機(jī)械式六檔變速器設(shè)計(jì)【三維UG】[三軸式][普通轎車1.5噸]

機(jī)械式六檔變速器設(shè)計(jì)【三維UG】[三軸式][普通轎車1.5噸],三維UG,三軸式,普通轎車1.5噸,機(jī)械式,變速器,設(shè)計(jì),三維,UG,普通,轎車,1.5 編號(hào)： 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說(shuō)明書 題 目： 機(jī)械式六檔變速器設(shè)計(jì) 院 （系）： 機(jī)電工程學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué)生姓名： 劉京華 學(xué) 號(hào)： 1000110124 指導(dǎo)教師： 彭曉楠 職 稱： 副教授 題目類型：¨理論研究 ¨實(shí)驗(yàn)研究 t工程設(shè)計(jì) ¨工程技術(shù)研究 ¨軟件開發(fā) 2014年 5 月 26 日 摘 要 變速器是汽車中非常重要的組成部分。雖然機(jī)械式變速器換檔時(shí)沖擊比較大，操縱繁瑣，但其傳動(dòng)效率高、生產(chǎn)制造簡(jiǎn)單以及成本低，所以仍廣泛應(yīng)用在現(xiàn)代汽車上。在變速器中增加一個(gè)檔位，由于變速器相鄰檔之間的傳動(dòng)比變化更小，所以汽車換擋時(shí)的沖擊較小。本文根據(jù)市場(chǎng)上的五檔汽車，設(shè)計(jì)一個(gè)機(jī)械式六檔變速器，依據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)基本原理和方法主要設(shè)計(jì)變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、同步器和換擋操縱機(jī)構(gòu)等,然后對(duì)齒輪和軸進(jìn)行校核。 關(guān)鍵詞：變速器，六檔，機(jī)械式 Abstract Transmission is a very important component in automobile. Although the impact of the mechanical transmission is relatively large and has complex manipulation, but the transmission is efficient and simple and also has a low manufacturing cost, so it is still widely used in modern vehicles. An increase in the transmission gear, because the transmission ration between adjacent transimission gear become smaller, so the impact of the shift become smaller when the car change the gears. Based on the five-speed car on the market, the article designs a mechanical six-speed transmission according to the mechanical design of the basic principles and methods.The design contains transmission main mechanism design, synchronizer and shift control mechanism, etc., and then check the gear and shaft. KeyWords: Transmission; six-speed; mechanical 目錄 引言 1 1 變速器設(shè)計(jì)方案分析 2 1.1 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的分析與選擇 2 1.2 換擋結(jié)構(gòu)的分析與選擇 3 1.3 倒檔結(jié)構(gòu)布置 5 1.4 換擋操縱結(jié)構(gòu) 6 1.5 其他零部件分析和選擇 9 2 變速器主要參數(shù)的選擇 11 2.1 主要輸入?yún)?shù) 11 2.2 變速器傳動(dòng)比的選擇 11 2.3 中心距初步計(jì)算 13 2.4 齒輪參數(shù)選擇 13 2.5齒輪齒數(shù)的分配 14 3 變速器主要零部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算 18 3.1齒輪的幾何尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算 18 3.2 齒輪損壞的形式及原因 20 3.3 齒輪的材料選擇和處理工藝 21 3.4 變速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算 21 3.5 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核 23 3.6 花鍵 25 4 同步器設(shè)計(jì)與計(jì)算 27 4.1 同步器結(jié)構(gòu) 27 4.2 同步器工作原理 28 4.3 同步器主要尺寸確定 29 4.4 同步器主要參數(shù)確定 31 5 變速器的潤(rùn)滑和密封 33 5.1 潤(rùn)滑 33 5.2 密封 33 結(jié)論 34 謝 辭 35 參考文獻(xiàn) 36 IV 桂林電子科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說(shuō)明書用紙 第35頁(yè) 共36頁(yè) 引言 車在不同使用場(chǎng)合有不同的要求，采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車，其在實(shí)際工況下所要求的性能與發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛盾。例如，受到載運(yùn)量、道路坡度、路面質(zhì)量、交通狀況等條件的影響，汽車所需的牽引力和車速需要在較大范圍內(nèi)變化，以適應(yīng)各種使用要求；此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動(dòng)機(jī)本身是不可能倒轉(zhuǎn)的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來(lái)實(shí)現(xiàn)。上述發(fā)動(dòng)機(jī)牽引力、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動(dòng)機(jī)本身是難以解決的，車用變速器應(yīng)運(yùn)而生，它與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配，通過多擋位切換，可以使驅(qū)動(dòng)輪的扭矩增大到發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的若干倍，同時(shí)又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的幾分之一。 變速器是汽車非常重要配置，它對(duì)汽車的操控性、舒適性以及燃油經(jīng)濟(jì)性都起到很重要的作用，它占汽車制造成本的 7%。隨著我國(guó)汽車消費(fèi)者對(duì)汽車認(rèn)識(shí)的不斷提升，變速器已經(jīng)開始影響消費(fèi)者的購(gòu)車觀念。在過去的幾十年我國(guó)主要致力于研究開發(fā)發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)，而變速器已是現(xiàn)在的研發(fā)熱點(diǎn)。