三軸式五擋手動變速器設計【含CAD圖紙、說明書】

三軸式五擋手動變速器設計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,三軸式五擋,手動,變速器,設計,cad,圖紙,說明書,仿單 變速器設計說明書 專 業(yè) 學 生 學 號 班 號 指導教師 年 10 月 29 日摘要 汽車變速器是目前比較新型高效的一種變速器，用于汽車結構中,變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，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工作。變速器設有空擋和倒擋。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。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。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。本設計研究了 典型的三軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。在此設計過程中，對 變速器進行詳細的結構設計，通過分析其工作原理與結構形式，以及在原存在的一些缺陷進行改進和優(yōu)化，以求達到實用的設計目的。關鍵字：結構設計；工作原理；變速器；強度校核；目 錄摘要2目 錄3第一章 前 言51.1 發(fā)展現(xiàn)狀分析51.2研究的目的與意義51.3.1 主要設計內容61.3.2 研究方案7第2章 變速器總體結構設計92.1 設計要求分析92.2初步設計方案分析92.3 傳動件的結構形式選擇112.4 變檔操縱機構的選擇12第3章 變速器結構設計143.1變速器的傳動比范圍143.2各級傳動比的確定143.2.1主減速器傳動比的確定143.2.2最低檔傳動比計算143.2.3變速器各檔傳動比的選定163.2.4中心距的選擇163.3 傳動齒輪設計計算173.3.1模數(shù)的選取173.3.2 壓力角173.3.3螺旋角173.3.4齒寬b193.4 各級檔位齒輪齒數(shù)的確定193.5傳動軸的設計283.6 齒輪的強度校核293.6.1 齒輪的失效形式與強度校核293.6.2輪齒彎曲強度計算293.6.3 輪齒接觸應力校核333.6.4輪齒接觸應力計算36第4章 設計總結38參考文獻39第一章 前 言1.1 發(fā)展現(xiàn)狀分析汽車是重要的交通運輸工具，其設計和制造水平是各國科學技術發(fā)展水平的重要標志，汽車工業(yè)是資金密集、技術密集、人才密集、綜合性強、經濟效益高的產業(yè)。世界各個工業(yè)發(fā)達的國家?guī)缀鯚o一例外地把汽車工業(yè)作為國民經濟的支柱產業(yè)，汽車的研制、生產、銷售、營運，與國民經濟許多部門都息息相關，對社會經濟建社和科學技術發(fā)展起重要的推動作用。汽車也是社會物質生活發(fā)展水平的標志。汽車的保有量隨著國展人均收入水平的提高而增加。在許多發(fā)達國家中，汽車的數(shù)量巨大并已普及到千家萬戶，進而促使人們在社會生活方式發(fā)生了顯著的變化。近年來，隨著車輛技術的進步和車輛密度的加大，對變速器的性能要求也越來越高。眾多的汽車工程師在改進汽車變速器性能的研究中了大量的心血，使變速器技術得到了飛速的發(fā)展，近年來，隨著微電子技術的飛速發(fā)展，電子控制自動變速器的問世，給汽車帶來了更理想的傳動系統(tǒng)，機電一體化技術進入汽車領域，推動汽車變速器裝置的重大變革。自動變速器裝置出現(xiàn)了電子化趨勢，特別是大規(guī)模集成電路技術的發(fā)展，使由微機控制發(fā)動機和變速器換擋成為可能。就目前而言，汽車工業(yè)發(fā)展迅速，汽車變速機作為汽車結構組成中的重要部分。手動變速機的許多最近的發(fā)展集中在為降低成本和體積的新制造方法上。傳統(tǒng)來說，變速機制造包含大量的昂貴的機器，以及為機械加工和裝配操作所需留出的空間限制的設計。最新的技術包括，比如說在最新的FordGetrag 6速變速機中可以看到的激光焊接沖壓鋼滑動齒輪選擇器軸套。為替代前一代變速機的鑄鐵撥叉，這種精致而堅固的設計方案可以導致更少的對內部的傷害。齒輪盤片的激光和摩擦焊接同時保證了所需機器設計空間的降低，這是一種由雷諾公司在5速副軸原型變速機設計中發(fā)明的技術，命名為EMl，曾在2000年展出并因為它的簡單和輕便僅22公斤卻能提供140Nm的轉矩而出名。另一個方面上，設計人員也在其齒輪提供高轉矩輸出的設計上認真地研究過，提高了耐久性和低噪聲水平。1.2研究的目的與意義 對于本課題的設計，預期需要達到的目標是：通過相關資料查詢與分析，深入準確的了解 變速器的工作原理與工作過程，分析 變速器的具體結構與傳動方式。掌握 變速器的設計過程，對變速器進行詳細的結構設計與分析，對主要零部件的設計分析與校核，繪制相關圖紙，能夠通過本次設計過程對繪圖軟件的運用與掌握提升到一個新的水平，對機械設計、機械制圖、材料選用和熱處理、機械加工工藝等相關知識有一個全面的提升。1.3課題設計的主要內容與研究方案1.3.1 主要設計內容本課題設計主要設計內容是：1. 對 變速器的總體結構進行設計，對各種傳動比的分配。2. 對 變速器的主要零部件進行設計計算，對主軸與齒輪進行受力分析與強度校核。3. 對主要標準件進行計算和選型。4. 繪制相關總裝圖與零件圖。5. 撰寫設計論文。1.3.2 研究方案研究方案：變速器設計方案變速器傳動機構方案的選擇全同步器式換擋采用中間軸式變速器變速器的結構設計校核計算擋數(shù)和傳動比范圍齒輪彎曲強度校核齒輪接觸強度校核軸的強度和剛度校核外形尺寸齒輪參數(shù)同步器設計采用慣性式同步器同步器參數(shù)的設計1.4 設計內容1.4.1基本內容（1）變速器齒輪、軸等主要零件參數(shù)的計算；（2）主要零部件的強度校核；（3）同步器的設計；（4）換擋機構的設計。關于變速器的設計，首先要確定變速器的各檔位的傳動比和中心距，然后計算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒輪并且對其進行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對軸和軸承的校核，最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。（1）變速器齒輪、軸等主要零件參數(shù)的計算；（2）主要零部件的強度校核；（3）同步器的設計；（4）換擋機構的設計。關于變速器的設計，首先要確定變速器的各檔位的傳動比和中心距，然后計算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒輪并且對其進行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對軸和軸承的校核，最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。1.4.2基本要求（1）正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，使之與發(fā)動機參數(shù)匹配，以保證汽車具有良好的動力性與經濟性；（2）操縱簡單、方便、迅速、省力、傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲；（3）制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；（4）貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定。第2章 變速器總體結構設計2.1 設計要求分析 對于 變速器的設計要求主要有以下幾點：1. 