.4各檔齒輪齒數(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)。應該注意的是，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1.1確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。 1、一檔齒數(shù)及傳動比的確定 一檔傳動比為： 取整得49。轎車可在12～17之間選取，取14，則。則一檔傳動比為： 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9- 圖1.1 四檔變速器傳動方案簡圖 2、對中心距A進行修正 mm 取整得mm，為標準中心矩。 3、二檔齒數(shù)及傳動比的確定 （1.6） （1.7） 已知：=49mm，=1.534，=2，；將數(shù)據(jù)代入（1.6）、（1.7）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以二檔傳動比為： 4、計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （1.8） （1.9） 已知：=49mm，=1.150，=2，；將數(shù)據(jù)代入（1.8）、（1.9）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以三檔傳動比為： 5、計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （1.10） （1.11） 已知：=49mm，=0.923，=2，；將數(shù)據(jù)代入（1.10）、（1.11）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以四檔傳動比為： 本設(shè)計變速器各檔齒輪均為直齒，且并無倒檔。故各檔經(jīng)計算及修正，傳動比如下： 第3章 齒輪校核 3.1 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲[17]。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。 一檔齒輪的變位 mm mm 端面嚙合角 ： tan=tan =20 =0 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =2×12=24mm =3×35=70mm 齒頂高 =2mm =2mm 齒根高 ==2.5mm ==2.5mm 齒全高 =4.5mm 齒頂圓直徑 =26mm =72mm 齒根圓直徑 =23.5mm =69.5mm 二檔齒輪的變位 mm mm 端面嚙合角 ： tan=tan =20° =0 二檔齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =2×19=mm =2×30=60mm 齒頂高 =2mm =2mm 齒根高 =2×（1+0.25）=2.5mm =2×（1+0.25）=2.5mm 齒全高 =4.5mm 齒頂圓直 =40mm =62mm 齒根圓直徑 =37.5m=59.5mm 三檔齒輪的變位 mm mm 端面嚙合角 ： tan=tan =20° 三檔齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =3×23=46mm =2×26=52mm 齒頂高 =2mm =2mm 齒根高 =2×（1+0.25）=2.5mm =2×（1+0.25）=2.5mm 齒全高 =4.5mm 齒頂圓直 =48mm=54mm 齒根圓直徑 =45.5mm=51.5mm 四檔齒輪的變位 mm mm 端面嚙合角 ： tan=tan =20° 四檔齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =2×25=50mm =2×24=48mm 齒頂高 =2mm =2mm 齒根高 =2×（1+0.25）=2.5mm =2×（1+0.25）=2.5mm 齒全高 =4.5mm 齒頂圓直徑 =52mm=48mm 齒根圓直徑 =49.5m=47.5mm 嚙合角 ： cos==0.9275 =21.95° 表1.3各檔齒輪的參數(shù) 各檔齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂高 齒根圓 吃定圓直徑 齒根圓直徑 =14 24mm 2 mm 2.5 mm 26 mm 23.5 mm =35 70 mm 2 mm 2.5 mm 72 mm 69.5 mm =19 38 mm 2 mm 2.5 mm 40 mm 37.5 mm =30 60 mm 2 mm 2.5 mm 62 mm 59.5 mm =23 46 mm 2 mm 2.5 mm 48 mm 45.5 mm =26 52 mm 2 mm 2.5 mm 54 mm 51.5 mm =25 50 mm 2 mm 2.5 mm 52 mm 49.5 mm =24 48 mm 2 mm 2.5 mm 50 mm 47.5 mm 分度圓齒距：P=πm=3.14×2=6.28mm 基圓齒距：mm 3.2變速器齒輪強度校核 3.2.1 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[18]。 由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。 3.2.2變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） (1.15) 式中： 　——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； 　——節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）； ——應力集中系數(shù)，=1.65 　——齒面寬（mm）； 　 ——法向齒距，； 　——齒形系數(shù) ——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪，從動齒輪 圖1.2 齒形系數(shù)圖 將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（1.15），整理得到 (1.16) 發(fā)動機最大扭矩為10，最高轉(zhuǎn)速7500r/min,齒輪傳動效率為99％，離合器傳動效率99％，軸承傳動效率為96％，則輸入軸和輸出軸的扭矩可通過計算得： 輸入軸： 輸出軸： （1）一檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.125以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得： 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得： （2）二檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.115，把以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得： 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.140，把以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得： (3)三檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.103，把以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得： 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.092，把以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得： （4）四檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.100以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得： 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.120以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得： 3.2.3輪齒接觸應力校核 （1.17） 式中： 　——輪齒接觸應力（MPa）； 　——齒面上的法向力（N），； 　——圓周力（N），； 　——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，； 、 ——主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 表1.3 變速器齒輪許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 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1.3： 1、一檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； = = mm 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（1.17）可得： MPa MPa 2、二檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； =2×19=38mm =2×30=60mm ；mm N MPa 3、三檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； =2×23=46mm =2×26=52mm mm N 、 MPa 4、四檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； =2×25=50mm =2×24=48mm mm N MPa 所以，經(jīng)校核齒輪的接觸應力都滿足條件，所以，選用的符合設(shè)計內(nèi)容。 