現(xiàn)在市場(chǎng)上主要的幾種變速器是手自一體變速器（AMT）、自動(dòng)變速器（AT）、無(wú)級(jí)變速變速器（CVT）和雙離合變速器（DCT），它們各有優(yōu)缺點(diǎn)。AT 的節(jié)能效果差一些，但是舒適性好，元器件可靠性高，其生產(chǎn)歷史長(zhǎng)，使用范圍大。CVT 適合小型車，AMT 在換檔時(shí)會(huì)有短暫的中斷，舒適性差一些。DCT 結(jié)合了手動(dòng)變速器的燃油經(jīng)濟(jì)性和自動(dòng)變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器演變而來(lái)。 在我國(guó)，據(jù)調(diào)查 2008 年手動(dòng)變速器的市場(chǎng)比重為 74%，占據(jù)較大的市場(chǎng)份額。雖然自動(dòng)變速器市場(chǎng)占有率會(huì)不斷的增加，但是由于手動(dòng)變速器的燃油經(jīng)濟(jì)性、節(jié)能性、技術(shù)的高度成熟以及它給駕駛者帶來(lái)的全方位的駕駛樂趣決定了其在變速器市場(chǎng)上不可取代的地位。 目前，國(guó)內(nèi)機(jī)械式變速器主要采用齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳遞動(dòng)力。齒輪是手動(dòng)變速器的主要傳動(dòng)部件，由于其具有結(jié)構(gòu)緊湊、效率高、壽命長(zhǎng)、工作可靠和維修方便等特點(diǎn)，在運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的傳遞等方面得到了非常普遍的應(yīng)用，并且有關(guān)齒輪的設(shè)計(jì)方法也已經(jīng)有了相應(yīng)的規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)。 1 變速器設(shè)計(jì)方案分析 變速器設(shè)計(jì)方案主要有傳動(dòng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、換擋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、倒檔結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和換擋操縱機(jī)構(gòu)等設(shè)計(jì)。這些都是變速器中的重要的組成部分。 1.1 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的分析與選擇 變速器傳動(dòng)布置方案主要有兩種：兩軸式布置和三軸式布置。變速器的傳動(dòng)布置方案對(duì)變速器的傳動(dòng)效率、尺寸結(jié)構(gòu)、傳動(dòng)比有直接影響。 1.1.1兩軸式變速器 圖1.1 二軸結(jié)構(gòu) 如圖1.1是一個(gè)兩軸式變速器的傳動(dòng)布置方案。兩軸式布置方案的變速器的主要特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、空間尺寸小。發(fā)動(dòng)機(jī)前置且前輪驅(qū)動(dòng)的轎車，這種布置使汽車傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性能好并且可使汽車重量降低6%~10%。如圖1.1所示。兩軸式變速器是沒有直接擋，所以汽車在高擋運(yùn)行時(shí)，齒輪和軸承都有承載，因此產(chǎn)生的噪聲較大，也加大了齒輪磨損，這是它的缺點(diǎn)。另外，變速器的低擋傳動(dòng)比上限也受到較大限制。兩軸式變速器的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，空間緊湊，缺點(diǎn)是沒有直接檔、低檔傳動(dòng)比小。 1.1.2三軸式變速器 圖1.2 三軸式結(jié)構(gòu) 如圖1.2是三軸式變速器的示意圖。從圖中我們可以看到，變速器的第一軸（接發(fā)動(dòng)機(jī)的軸）常嚙合齒輪與第二軸（至差速器的軸）的各擋齒輪分別與中間軸上相應(yīng)的齒輪相互嚙合，并且第一、第二軸同心。如果將第一、第二軸直接連起來(lái)時(shí)稱為直接擋。使用直接檔時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承受載荷，第一、第二軸之間直接傳遞動(dòng)力。所以，掛直接擋時(shí)，變速器傳遞效率高，齒輪磨損和噪音也比較小，這是三軸式變速器的一個(gè)優(yōu)點(diǎn)。在其他檔位時(shí)需要經(jīng)過中間軸的兩對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，所以在齒輪中心距（第二軸與中間的中心距）比較小的情況下依然可以獲得比較大傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另外一個(gè)優(yōu)點(diǎn)。但是它其缺點(diǎn)是：除直接擋外其他各擋需要經(jīng)過中間軸，傳動(dòng)效率有所下降。 為了汽車在高速運(yùn)行時(shí)有較高的效率，減少噪聲，在低速運(yùn)行時(shí)有較大傳動(dòng)比，所以綜合二軸式變速器和三軸式變速器的優(yōu)點(diǎn)和缺點(diǎn)，在本設(shè)計(jì)中使用三軸式布置方案。 1.2 換擋結(jié)構(gòu)的分析與選擇 常用的換擋結(jié)構(gòu)有同步器、嚙合套和直齒滑動(dòng)齒輪三種。 1.2.1直齒滑動(dòng)齒輪換檔 直齒輪滑動(dòng)換擋結(jié)構(gòu)制造方便，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。但是這種結(jié)構(gòu)缺點(diǎn)比較多：汽車運(yùn)行時(shí)各檔的齒輪有不同的角度速度，使用用滑動(dòng)直齒齒輪換檔，會(huì)在齒輪端面產(chǎn)生較大沖擊，并有巨大的噪聲，另外這種結(jié)構(gòu)齒輪端面容易磨損，導(dǎo)致變速器容易損壞。換檔時(shí)產(chǎn)生沖擊和噪聲使乘坐體驗(yàn)大大地降低。要克服上述特點(diǎn)要求駕駛員用較熟練的駕駛技術(shù)（如恰當(dāng)?shù)乜刂齐x合器），使齒輪換檔時(shí)產(chǎn)生沖擊較小。所以，這種直齒輪滑動(dòng)換擋結(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但是在現(xiàn)代汽車中已經(jīng)很少使用。 1.2.2 嚙合套換檔 變速器輸出軸齒輪和中間軸齒輪是常嚙合的，因此可以使用嚙合套來(lái)?yè)Q檔。變速器中的齒輪不再參與換檔，齒輪端面與換擋機(jī)構(gòu)沒有接觸，所以齒輪不像直齒滑動(dòng)齒輪換擋那樣齒輪容易損壞。但是由于嚙合換擋時(shí)，輸出軸的轉(zhuǎn)速與即將被嚙合的齒輪的轉(zhuǎn)速不相同，在換擋時(shí)會(huì)產(chǎn)生較大換檔沖擊。對(duì)汽車安全性和乘坐體驗(yàn)仍有影響。同時(shí)，依然要求駕駛員有比較熟練的駕駛技術(shù)。 1.2.3 同步器換檔 圖1.3 同步器 如圖1.3同步器在嚙合套和嚙合齒輪之間增加了一個(gè)同步環(huán)（即鎖環(huán)）。在換擋時(shí)，在換擋撥叉的作用下，嚙合套和同步環(huán)一起移向被嚙合齒輪。在嚙合套與齒輪嚙合之前，同步環(huán)的錐面先與齒輪上的錐面接觸，在換擋撥叉的作用力下，同步環(huán)錐面與齒輪上的錐面產(chǎn)生摩擦力，使輸出軸的轉(zhuǎn)速與被嚙合齒輪的轉(zhuǎn)速相同。這樣在嚙合時(shí)，嚙合齒之間的沖擊減少，這樣在換擋時(shí)就沒有較大的換擋沖擊。 