設計的結構穩(wěn)定可靠，確保變速器換擋操作準確可靠。2. 對各傳動軸的速度匹配合理。3. 對所設計的結構確保各零部件安裝方便，便于拆裝和維修。4. 對汽車變速器中的傳動齒輪，軸承等零件能夠有良好的潤滑方式。5. 對主要受力件比如傳動軸、齒輪等進行強度校核分析，對軸承選型進行計算與校核。除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，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濟性指標，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關。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。2.2初步設計方案分析對于 變速器常用的結構形式為固定軸式變速器，固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結構簡單，輪廓尺寸小，布置方便，中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高擋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，受結構限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設計得很大。所以我選擇的是中間軸式的變速器。圖2.1 中間軸式變速器圖2.1，分別示出了中間軸式五擋變速器傳動方案。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，經嚙合套將它們連接得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經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。因為直接擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，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，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在擋數(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)，換擋方式和到檔傳動方案上有差別。除一檔和倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動，均用常嚙合齒輪傳動；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擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進擋的變速器。以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。發(fā)動機前置后輪驅動的貨車采用中間軸式變速器，為加強傳動軸剛度，可將變速器后端加中間支撐。 中間軸和第二軸都有三個支承。如果在殼體內，布置倒擋傳動齒輪和換擋機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。2.3 傳動件的結構形式選擇在 變速器的傳動件中，主要為齒輪傳動，齒輪的結構形式比較多，一般主要使用直齒圓柱齒輪與斜齒輪，斜齒輪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，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。我的設計中一擋和倒擋用的是直齒輪，其他擋都是斜齒輪。圖2.2 直齒輪與斜齒輪圖2.4 變檔操縱機構的選擇變速器換擋機構有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種形式。汽車行駛時各擋齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋，會在輪齒端面產生沖擊，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，而換擋產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（如兩腳離合器），時齒輪換擋時無沖擊，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，盡管這種換擋方式結構簡單，但除一擋，倒擋外已很少使用。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擋。這時，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作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉部分的總慣性矩增大。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，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、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有機構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。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。為了操縱方便，換入不同擋位的變速桿行程要求盡可能一樣。自動脫擋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，目前在結構上采取措施比較有效的方案有以下幾種：互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機構有：（1）互鎖銷式圖2.4是汽車上用得最廣泛的一種機構，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。圖2.4，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖2.4，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。（2）擺動鎖塊式圖2.5為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。（3）轉動鉗口式圖2.6為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉動。選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產生明顯的手感。本次設計鎖定機構采用自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實現(xiàn)互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。第3章 變速器結構設計3.1變速器的傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋轉動比的比值。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。目前轎車的傳動比范圍在34之間，輕型貨車在56之間，其他貨車則更大。3.2各級傳動比的確定3.2.1主減速器傳動比的確定發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為： （3.1）式中 汽車行駛速度，（km/h）； 發(fā)動機轉速，（r/min）； 車輪滾動半徑，（m）； 變速器傳動比； 主減速器傳動比。