3.2.4齒根彎曲疲勞許用應力校核 式中： ——齒根彎曲疲勞極限應力 ——壽命系數(shù) ——相對齒根圓角敏感系數(shù) ——尺寸系數(shù) ——表面系數(shù) ——最小安全系數(shù) 查機械設(shè)計手冊可得： =920MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25，將代入式中可得： = 3.2.5接觸疲勞強度校核 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)； ——彈性系數(shù)； ——重合度系數(shù)； ——齒輪上圓周力； ——齒輪寬度； ——齒輪直徑； ——傳動比； ——使用系數(shù)； 查機械設(shè)計手冊得： =2.33；=189.8；=0.73；==1.1×1.05×1.26×1.1=1.46 已知： =15mm =2.5 =2×14=28mm 3.2.6 齒輪彎曲疲勞強度校核 式中： ——齒形修正系數(shù) ——重合度系數(shù) 查機械設(shè)計手冊得： =4.9，=0.64 將以上數(shù)據(jù)代入公式中，得： =4.35MPa 第4章 軸的設(shè)計與校核 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、耐磨性等均有不利影響。 4.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選取：對輸入軸，=0.16～0.18；對輸出軸，0.18～0.21。 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。? 式中： ——經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑： =11.4 ~4.29mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度=49。 選擇軸的最小直徑為12。 根據(jù)軸的制造工藝性要求[20]，將軸的各部分尺寸初步設(shè)計如圖1.3、1.4所示： 圖1.3 輸入軸各部分尺寸 圖1.4 輸出軸各部分尺寸 4.2軸的強度驗算 4.2.1軸的剛度計算 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，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。 圖1.5 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖1.5所示，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計算： （1.23） （1.24） （1.25） 式中： 　 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； 　——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； 　 ——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa； 　 ——慣性矩（mm4），對于實心軸，； 　 ——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、——齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002rad。 1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核 （1）軸上受力分析 一檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=32.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mm mm rad 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=50mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 二檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知：a=78.46mm；b=189.54mm；L=268mm；d=42.4mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=78.46mm；b=189.54mm；L=268mm；d=45mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 三檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知：a=104.21；b=163.79mm；L=268mm；d=55mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： =mm mmmm rad 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=104.21mm；b=163.79mm；L=268mm；d=42mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 四檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知：a=159.45mm；b=108.55mm；L=268mm；d=45mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=159.45mm；b=108.55mm；L=268mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm 五檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知：a=186.21mm；b=81.79mm；L=268mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=186.21mm；b=81.79mm；L=268mm；d=35mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm 倒檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知：a=243.7mm；b=24.3mm；L=268mm；d=29mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm N N N 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=243mm；b=24.3mm；L=268mm；d=33mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm 由以上可知道，變速器在各檔工作時均滿足剛度要求。 4.2.2軸的強度計算 變速器在一檔工作時： 對輸入軸校核： 計算輸入軸的支反力： N N 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=26mm；d=32.5mm， 1、垂直面內(nèi)支反力 對A點取矩，由力矩平衡可得到B點的支反力，即： （1.26） 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.26）式，解得：=661N 同理，對A點取矩，由力矩平衡公式可解得： 2、水平面內(nèi)的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （1.27） （1.28） 將相應數(shù)據(jù)代入（1.27）、（1.28）兩式，得到： 3、計算垂直面內(nèi)的彎矩 B點的最大彎矩為： N·mm N·mm N·mm 4、計算水平面內(nèi)的彎矩 N·mm 5、計算合成彎矩 N·mm 軸上各點彎矩如圖3.6所示： 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應力為 (1.29) 式中：（N.m）； ——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑； ——抗彎截面系數(shù)（mm3）。 