雖然同步器的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，制造的精度高，并且軸向尺寸大，但由于它能夠在換擋時(shí)操作輕便、迅速，并且換擋沖擊小、無(wú)噪聲，并且在駕駛時(shí)換擋技術(shù)要求不高，從而有顯著提高汽車的加速性能、與汽車駕駛安全性，亦可以延長(zhǎng)齒輪使用壽命，故在現(xiàn)代汽車上得到廣泛地使用。 在本設(shè)計(jì)中，所有的換擋結(jié)構(gòu)都是使用同步器換擋。 1.3 倒檔結(jié)構(gòu)布置 圖1.4倒檔布置 在汽車倒檔時(shí)，輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與前進(jìn)檔的方向是相反的，所以在倒檔齒輪之間放一個(gè)惰輪，改變輸出軸上的齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)方向。所謂“惰輪”是兩個(gè)不互相接觸的傳動(dòng)齒輪中間起傳遞作用的齒輪，同時(shí)跟這兩個(gè)齒輪嚙合，用來(lái)改變被動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，使之與主動(dòng)齒輪相同。它的作用只是改變轉(zhuǎn)向并不能改變傳動(dòng)比。 1.4 換擋操縱結(jié)構(gòu) 圖1.5 操縱器 如圖1.5所示是變速器的操縱機(jī)構(gòu)。主要由撥叉、撥叉軸和變速桿組成。變速器的操縱機(jī)構(gòu)主要有兩種：直接操縱式和遠(yuǎn)距離操縱式。一般的汽車的變速器安放在駕駛員位置附近，這樣變速桿可以放在駕駛員附近，駕駛員可以直接操縱變速器。另外有些汽車的駕駛員座位遠(yuǎn)離變速器，這時(shí)通過在變速桿和換擋撥叉間加幾個(gè)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)距離操作變速器。 另外，在設(shè)計(jì)變速器時(shí)還要考慮幾個(gè)問題。一是操縱結(jié)構(gòu)中應(yīng)該設(shè)置自鎖裝置，以防變速器自動(dòng)換擋或者掛檔后脫檔。二是操縱結(jié)構(gòu)中應(yīng)該設(shè)置互鎖裝置，防止變速器同時(shí)掛上兩個(gè)檔位，導(dǎo)致變速器損壞。三是設(shè)置倒檔安全機(jī)構(gòu)，防止汽車在高速運(yùn)行時(shí)，駕駛員不小心掛上倒檔。 1.4.1自鎖結(jié)構(gòu) 圖1.6 自鎖結(jié)構(gòu) 如圖1.6所示，自鎖結(jié)構(gòu)由自鎖彈簧、自鎖鋼球、和撥叉軸上的凹槽組成。當(dāng)換擋時(shí)，撥叉軸在換擋撥叉的作用力下移動(dòng)，自鎖鋼球向上運(yùn)動(dòng)。掛好檔之后，鋼球在彈簧的作用力下壓在撥叉軸的另一個(gè)凹槽中，鎖住撥叉軸，防止撥叉軸移動(dòng)。 1.4.2互鎖結(jié)構(gòu) 圖1.7互鎖結(jié)構(gòu) 圖1.8 自鎖與互鎖 如圖1.7和圖1.8所示，互鎖結(jié)構(gòu)由互鎖鋼球、互鎖銷和撥叉軸上的凹槽組成。在換擋時(shí)，撥叉軸在換擋撥叉的作用力下移動(dòng)，互鎖鋼球和互鎖銷隨著移動(dòng)。掛好檔之后，互鎖鋼球和互鎖銷會(huì)把其他的撥叉軸鎖住，這樣其他撥叉軸就不能移動(dòng)。 1.5 其他零部件分析和選擇 變速器的主要零部件有齒輪、軸和軸承。 1.5.1齒輪 雖然斜齒圓柱齒輪在傳動(dòng)時(shí)產(chǎn)生軸向力，并且加工比直齒圓柱齒輪加工復(fù)雜。但是與直齒輪傳動(dòng)相比較，斜齒輪的嚙合性能好，傳動(dòng)比較平穩(wěn)，噪聲小，重合度大，大大降低了每對(duì)齒輪的載荷，提高了齒輪的承載能力和壽命。另外，斜齒輪不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)也較小【1】。因?yàn)樾饼X輪的這些優(yōu)點(diǎn)，斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。直齒圓柱齒輪僅用于變速器的一檔和倒檔。 所以在本設(shè)計(jì)中，一檔和倒檔都是使用直齒圓柱齒輪，其他各檔都是使用斜齒圓柱齒輪。 1.5.2軸 機(jī)械式變速器的軸在工作時(shí)要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩，如果軸有比較明顯的變形將會(huì)影響齒輪正常嚙合傳動(dòng)，并且產(chǎn)生噪聲，會(huì)降低軸和齒輪的使用壽命。在設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)形狀時(shí)，除了要保證軸的強(qiáng)度和剛度外，還要綜合考慮齒輪、軸承及同步器等零部件的安裝。另外與軸的制造工藝也有密切聯(lián)系[2]。 第一軸一般和齒輪做一個(gè)齒輪軸，軸的長(zhǎng)度由離合器總成的軸向尺寸確定。第一軸上的花鍵尺寸應(yīng)該和離合器從動(dòng)盤上的的內(nèi)花鍵尺寸相適應(yīng)。 為了方便齒輪、軸承和同步器的安裝，第二軸設(shè)計(jì)成階梯軸。另外依據(jù)軸受力情況和合理地利用材料來(lái)看，將第二軸設(shè)計(jì)成階梯軸也是合理的。但是第二軸上的各個(gè)截面尺寸不能相差太大。為了方便各檔齒輪的軸向定位和階梯軸的設(shè)計(jì)，齒輪上的軸向定位都是使用彈性擋圈。另外第二軸上安裝同步器的花鍵轂的花鍵都是使用矩形花鍵。 為了方便變速器的安裝，減少不必要的零部件，變速器的中間設(shè)計(jì)為齒輪軸的階梯軸。 1.5.3軸承 作高速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的機(jī)械式變速器軸支承在箱體上或者其他部位以及齒輪與軸不做固定連接處都應(yīng)該安裝軸承。一軸、二軸和中間軸支撐在箱體上，軸上有斜齒輪，所以可以使用角接觸軸承。角接觸軸承可以同時(shí)承受徑向載荷以及軸向載荷，也可以單獨(dú)承受軸向載荷。能在較高轉(zhuǎn)速下正常工作[2]。在輸出軸上，齒輪并不隨軸一起轉(zhuǎn)動(dòng)，所以使用滾針軸承。 2 變速器主要參數(shù)的選擇 以汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出參數(shù)作為變速器的輸入?yún)?shù)，然后計(jì)算變速器的傳動(dòng)比。最后依據(jù)傳動(dòng)比選擇中心距和齒輪的參數(shù)等。 2.1 主要輸入?yún)?shù) 在本設(shè)計(jì)中，變速器的主要輸入?yún)?shù)依據(jù)目前市場(chǎng)熱銷的汽車來(lái)選擇。主要的設(shè)計(jì)參數(shù)如表2.1所示。 表2.1 變速器主要輸入?yún)?shù) 主減速比 4.11 最高時(shí)速（km/h） 210 輪胎型號(hào) 215/60 R16 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) EA888 最大扭矩(N·m) 250 最大功率(kw) 118 最大功率轉(zhuǎn)速 4500-6200rpm 馬力（ps） 161 整車質(zhì)量（kg） 1500 滿載質(zhì)量（kg） 2040 2.2 變速器傳動(dòng)比的選擇 在本節(jié)內(nèi)容中主要討論了機(jī)械式變速器的傳動(dòng)比范圍，然后計(jì)算機(jī)械式變速器的各檔的傳動(dòng)比。 2.2.1 傳動(dòng)比范圍 機(jī)械師變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低檔的傳動(dòng)比與最高檔的轉(zhuǎn)動(dòng)比的比值。 一般情況下最高檔是直接檔，其傳動(dòng)比為1，在本文設(shè)計(jì)中，最高檔的傳動(dòng)比也是設(shè)置為1；有的機(jī)械式變速器的最高檔是超速檔，其傳動(dòng)比為 0.7～0.8。影響汽車最低檔的傳動(dòng)比的因素有：在發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速時(shí)所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的摩擦力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求的最低穩(wěn)定行駛車速等?