任務書基本參數(shù)如下：動力類型：汽油機變速箱：五檔MT車體長寬高：440X1680X1770車身結構：5門8座最高車速：140km/h最大馬力：86Ps最大功率/轉速(kw/rpm):63/6000最大扭矩(Nm/rpm):108/4400-4800檔位數(shù)：5類型：手動變速箱由上文可知最高車速=140km/h；最高檔為超速檔，傳動比=1；查詢設計手冊按標準車輪車輪滾動半徑=0.37（m）；發(fā)動機轉速=6000（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式： 3.2.2最低檔傳動比計算按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。用公式表示如下： （3.2）式中：G 車輛總重量，（N）；滾動阻力系數(shù)，對良好路面=0.010.02；發(fā)動機最大扭矩，（Nm）；主減速器傳動比；變速器傳動比；為傳動效率（0.850.9）；R 車輪滾動半徑；最大爬坡度本設計為能爬30%的坡，大約。由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=6000kg；r=0.45m； Nm；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：滿足不產生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4）式中 驅動輪的地面法向反力，； 驅動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.50.6之間。取0.55，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：所以，一檔轉動比的選擇范圍是：初選一檔傳動比為6.5。3.2.3變速器各檔傳動比的選定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，有時用超速擋，在本設計中最高檔即為超速擋。中間檔的傳動比理論上按公比為（其中n為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列，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。 3.2.4中心距的選擇初選中心距可根據(jù)經驗公式計算： （3.5）式中 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，商用車=8.69.6；發(fā)動機最大輸出轉距為245，（Nm）；變速器一檔傳動比為6.5；變速器傳動效率，取96%。（8.69.6）=96.623107.85mm商用車變速器的中心距在80170mm范圍內變化。所以根據(jù)計算結果，初取A=100mm。3.3 傳動齒輪設計計算3.3.1模數(shù)的選取遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質量小，增加數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒數(shù)應有不同的模數(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)應選?。粚ω涇?，減小質量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。低擋齒輪應選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(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)。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，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質量在1.814.0t的貨車為2.04.5mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。初選齒輪模數(shù) =4.0mm 3.3.2 壓力角壓力角較小時，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。對商用車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。變速器齒輪壓力角為 20 3.3.3螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。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，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于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，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以1525為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大螺旋角。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。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一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。軸向力經軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些擋位使用得少，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3.1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 （3.6） （3.7）由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （3.8）式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r1，r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。最后可用調整螺旋角的方法，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3.1 中間軸軸向力的平衡斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用：商用車中間軸式變速器為 2030初選的螺旋角=233.3.4齒寬b應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?？紤]到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒寬，工作時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=m， 為齒寬系數(shù)，取為4.58.0 取=7斜齒：b=，取6.08.5 ，取=7第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。直齒 b=74=28mm斜齒 b=74=28mm3.4 各級檔位齒輪齒數(shù)的確定在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。