將數(shù)據(jù)代入（3.29）式，得： MPa 在低檔工作時，400MPa，符合要求。 圖1.6 輸入軸的彎矩圖 對輸出軸校核： 計算輸出軸的支反力： 齒輪受力如下： N N N 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=32.5mm， N 1、垂直面內(nèi)支反力 對A點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即： （1.31） 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.31）式，解得：=1045.96N 同理，對C點取矩，由力矩平衡公式： ， 可解得：N 2、水平面內(nèi)的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （1.32） （1.33） 將相應數(shù)據(jù)代入（1.32）、（1.33）兩式，得到： 3、計算垂直面內(nèi)的彎矩 C點彎矩為： Nmm MCY=FA*a-Fa2=136172.2Nmm 4、計算水平面內(nèi)彎矩： N·mm 5、計算合成彎矩 N·mm 軸上各點彎矩如圖1.7所示： 圖1.7 輸出軸彎矩圖 把以上數(shù)據(jù)代入（1.29），得： MPa 在低檔工作時，400MPa，符合要求。 第5章 軸承的校核 5.1軸承選擇與壽命計算 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。 式中，，h 5.1.1輸入軸軸承的選擇與壽命計算 初選軸承型號根據(jù)機械設(shè)計手冊選擇30205型號軸承KN，KN。 1、變速器一檔工作時 N，N 軸承的徑向載荷：=3545.6N；N 軸承內(nèi)部軸向力： 查機械設(shè)計手冊得：Y=1.6 N N N 所以 N N 計算軸承當量動載荷 查機械設(shè)計手冊得到 ，查機械設(shè)計手冊得到； ，查機械設(shè)計手冊得到 當量動載荷： N N 為支反力。 h 表3.4 變速器各檔的相對工作時間或使用率 車型 檔 位 數(shù) 最高檔 傳動比 /% 變速器檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 轎 車 普通 級 以下 3 1 1 30 69 4 1 0.5 3 20 76.5 4 <1 1 8 23 68 中 級 以 上 3 1 1 22 77 4 1 0.5 2 10.5 87 4 <1 0.5 3 20 76.5 5 1 0.5 2 4 18.5 75 5 <1 0.5 2 15 57.5 25 查表3.4可得到該檔的使用率，所以： h 所以軸承壽命滿足要求。 5.2本章小結(jié) 本章主要對變速器的主要參數(shù)進行了選擇，基本上完成了變速器主要尺寸的計算；同時對變速器各檔齒輪進行彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度校核、對輸入軸、輸出軸的基本尺寸進行了設(shè)計；完成了軸的剛度和強度校核，以及完成了各軸軸承校核。 第6章 變速器箱體的設(shè)計 6.1變速器殼體的選擇 變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時質(zhì)量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。變速器橫向斷面尺寸應保證能布置下齒輪，而且設(shè)計時還應當注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導致產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。 為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應設(shè)計有加強肋。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關(guān)。變速器殼壁不應該有不利于吸收齒輪振動和噪聲的大平面。采用壓鑄鋁合金殼體時，可以設(shè)計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪聲。 為了注油和放油，在變速器殼體上設(shè)計有注油孔和放油孔。注油孔位置應設(shè)計在潤滑油所在平面處，同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應設(shè)計在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了使從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤滑油再流回變速器殼體內(nèi)，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設(shè)回油孔。為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。 為了減小質(zhì)量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁后取3.5～4mm 。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5～6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質(zhì)量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。有圖： 結(jié)　　論 在變速器的設(shè)計過程中，主要的研究內(nèi)容如下：變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定；變速器主要參數(shù)的選擇；變速器齒輪、軸、軸承的計算和校核；同步器和操縱機構(gòu)及箱體的設(shè)計等。本文就是圍繞著上述主要內(nèi)容展開的。在設(shè)計過程中應該注意一些問題： 1. 傳動比的布置問題 2. 軸與齒輪的配合問題 3. 零件與箱體的裝配是否合理 4. 變速器設(shè)計完成后，必須要滿足車的使用要求，同時要有很好的加工工藝性，滿足造價低廉、使用壽命長的特點。 在本次設(shè)計過程中，由于缺少實際的工作經(jīng)驗，設(shè)計過程只是根據(jù)一般步驟完成的，具體的細節(jié)部分考慮不周，這些原因都造成了所設(shè)計的變速器離實際應用還有很大的距離，需要自己在以后的學習和工作中不斷提高。總結(jié)此次設(shè)計，我受益匪淺，首先是變速器相關(guān)零部件設(shè)計與選用以及繪圖方面我的進步很大，可以獨立設(shè)計變速器相關(guān)的部件了。其次，從劉金剛老師的指導過程中我學到了他的認真負責的精神，為我以后的工作打下良好的基礎(chǔ)。 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京:清華大學出版社,2001 [2] 王望予.汽車設(shè)計[M].第3版.北京:機械工業(yè)出版社,2000 [3] 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Forschung fuer das Auto von monger，Springer，2008. 致 謝 時光飛逝，還有一個月就要離開學習和生活了四年的大學校園了?；仡櫵哪陙?，從對汽車的一無所知，到現(xiàn)在能進行簡單的設(shè)計，感慨良多。這些都是教過我的每一位老師辛勤，努力的結(jié)果。作為機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)的學生，我們學到了機械的專業(yè)知識，盡管剛開始接觸汽車設(shè)計時有點陌生，但經(jīng)過老師和學生的共同努力，我們順利完成了學業(yè)，并為以后繼續(xù)從事機械行業(yè)的工作和學習奠定了基礎(chǔ)。 首先要感謝從最初的開題報告到最終指導我完成設(shè)計的老師這段時間以來對我的辛勤指導。另外，在變速器的結(jié)構(gòu)、傳動布置方案，操縱機構(gòu)及箱體的設(shè)計中得到老師的大力幫助。在他的幫助下，我知道了操縱機構(gòu)的布置，箱體的形式等，對我后來繪制變速器總裝圖有很大幫助。 46