，F(xiàn)代轎車的傳動(dòng)比范圍一般在 3.0～4.5之間，輕型貨車的傳動(dòng)比在 5.0～8.0 之間，商用車的傳動(dòng)比則更大。本文設(shè)計(jì)變速器是安裝在現(xiàn)代轎車上的，所以其傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間。 2.2.2一檔傳動(dòng)比計(jì)算 在選擇變速器一檔的傳動(dòng)比時(shí)，要綜合考慮汽車的最大爬坡度、車輪與路面的摩擦力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和車輪的半徑。汽車在使用一檔爬陡坡時(shí)，車速一般不會(huì)很高，空氣阻力可忽略不計(jì)，那么發(fā)動(dòng)機(jī)提供的最大驅(qū)動(dòng)力主要用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有 Temaxi0i1ηr≥mg(fcosαmax+fsinαmax) （2-1） 即 i1≥mgr(fcosαmax+fsinαmax)Tmaxi0η （2-2） 在上式中 Temax ------發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； i0------主減速比； i1------一檔傳動(dòng)比； η------傳動(dòng)效率（在本設(shè)計(jì)中，傳動(dòng)效率為96%）； αmax------最大爬坡度（在本設(shè)計(jì)中，最大爬坡度為20°）； r------輪胎半徑 f------滾動(dòng)阻力系數(shù) 下面計(jì)算輪胎半徑。根據(jù)輪胎的型號(hào)215/60 R16，215是指輪胎橫截面寬度為215毫米，55是指高寬比為55%，R表示子午線輪胎結(jié)構(gòu)，16是指輪輞直徑為16英寸。另外，1英寸約等于25.4毫米。所以可以得到輪胎的半徑為 r=215×5%+16×25.4÷2 mm=535.4mm 根據(jù)變速器的主要輸入?yún)?shù)（表2.1）和公式2.2可以計(jì)算出變速器的一檔傳動(dòng)比為： i1=3.96 2.2.3其他各檔傳動(dòng)比的計(jì)算 在傳統(tǒng)的機(jī)械式變速器中各檔傳動(dòng)比之間一般是按照等比級(jí)數(shù)來(lái)分配,用等比級(jí)數(shù)分配傳動(dòng)比方法可以使發(fā)動(dòng)機(jī)在接近外特性的最大功率附近運(yùn)轉(zhuǎn),增大汽車后備功率，提高汽車的爬坡性能[3]。 按等公比原則來(lái)分配傳動(dòng)比，所以各檔的傳動(dòng)比是一個(gè)等比數(shù)列。即： i1/i2 = i2/i3=…=q 等比級(jí)數(shù)分配各檔傳動(dòng)比只是理論上的傳動(dòng)比分配原則,而在實(shí)際設(shè)計(jì)中由于齒輪齒數(shù)只能是整數(shù),實(shí)際的傳動(dòng)比的會(huì)與理論值有點(diǎn)偏離。另外按照等比級(jí)數(shù)來(lái)分配各檔傳動(dòng)比主要目的是在于改善汽車的性能,充分發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力。 另外現(xiàn)代的汽車研究理論認(rèn)為傳動(dòng)比之間的比值越小汽車越省油,換擋也將會(huì)更加容易。在汽車實(shí)際行駛過程中，多數(shù)時(shí)間汽車是處在高檔位,高檔之間的換擋頻率也比低檔之間換擋頻率要高很多,所以,在設(shè)計(jì)時(shí)高檔傳動(dòng)比之間的比值應(yīng)該要小于低檔[4]。 現(xiàn)在先根據(jù)等比級(jí)數(shù)分配各檔傳動(dòng)比的原則粗略計(jì)算其他各檔傳動(dòng)比，最后根據(jù)齒輪的齒數(shù)計(jì)算實(shí)際的傳動(dòng)。 在本設(shè)計(jì)中，最高檔六檔的傳動(dòng)比為1。各檔之間的傳動(dòng)比公比q為： q=5i1i6=1.32 由此得到其他各檔傳動(dòng)比： i2=3.00 i3=2.28 i4=1.73 i5=1.32 在傳統(tǒng)的變速器中倒檔齒輪的傳動(dòng)比與一檔的傳動(dòng)相近，所以在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取與3.90. 變速器各檔傳動(dòng)比如下表： 表2.2 傳動(dòng)比 倒檔 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 六檔 傳動(dòng)比 3.90 3.96 3.00 2.28 1.73 1.32 1.00 2.3 中心距初步計(jì)算 在三軸式變速器中，變速器中心距A是指中間軸與第二軸之間的軸線距離距 A。中心距是三軸式變速器的一個(gè)重要參數(shù)，它的大小不僅對(duì)變速器的結(jié)構(gòu)尺寸有影響，而且它對(duì)齒輪的接觸強(qiáng)度有重要影響。變速器的中心距越小，齒輪的接觸壓力越大，齒輪壽命就越短。所以最小的中心距要保證輪齒的接觸強(qiáng)度。另外還要考慮軸在箱體上的安裝。為了方便安裝軸，中心距應(yīng)該設(shè)計(jì)大一點(diǎn)。在考慮箱體的強(qiáng)度時(shí)，最好也是將中心設(shè)計(jì)大一點(diǎn)?，F(xiàn)在先根據(jù)對(duì)實(shí)際生產(chǎn)的變速器的統(tǒng)計(jì)而得到的經(jīng)驗(yàn)公式初選： A=KA3Tmaxi0η （2-3） 在上面的公式中 A------中心距 KA------中心距系數(shù)。（對(duì)轎車，KA=8.9~9.3。在本設(shè)計(jì)中KA=9.0） 所以得到初選中心距為88.15mm 2.4 齒輪參數(shù)選擇 在本節(jié)中主要齒輪的模數(shù)、齒輪齒形、壓力角和螺旋角等。這些都是齒輪的重要參數(shù)。 2.4.1齒輪模數(shù) 齒輪的模數(shù)是由輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度或者在最大載荷作用下的靜強(qiáng)度確定的。選擇齒輪模數(shù)時(shí)應(yīng)該考慮到適當(dāng)增大齒輪齒寬而減小齒輪模數(shù)時(shí)可以降低變速器的噪聲，然而為了減小變速器的重量，則可以通過增大齒輪模數(shù)和減小齒輪齒寬和中心距實(shí)現(xiàn)。對(duì)于轎車而言降低噪聲很重要，而對(duì)于貨汽車則應(yīng)該減小變速器的重量[5]。對(duì)于機(jī)械式變速器齒輪應(yīng)采用小模數(shù),多齒數(shù)來(lái)獲得2～3 的重合系數(shù)和良好的運(yùn)行平穩(wěn)性和較小的噪聲,且可增加接觸壽命。機(jī)械式變速器低檔齒輪模數(shù)應(yīng)該比高檔的齒輪大一點(diǎn)。 一般機(jī)械式變速器齒輪模數(shù)可以根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式求得： m=(0.4~0.6)3Tmax （2-4） 其中Tmax=201N·m 所以m=2.97mm。另外選擇的模數(shù)應(yīng)該符合國(guó)標(biāo)GB1357-1987 規(guī)定并滿足強(qiáng)度要求。所以在本設(shè)計(jì)中模數(shù)初選結(jié)果如下表2.3所示。 表2.3模數(shù) 倒檔 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 六檔 模數(shù)(mm) 3.0 3.5 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 2.4.2齒輪齒形、壓力角和斜齒輪螺旋角的選擇 斜齒輪在傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，會(huì)產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。