圖3.2 五擋變速器傳動方案1. 一擋齒輪的齒數(shù)確定一擋傳動比 （3.9）如果，齒數(shù)確定了，則與的傳動比可求出，為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和直齒=2A/m （3.10） 斜齒=2A/ （3.11）因為一擋用的是直齒輪，所以=2A/m=2100/3=46.98 取47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/的傳動比大些，在已定的情況下，/的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內腔設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。中間軸上一擋齒輪數(shù)可在1517間取，貨車在1217間取。因為=6.5取中間軸上一擋齒輪=13 輸出軸上一擋齒輪=-=47-13=34根據(jù)確定的中心距A求嚙合角：=0.9397得： =故總變位 即為高度變位根據(jù)齒數(shù)比u= 查得： 則分度圓直徑 =144.68mm =55.32mm齒頂高 =2.808mm =4.284mm 齒根高 =5.764mm =4.288mm齒全高 =8.572mm齒頂圓直徑 =150.296mm =63.888mm齒根圓直徑 =133.152mm =46.744mm 當量齒數(shù) =40.96 =15.66 節(jié)圓直徑 2.確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 求出傳動比 （3.12）而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即A=/2 （3.13） 100=3（+）/2cos25求得常嚙合齒輪齒數(shù)為 =13.46取14 =33.54取33核算 =6.17 在誤差允許范圍內故可得齒輪1、2精確的螺旋角為18.2湊配中心距 嚙合角 高度變位根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 故分度圓直徑 =59.57mm =140.43mm齒頂高 =4.244mm =2.848mm齒根高 =4.328mm =5.724mm齒全高 =8.572mm齒頂圓直徑 =67.058mm =146.126mm齒根圓直徑 =50.914mm =128.982mm 當量齒數(shù) =16.85 =37.71節(jié)圓直徑 3 確定其他各擋的齒數(shù)及變位系數(shù)二擋齒輪是斜齒輪螺旋角與常嚙合齒輪不同 （3.14） （3.15）此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式： （3.16）聯(lián)解上述三式，采用試湊法，解（3.14）、（3.15）得：求得二擋齒輪齒數(shù)為 ： 取29 取18 代入上式近似滿足軸向力平衡 嚙合角 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 分度圓直徑 =76.596mm =123.404mm齒頂高 =4.156mm =2.936mm齒根高 =4.416mm =5.636mm齒全高 =8.572mm齒頂圓直徑 =84.908mm =129.276mm齒根圓直徑 =67.764mm =112.132mm 當量齒數(shù) =21.661 =34.898節(jié)圓直徑 圖3.3選擇變位系數(shù)線路圖同理：三擋齒輪齒數(shù) 嚙合角 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 分度圓直徑 =102.128mm =106.383mm齒頂高 =3.716mm =3.376齒根高 =4.856mm =5.196mm齒全高 =8.572mm齒頂圓直徑 =109.56mm =113.135mm齒根圓直徑 =92.416mm =95.991mm 當量齒數(shù) =28.881 =30.084節(jié)圓直徑 四擋齒輪齒數(shù) 湊配中心距 嚙合角 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 分度圓直徑 =80.85mm =119.15mm齒頂高 =4.116mm =2.976mm齒根高 =4.456mm =5.596mm齒全高 =8.572mm齒頂圓直徑 =89.082mm =125.102mm齒根圓直徑 =71.938mm =107.958mm 當量齒數(shù) =22.864 =33.694節(jié)圓直徑 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在23之間初選 計算輸入軸與倒檔軸的中心距 設有中心距 圓整后取為保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪11和12的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，故取滿足輸入軸與中間軸距離假設當齒輪11和齒輪12嚙合時中心距：=88.5A且mm故倒檔軸與中間軸的中心距根據(jù)中心距求嚙合角 故 高度變位根據(jù)齒數(shù)比 查得 3.5傳動軸的設計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，在負荷的作用下，軸會產生過大的變形，影響齒輪的經常嚙合，產生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。設計變速器時主要考慮的問題有： 軸的結構形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度等。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選取：對輸入軸，=0.160.18；對輸出軸，0.180.21。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選取： 式中 經驗系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動機最大轉矩，（N.m）。輸入軸花鍵部分直徑為=24.0228.78mm初選輸入、輸出軸支承之間的長度=330mm。按扭轉強度條件確定軸的最小直徑為 式中 ： d軸的最小直徑，（mm）；軸的許用剪應力，（MPa）；P發(fā)動機的最大功率，（kw）；n發(fā)動機的轉速，（r/min）。得：mm所以，選擇軸的最小直徑為25mm3.6 齒輪的強度校核3.6.1 齒輪的失效形式與強度校核齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞。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；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，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，產生動載荷，導致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。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JB17983，6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。