在設(shè)計(jì)變速器時(shí)應(yīng)盡量使中間軸上工作的兩對(duì)斜齒輪產(chǎn)生的軸向力相互抵消，以降低軸承載荷，提高軸承的使用壽命。所以，中間軸上不同檔位的齒輪的螺旋角應(yīng)該是相同的。但是為了簡(jiǎn)化工藝和設(shè)計(jì)，中間軸上的斜齒輪的螺旋方向都取為右旋，那么第一軸和第二軸上的斜齒輪則取為左旋。另外，一檔和倒檔設(shè)計(jì)為直齒。 機(jī)械式變速器中的齒輪都使用漸開線齒廓。國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的齒輪標(biāo)準(zhǔn)壓力角是20°。增大壓力角會(huì)使齒根圓齒厚和節(jié)圓處漸開線曲率半徑增大，所以齒輪的彎曲強(qiáng)度與接觸強(qiáng)度得到提高，但是不根切的最少齒數(shù)變小，重合度減小，噪聲也會(huì)隨之增大。所以在本設(shè)計(jì)中使用國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。 斜齒輪的螺旋角也要選擇合適。斜齒輪的螺旋角太小時(shí)，發(fā)揮不了斜齒輪的優(yōu)點(diǎn)。當(dāng)斜齒輪的螺旋角太大是，斜齒輪產(chǎn)生的軸向力又非常大，將會(huì)降低軸承的壽命。另外，增大齒輪的螺旋角會(huì)使齒輪嚙合時(shí)重合系數(shù)增大，工作平穩(wěn)、噪聲減小，齒輪的強(qiáng)度也會(huì)得到提高，但是當(dāng)螺旋角>30°時(shí)，雖然齒輪的接觸強(qiáng)度將會(huì)提高，但是齒輪的彎曲強(qiáng)度則會(huì)突然下降[6]。所以，考慮到提高低檔齒輪的彎曲強(qiáng)度，螺旋角不能太大。所以本設(shè)計(jì)中的斜齒輪的螺旋角在8°~20°之間選擇。 2.5齒輪齒數(shù)的分配 在初步選擇中心距、齒輪模數(shù)和斜齒輪的螺旋角之后，可根據(jù)機(jī)械變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)[26]。本文設(shè)計(jì)的機(jī)械式變速器的傳動(dòng)方案如下圖 2.1 所示，另外應(yīng)該注意的是，各檔齒輪間的齒數(shù)比應(yīng)盡量不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 圖2.1結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 2.5.1 一檔齒輪齒數(shù) 一檔齒輪的傳動(dòng)比： i1=Z2Z11Z1Z12 （2-5） 如果z11和z12的齒數(shù)確定，z1和z2就可以算出來(lái)了。為了計(jì)算z11和z12，可以先求出它們的齒數(shù)之和zh。 zh=2Am （2-6） 代入數(shù)據(jù)后計(jì)算得zh=50.37，取整后zh=50。zh取整之后，對(duì)中心距修正得A=87.5mm。 下面對(duì)z11和z12這一對(duì)齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分配。為了使一檔的傳動(dòng)比大一些，中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些。在一檔傳動(dòng)比i1已經(jīng)確定的情況下，中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)取小一些，使z11/z12的值盡可能大，這樣第一軸上的常嚙合齒輪的齒數(shù)會(huì)多些，以便在第一軸的內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證第一軸軸有足夠的厚度。另外，中間軸上一檔齒輪的最少齒數(shù)還要受中間軸的軸徑大小限制，也就是受中間軸的剛度限制。所以要對(duì)軸的尺寸和齒輪的齒數(shù)統(tǒng)一考慮。在本設(shè)計(jì)中取中間軸上一檔齒輪z11的齒數(shù)為17。z12=zh-z11=50-17=33。 2.5.2 常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 常嚙合齒輪的傳動(dòng)比為： z2z1=i1z12z11 （2-7） 另外常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等。所以得到 A=mn(z1+z2)2cosβ （2-8） 先初選螺旋角β1=20°。算得z1=18.12，z2=38.32。然后對(duì)齒數(shù)取整。得z1=18，z2=38。 對(duì)齒數(shù)取整后，對(duì)螺旋角修正得β1=19°28′。 2.5.2 其他檔的齒輪的齒數(shù) 二檔中兩對(duì)嚙合的斜齒輪滿足下面兩個(gè)等式： i2=Z2Z9Z1Z10 （2-9） A=mn(z9+z9)2cosβ （2-10） 另外斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。在設(shè)計(jì)變速器斜齒輪時(shí)，應(yīng)該使同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪的軸向力相互抵消。為了使兩個(gè)軸向力平衡必須滿足下面等式： tanβ1tanβ9=z2z1+z2(1+z9z10) （2-11） 聯(lián)立上面三個(gè)方程解得:z9=32.86,z10=24.12,取整后得z9=33,z10=24，螺旋角β=12°16′。 依照同樣的方法可以計(jì)算其他檔的齒輪的齒數(shù)和螺旋角。求得的結(jié)果如下： 三檔齒輪：齒數(shù)z7=30 齒數(shù)z8=27 螺旋角β=12°16′ 四檔齒輪：齒數(shù)z5=26 齒數(shù)z6=31 螺旋角β=16°16′ 五檔齒輪：齒數(shù)z3=22 齒數(shù)z4=34 螺旋角β=16°16′ 2.5.3 齒輪的齒寬 齒輪的齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命情況都有影響。齒輪的齒寬減小將影響到變速器的傳動(dòng)平穩(wěn)，小的齒寬加大了齒輪應(yīng)力。但是為了減小變速器的軸向尺寸以及減小變速器質(zhì)量，宜采用小的齒寬。當(dāng)齒輪的齒寬度較大,齒輪的承載能力會(huì)提高。但是當(dāng)齒輪承載后,由于軸的撓曲變形和齒輪的形狀誤差等因素,會(huì)造成齒寬方向的受力不均,所以齒輪的齒寬也不宜過大。這些都應(yīng)該綜合考慮。 在本設(shè)計(jì)中根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算齒輪齒寬。 b=kcmn （2-12） 其中kc是齒寬系數(shù)（直齒輪取4.5～8.0，斜齒輪取6.0～8.5）。為了簡(jiǎn)化制造工藝和設(shè)計(jì)，齒寬都取b=26mm。 2.5.4 倒檔的齒輪的齒數(shù) 倒檔的傳動(dòng)比跟一檔的傳動(dòng)比非常接近，所以中間軸上的倒檔齒輪取z14=17。然后根據(jù)倒檔的傳動(dòng)比： i倒=z13z14?z2z1 （2-13） 可以求得z13=31. 由于惰輪只是用于轉(zhuǎn)換輸出軸的轉(zhuǎn)向，所以本設(shè)計(jì)中惰輪的齒數(shù)z惰=23。 根據(jù)倒檔上三個(gè)齒輪的齒數(shù)，可以計(jì)算出中間軸與倒檔軸的中心距： A=12m(z14+z惰) （2.14） 代入數(shù)據(jù)算得A=60mm 同理得輸出軸與倒檔軸的中心距： A=12m(z13+z惰) （2.15） 代入數(shù)據(jù)算得A=81mm 綜合上面的計(jì)算可以得到變速器中所有齒輪的齒數(shù)和螺旋角。如下表2.4所示。 表2.4 齒數(shù)和螺旋角 齒輪 齒數(shù) 螺旋角 齒輪1 18 19°28′ 齒輪2 38 19°28′ 齒輪3 22 16°16′ 齒輪4 34 16°16′ 齒輪5 26 16°16′ 齒輪6 31 16°16′ 齒輪7 27 12°16′ 齒輪8 30 12°16′ 齒輪9 33 12°16′ 齒輪10 24 12°16′ 齒輪11 33 0° 齒輪12 17 0° 齒輪13 31 0° 齒輪14 17 0° 惰輪 23 0° 根據(jù)齒輪的實(shí)際齒數(shù)可以修正變速器的傳動(dòng)比，修正結(jié)果如下表： 表2.5 修正傳動(dòng)比 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 六檔 倒檔 傳動(dòng)比 3.99 2.83 2.28 1.78 1.33 1.00 3.75 3 變速器主要零部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算 變速器需要設(shè)計(jì)的主要零部件有齒輪的幾何尺寸、齒輪的校核、軸的設(shè)計(jì)、軸的校核、花鍵的設(shè)計(jì)和花鍵的校核等。 3.1齒輪的幾何尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算 機(jī)械式變速器的齒輪均為漸開線齒輪。漸開線齒輪除了能滿足傳動(dòng)平穩(wěn)、傳動(dòng)比恒定不變等基本要求之外，還具有互換性好、中心距具有可分離性及切齒刀具制造容易等優(yōu)點(diǎn)。漸開線齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數(shù)、分度圓壓力角必須分別相等，兩斜齒輪的螺旋角必須相等而方向相反[7] 下面表3.1是齒輪的幾何尺寸計(jì)算公式 表3.1 齒輪計(jì)算公式 名稱 符號(hào) 計(jì)算公式 基圓柱螺旋角 βb tanβb = tanβcosαt 端面模數(shù) mt mt=mn/cosβ 端面壓力角 at tan at= tan an/cosβ 法面齒距 pn pn=πmn 端面齒距 pt pt=pn/cosβ 法面基圓齒距 Pbn pbn=pncosαn 分度圓直徑 d d=zmt 基圓直徑 db db=dcosαt 齒頂高 ha ha=mn h*an 齒根高 hf hf= mn(h*an+ c*n) 齒頂圓直徑 da da=d+2ha 齒根圓直徑 df df=d-2hf 其中h*an是法面齒頂高系數(shù)，c*n是法面頂隙系數(shù)。β是螺旋角 根據(jù)表1.3的計(jì)算公式計(jì)算各個(gè)齒輪的幾何尺寸。如表3.2和表3.3所示 表3.2 齒輪幾何尺寸-1 名稱 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒輪5 齒輪6 齒輪7 齒數(shù) 18 37 22 34 26 30 30 法面模數(shù)(mm) 3 3 3 3 3 3 3 螺旋角(deg) 19.46 19.46 16.26 16.26 16.26 16.26 12.27 基圓柱螺旋角(deg) 18.75° 18.75 15.52 15.52 15.52 15.52 11.61 端面模數(shù)(mm) 3.19 3.19 3.19 3.19 3.19 3.19 3.19 端面壓力角(deg) 22.11° 22.11 21.72 21.72 21.72 21.72 21.34 法面齒距(mm) 9.42 9.42 9.42 9.42 9.42 9.42 9.42 端面齒距(mm) 10.00 10.00 9.81 9.81 9.81 9.81 9.64 法面基圓齒距(mm) 8.86 8.86 8.86 8.86 8.86 8.86 8.86 分度圓直徑(mm) 57.27 111.72 68.75 106.25 81.25 93.75 92.10 基圓直徑(mm) 53.06 109.06 60.86 98.70 75.48 87.09 85.79 齒頂高(mm) 3 3 3 3 3 3 3 齒根高(mm) 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 齒頂圓直徑(mm) 63.27 123.72 74.75 112.25 84.25 99.75 98.10 齒根圓直徑(mm) 49.77 110.23 61.25 98.75 73.75 86.25 84.60 名稱 齒輪8 齒輪9 齒輪10 齒輪11 齒輪12 齒輪13 齒輪14 齒數(shù) 27 33 24 33 17 31 17 法面模數(shù)(mm) 3 3 3 3.5 3.5 3 3 螺旋角(deg) 12.27 12.27 12.27 基圓柱螺旋角(deg) 11.61 11.61 11.61 端面模數(shù)(mm) 3.19 3.19 3.19 端面壓力角(deg) 21.34 21.34 21.34 法面齒距(mm) 9.42 9.42 9.42 10.99 10.99 9.42 9.42 端面齒距(mm) 9.64 9.64 9.64 法面基圓齒距(mm) 8.86 8.86 8.86 10.33 10.33 8.85 8.85 分度圓直徑(mm) 82.89 101.31 73.68 115.5 59.5 93051 69 基圓直徑(mm) 77.21 94.36 68.63 107.93 55.60 86.90 47.65 齒頂高(mm) 3 3 3 3.5 3.5 3 3 齒根高(mm) 3.75 3.75 3.75 4.36 4.36 3.75 3.75 齒頂圓直徑(mm) 88.89 107.31 79.68 122.5 66.5 99 57 齒根圓直徑(mm) 75.39 93.81 66.18 106.75 50.75 85.5 43.5 表3.3齒輪幾何尺寸-2 3.2 齒輪損壞的形式及原因 機(jī)械式變速器的齒輪損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落、移動(dòng)換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合[8]。 輪齒折斷主要發(fā)生在下面的幾種情況：輪齒受到的沖擊載荷太大，導(dǎo)致輪齒彎曲折斷；在齒輪的嚙合過程中，輪齒根部會(huì)產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，另外在輪齒過渡圓角處又會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中，所以當(dāng)齒輪受到太大的載荷作用時(shí)，輪齒根部的彎曲應(yīng)力超過了材料的許用應(yīng)力，輪齒就會(huì)斷裂。這種由于齒輪強(qiáng)度不夠而產(chǎn)生的輪齒斷裂，在機(jī)械式變速器中這種斷裂情況是較少發(fā)生。在變速器中常見的輪齒斷裂情況主要是因?yàn)樵谥貜?fù)載荷的作用下使齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)了疲勞裂縫而逐漸擴(kuò)大到一定深度后導(dǎo)致折斷，其破壞斷面在疲勞裂縫部分是呈光滑表面，而突然斷裂的斷面呈粗粒狀表面。變速器中低檔的小齒輪由于載荷較大而齒數(shù)較少、齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。 齒面點(diǎn)蝕是變速器中高速檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。齒輪的齒面長(zhǎng)期在脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用下，會(huì)產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。齒輪在嚙合時(shí)由于齒面之間的相互擠壓，使填滿了潤(rùn)滑油的裂縫內(nèi)油壓增高，導(dǎo)致裂縫的進(jìn)一步加大，最后在齒面產(chǎn)生剝落，使齒面上形成許多小點(diǎn)，即所謂點(diǎn)蝕[9]。