3.6.2輪齒彎曲強度計算 式中：彎曲應力，（MPa）；計算載荷，（N.mm）；應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；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=1.1，從動齒輪=0.9；圖4.1 齒形系數(shù)圖齒寬，（mm）；模數(shù)；齒形系數(shù)，如圖4.1。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400850MPa，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。1、斜齒輪彎曲應力 式中：計算載荷，（Nmm）；法向模數(shù)，（mm）；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角，（）；應力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)=7.0重合度影響系數(shù)，=2.0。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，對貨車為100250MPa。（1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ， =234.501MPa100250MPa =224.685MPa100250MPa（2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應力 =245.726MPa100250MPa =130.645MPa100250MPa（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力 =158.760MPa100250MPa =157.863MPa100250MPa （4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應力 =124.979MPa100250MPa =138.317MPa100250MPa（5）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應力 = =121.683MPa100250MPa = =113.983MPa100250MPa3.6.3 輪齒接觸應力校核 式中：輪齒的接觸應力,（MPa）；計算載荷,（N.mm）；節(jié)圓直徑,(mm)；節(jié)點處壓力角,（），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、，斜齒輪、；、主、從動齒輪節(jié)圓半徑,(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.1。彈性模量=20.6104 Nmm-2，齒寬=74=28mm表3.1變速器齒輪的許用接觸應力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力=10.75mm=28.12mm =1309.21MPa19002000MPa =1343.12MPa19002000MPa（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應力 =1298.33MPa13001400MPa =826.63MPa13001400MPa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力 =862.38MPa13001400MPa =544.64MPa13001400MPa（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力 =843.88MPa13001400MPa =827.88MPa13001400MPa （5）常嚙合齒輪1，2的接觸應力 =846.26MPa13001400MPa =824.96MPa13001400MPa（6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力 =1190.67MPa19002000MPa =1532.47MPa19002000MPa =MPa19002000MPa3.6.4輪齒接觸應力計算輪齒接觸應力=0.418 式中:為輪齒的接觸應力；F為齒面上的法向力， ；-圓周力，；為計算載荷；d-節(jié)圓直徑；-節(jié)點處壓力角，-齒輪螺旋角；E-齒輪材料的彈性模量；b-齒輪接觸的實際寬度； 、-主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，直齒輪 、，斜齒輪 ， ； 、-主、從動齒輪節(jié)圓半徑。一擋齒輪接觸應力=0.418 =1203.7四擋齒輪接觸應力=0.418 =685.34 校核都在范圍之內，符合要求將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.2。表3.2變速器齒輪許用接觸應力齒 輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高擋1300-1400650-700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5863HRC，芯部硬度為3348HRC。第4章 設計總結本文設計研究了汽車變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，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計并講述了變速器中各部件材料的選擇。通過本課題的設計過程，主要目的在于能夠對汽車變速機的工作原理，結構進行深入分析與理解，對其結構進行設計計算以及相關圖紙繪制，進而鞏固所學基礎知識，使得理論知識能改得以運用于實際當中，達到強化的目的。對 變速器的結構，工作原理，以及詳細的結構設計與主要零部件的設計計算有一個全面而深入的掌握。參考文獻1.陳家瑞.汽車構造M.下冊.第三版.北京.人民交通出版社，20072.高延齡.汽車運用工程M.第二版.北京:人民交通出版社，20013.余志生.汽車理論M.第2版.北京:機械工業(yè)出版社，20084.鐘建國 廖耘 劉宏.汽車構造與駕駛M.長沙:中南大學出版社，20025.肖盛云 徐中明.汽車運用工程基礎M.重慶:重慶大學出版社，20076.梁治明 材料力學M. 遼寧：高等教育出版社出版，20057.徐正惠，胡海影.典型機械傳動設計M.北京：科學出版社,2004.8.鄭堤，唐可洪,機電一體化設計基礎，機械工業(yè)出版社，1997，北京9.陳小忠,黃寧,趙小俠.機械設計基礎M.北京:人民郵電出版社,2005.10.王德宇,非標準機械設計實例講解,北京理工大學出版社,2006,北京11.周紀良.車輛變速機的評價方法拖拉機與農用運輸，199412.王昆、何小柏、汪信遠.機械設計課程設計.北京：高等教育出版社，199513.徐灝.機械設計手冊.北京.機械工業(yè)出版社，199114.陳家瑞.汽車構造.北京：人民交通出版社，199815.余志生.汽車理論(第三版).北京:機械工業(yè)出版社,200016.杜梅先、朱東梅、蔣繼賢.畫法集合及機械制圖.北京:高等教育出版社,199717.周守仁.自動變速機.北京:中國鐵道出版社,199718.臧新群.汽車滾動軸承應用手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1997:708019. 成大先 機械設計手冊M.北京：化學工業(yè)出版社，200220.楊可楨 機械設計基礎M.北京：高等教育出版社，200621.Chief Editor Wang Wangyu M automobile design Beijing: Mechanical industry publishing house, 2000. 39