齒輪的點(diǎn)蝕使齒輪齒形誤差加大進(jìn)而產(chǎn)生動(dòng)載荷，甚至可能引起齒輪輪齒折斷。一般是靠近節(jié)圓根部的齒面處點(diǎn)蝕比靠近節(jié)圓頂部的點(diǎn)蝕嚴(yán)重；主動(dòng)小齒輪比被動(dòng)大齒輪點(diǎn)蝕嚴(yán)重。 對(duì)于高速重載齒輪，由于齒面間的相對(duì)滑動(dòng)速度快、接觸壓力大，在齒輪接觸區(qū)產(chǎn)生高溫進(jìn)而破壞掉齒面間的潤(rùn)滑油膜，使兩個(gè)齒輪的齒面直接接觸。在局部高溫、高壓下的條件下，齒面熔焊粘連在一起，齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。在一般的汽車機(jī)械式變速器中，產(chǎn)生膠合損壞的現(xiàn)象時(shí)很少見的。 加大齒輪的輪齒根部齒厚，增大齒輪齒根圓角半徑，采用高齒，提高齒輪重合度，增加同時(shí)輪齒嚙合對(duì)數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質(zhì)材料等，這些方法都是提高齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度的重要措施。合理選擇齒輪參數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應(yīng)力，提高齒面硬度等，可以提高齒面的接觸強(qiáng)度。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤(rùn)滑油，可以提高油膜強(qiáng)度，提高齒面硬度，或者選擇適當(dāng)?shù)凝X面表面處理和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。 3.3 齒輪的材料選擇和處理工藝 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼制造，它表層的硬度高，芯部的韌性大，能大大提高齒輪的耐磨性、抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力[10]。在選用齒輪的鋼材和熱處理工藝時(shí)，對(duì)齒輪的切削加工性能及制造成本也應(yīng)綜合考慮。另外，通過對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)力噴丸處理后，能提高齒輪彎曲疲勞壽命及接觸疲勞壽命。齒輪在熱處理之后可以進(jìn)行磨齒，能消除齒輪熱處理產(chǎn)生的變形；經(jīng)過磨齒后得齒輪其精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，提高齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)性和效率；在同樣載荷的條件下，經(jīng)過磨齒的齒輪彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。 目前國(guó)內(nèi)汽車變速器齒輪的材料主要用 20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5 等鋼材，這些低碳合金鋼都需要進(jìn)行滲碳、淬火處理，以提高表面硬度細(xì)化材料晶粒[11]。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)行回火處理。滲碳處理齒輪表面硬度為 58～63HRC，芯部硬度為 33～48HRC。 在本設(shè)計(jì)中齒輪的材料選用 20CrMnTi。 3.4 變速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算 和其他的機(jī)械行業(yè)相比，不同用途的汽車機(jī)械式變速器齒輪使用條件基本上是相同的。另外，變速器齒輪使用的制造材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支承方式也基本相同。一般的機(jī)械式變速器齒輪用低碳鋼制作，采用剃齒和磨齒進(jìn)行精加工，齒輪表面使用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級(jí)等。因此，使用比計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車變速器的齒輪，一樣可以獲得比較準(zhǔn)確的結(jié)果。因此本設(shè)計(jì)中使用簡(jiǎn)化的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算變速器齒輪強(qiáng)度 3.4.1 變速器齒輪彎曲疲勞σw計(jì)算 σw=FtKσbtyKε （3-1） 式中σw------彎曲應(yīng)力(Mpa); Ft------圓周力（N）,Ft=2Tgd; Tg------計(jì)算載荷（N?m），取Tg=Temax2; d------分度圓直徑(mm)，d=mz； Kσ------應(yīng)力集中系數(shù)，可以近似取1.65； Kf------摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，從動(dòng)齒輪取0.9； b------齒寬（mm）； t------端面齒距(mm)； y------齒形系數(shù),取0.133； Kε------重合度影響系數(shù)，取2.0。 將有關(guān)參數(shù)代入上式，得到齒輪的彎曲應(yīng)力為[12] σw=2TgcosβKσπzmn2byKε （3-2） 通過上面的方法計(jì)算齒輪的彎曲應(yīng)力。結(jié)果如下表3.4： 表3.4 彎曲應(yīng)力 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 常嚙合齒 倒檔 彎曲應(yīng)力（Mpa） 191.74 168.64 152.16 129.95 115.10 208.27 178.32 對(duì)于汽車變速器齒輪的許用應(yīng)力在 250Mpa左右，各檔的彎曲應(yīng)力都在許用應(yīng)力之內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求。 3.4.2 變速器輪齒接觸應(yīng)力σj計(jì)算 輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算的簡(jiǎn)化公式如下 σj=0.418FEb(1ρz+1ρb) （3-3） 式中 σj------齒輪接觸應(yīng)力（MPa）； F------齒面上的法向力（N）；F=FtCOSαCOSβ； FT------圓周力（N）, Ft=2Tgd； Tg------計(jì)算載荷（N?m），取Tg=Temax2; d------分度圓直徑 E------材料的彈性模量（MPa），取 E=200000MPa b------齒輪的實(shí)際齒寬（mm），取 b=26mm； ρz、ρb------主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm) 在直齒輪中ρz=rzsinα 、ρb=rbsinα （rz、rb為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm））。 在斜齒輪中ρz=r2sinαcos2β 、ρb=rbsinαcos2β （rz、rb為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm））。 將各參數(shù)代入公式，整理后得到接觸應(yīng)力為： σj=0.418TemaxEmzbcosαcosβ1ρz+1ρb （3-4） 將各檔齒輪的參數(shù)代入上面公式，計(jì)算出各檔齒輪的接觸應(yīng)力如下表： 表3.5 接觸應(yīng)力 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 常嚙合齒 倒檔 接觸應(yīng)力 （MPa） 555.85 387.70 533.39 429.05 521.72 528.14 619.30 滲碳齒輪的許用接觸應(yīng)力1300～1400Mpa，通過上面的計(jì)算，各檔齒輪都滿足要求。 3.5 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核 中間軸式變速器有三根軸，三根軸應(yīng)該同步設(shè)計(jì)，以滿足安裝軸上齒輪以及同步器的需要，軸的初取最小直徑取?30設(shè)計(jì)，所有的齒輪寬度取為 26mm。然后根據(jù)實(shí)際裝配情況設(shè)計(jì)軸。 3.5.1軸的剛度驗(yàn)算 對(duì)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。 確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支點(diǎn)反力，因?yàn)榈诙S是架在第一軸上的。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)檔位都進(jìn)行驗(yàn)算。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩Tmax。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角計(jì)算時(shí)僅計(jì)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(diǎn)近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。 軸在垂直面內(nèi)的撓度為fc ，在水平面內(nèi)撓度為fs 和轉(zhuǎn)角δ，可分別用下式計(jì)算[12]: fc=Fta2b23EIL （3-5） fs=Fra2b23EIL （3-6） δ=Ftab(b-a)3EIL （3-7） 式中 Ft------齒輪的徑向力（N） Fr------齒輪的圓周力（N） E------彈性模量(MPa)，取E=2.1×105 Mpa I------慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，I=πd464； d------軸的直徑（mm）。 a、b------齒輪上的作用力矩支座A、B的距離（mm）； L------支座間的距離（mm）。 軸的全撓度 f=fc2+fs2 ≤0.2mm。 （3-8） 齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)該超過0.002rad。 根據(jù)上面的計(jì)算公式可以得到在各檔工作時(shí)，輸出軸和中間軸的撓度和轉(zhuǎn)角。如下表1.6所示。 表3.6軸的撓度和轉(zhuǎn)角 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 倒檔 撓度 （mm） 輸出軸 0.043 0.096 0.10 0.059 0.068 0.082 中間軸 0.084 0.12 0.11 0.094 0.17 0.78 轉(zhuǎn)角 （rad） 輸出軸 0.0001 0.0004 0.0001 0.00013 0.0002 0.00018 中間軸 0.0002 0.0001 0.0004 0.00017 0.0003 0.0003 通過分析上面的分析得到各檔工作時(shí)，各軸的剛度滿足要求。 3.5.2軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 變速器上的軸收到彎矩和扭矩，所以按彎扭合成來(lái)校核軸。因?yàn)橐粰n的齒輪的受力最大，所以只校驗(yàn)一檔時(shí)的軸強(qiáng)度即可。 一檔上使用的是直齒輪，齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr以及軸向力Fa按下面的公式計(jì)算[7]: Ft=2Td （3-9） Fr=Fttanα （3-10） Fa=Ftcosα （3-11） T------轉(zhuǎn)矩(N·m) d------節(jié)員直徑(mm) α------壓力角(°) 計(jì)算軸的彎扭合成強(qiáng)度，先做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，然后分別按水平面和垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計(jì)算結(jié)果分別做出水平面上的彎矩MH和垂直面上的彎矩Mv。然后按照下面的公式計(jì)算彎矩。 M=MH2+MV2 （3-12） 式中,M------軸所受的彎矩，N·mm； MH------軸的水平方向彎矩，N·mm； MV------軸的垂直方向彎矩，N·mm； 已知軸的彎矩和扭矩之后，可針對(duì)某些危險(xiǎn)的截面做彎扭合成強(qiáng)度校核計(jì)算。計(jì)算公式為： σ=M2+(αT)2W （3-13） 式中, σ------軸的計(jì)算應(yīng)力，Mpa； M------軸所受的彎矩，N·mm； T------軸所受的扭矩，N·mm； W------軸的抗彎截面系數(shù)，mm3； α------折合系數(shù)； 因?yàn)檩S的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力和彎曲應(yīng)力都是對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力，所以取折合系數(shù)α=1。軸的抗彎截面系數(shù)W可以按下面的公式計(jì)算： W=πd332 （3-14） 式中，d是軸的直徑。 根據(jù)上面的計(jì)算方法，計(jì)算的結(jié)果為：輸出軸的應(yīng)力為172Mpa，中間軸的應(yīng)力為187Mpa。所以軸的強(qiáng)度滿足要求。 3.6 花鍵 輸出軸上的同步器周向定位是用矩形花鍵定位。下面進(jìn)行花鍵的設(shè)計(jì)和校核。 3.6.1 花鍵的設(shè)計(jì) 根據(jù)軸的實(shí)際情況，在五六檔處和倒檔上連接同步器的花鍵小徑d=26mm，大徑D=30mm,花鍵齒數(shù)z=6，齒寬B=6mm。在三四檔和一二檔上連接同步器的花鍵小徑d=34mm，大徑D=38mm，花鍵齒數(shù)z=6，齒寬B=6mm。 3.6.2 花鍵的校核 花鍵的主要失效形式是工作面被壓潰（靜連接）或工作面過度磨損（動(dòng)連接）。因此，靜連接通常按工作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，動(dòng)連接則按工作面上的壓力進(jìn)行條件性的強(qiáng)度計(jì)算[7]。 本設(shè)計(jì)中同步器與花鍵是靜連接，花鍵的強(qiáng)度按下面的公式計(jì)算[7]： σp=2T×103ψzhldm≤[σp] （3-15） 式中： ψ------載荷分布不均系數(shù)，取ψ=0.7，； z-----花鍵的齒數(shù)； l-----齒的工作長(zhǎng)度（mm）； h-----花鍵齒側(cè)面的工作高度（mm）； dm------花鍵的平均直徑(mm); [σp]------花鍵連接的許用壓力（MPa）,取[σp]=140MPa； 代入數(shù)據(jù)計(jì)算得到四個(gè)花鍵強(qiáng)度如下表： 表1.7 花鍵強(qiáng)度 五六檔花鍵 三四檔花鍵 一二檔花鍵 倒檔花鍵 強(qiáng)度（MPa） 65.25 74.43 88.56 94.12 通過分析上面的分析花鍵滿足設(shè)計(jì)要求。 4 同步器設(shè)計(jì)與計(jì)算 同步器的設(shè)計(jì)主要有同步器的尺寸和同步器的參數(shù)選擇等。 4.1 同步器結(jié)構(gòu) 同步器結(jié)構(gòu)如下圖4.1所示 圖4.1