貨車變速器設計與三維零件設計【手動中間軸式變速器】

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計算變速器傳動機構部件的相關尺寸參數與選擇相關部件型號，并進行驗證 第3、4、5周（3月14日～ 4月3日） (3) 在PRO/E軟件平臺上建立零件的等比例物理模型 第6、7、8周（4月4日～4月24日） （4）利用部件的鏈接關系建立部件之間的裝配 第9、10、11周（4月25日～5月15日） （5）裝配圖繪制 第12、13周（5月16日～ 5月30日） （6）設計1.5萬字說明書一份，零件圖一套（包括PRO/E零件圖）第14周（5月31日～6月5日） （7）畢業(yè)設計審核、修改 第15、16周（6月6日～6月19日） （8）畢業(yè)設計答辯準備及答辯 第17周（6月20日～6月25日） 五、主要參考資料 （1）汽車教材：汽車構造、 汽車理論、汽車設計、變速器傳動軸的設計等； （2）軟件學習類書籍：基于Pro/E的仿真技術在汽車設計中的應用、基于Pro/E的汽車變速器的虛擬裝配仿真技術等； （3）設計手冊類書籍：汽車設計手冊、機械設計手冊等； （4）期刊文獻資料：中國期刊網中變速器設計的相關資料（關鍵詞：變速器 傳動機構 虛擬設計）； （5）新聞及網絡資料等。 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 模數 m 4 齒數 z 59 壓力角 α 20 齒寬 b 32 分度圓直徑 d 236 齒頂圓直徑 244 齒根圓直徑 226 圖1 輸出軸一擋齒輪 模數 m 5 齒數 z 38 壓力角 α 20 齒寬 b 32 分度圓直徑 d 198.33 齒頂圓直徑 208.33 齒根圓直徑 185.83 基圓直徑 185.4 圖2 輸出軸二擋齒輪 模數 m 5 齒數 z 29 壓力角 α 20 齒寬 b 32 分度圓直徑 d 153.928 齒頂圓直徑 163.928 齒根圓直徑 141.428 基圓直徑 143.58 圖3 輸出軸三擋齒輪 模數 m 5 齒數 z 16 壓力角 α 20 齒寬 b 32 分度圓直徑 d 93.023 齒頂圓直徑 103.023 齒根圓直徑 80.523 基圓直徑 85.666 圖4輸出軸五擋齒輪 模數 m 5 齒數 z 21 壓力角 α 20 齒寬 b 32 分度圓直徑 d 109.60 齒頂圓直徑 119.60 齒根圓直徑 97.1 基圓直徑 102.454 圖5 中間軸二擋齒輪 模數 m 5 齒數 z 29 壓力角 α 20 齒寬 b 32 分度圓直徑 d 153.928 齒頂圓直徑 163.928 齒根圓直徑 141.428 基圓直徑 143.58 圖6中間軸三擋齒輪 模數 m 5 齒數 z 37 壓力角 α 20 齒寬 b 32 分度圓直徑 d 215.116 齒頂圓直徑 225.116 齒根圓直徑 202.616 基圓直徑 198.102 圖7 中間軸五擋齒輪 模數 m 5 齒數 z 35 壓力角 α 20 齒寬 b 32 分度圓直徑 d 195.969 齒頂圓直徑 205.969 齒根圓直徑 183.469 基圓直徑 181.467 圖8 中間軸常嚙合齒輪 模數 m 4 齒數 z 53 壓力角 α 20 齒寬 b 32 分度圓直徑 d 212 齒頂圓直徑 220 齒根圓直徑 202 圖9 輸出軸倒擋齒輪 模數 m 4 齒數 z 35 壓力角 α 20 齒寬 b 32 分度圓直徑 d 140 齒頂圓直徑 148 齒根圓直徑 130 圖10 倒擋軸齒輪 圖11 輸入軸 圖12 輸出軸 圖13(傳動軸-中間軸) 外徑 55 內徑 38 寬度 30 圖14輸出軸滾針軸承 外徑 140 內徑 65 寬度 33 圖15 輸出軸球軸承 外徑 150 內徑 70 寬度 35 圖16 輸入軸球軸承 外徑 D 100 內徑 d 55 寬度 B 25 圖17 中間軸圓柱滾子軸承 圖18 一擋和倒擋同步器 圖19 二擋和三擋同步器 圖20 四擋和五擋同步器 圖21 一擋和倒擋撥叉 圖22二擋和三擋撥叉 圖23 四擋和五擋撥叉 圖24 撥叉軸 圖25變速器下箱體 圖26 變速器上箱體 本科學生畢業(yè)設計 貨車變速器設計與三維零件設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 B07-3班 學生姓名： 王文龍 指導教師： 楊 兆 職 稱： 講 師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 畢業(yè)設計（論文）開題報告 設計（論文）題目:貨車變速器設計與三維零件設計 院 系 名 稱: 汽車與交通工程學院 專 業(yè) 班 級: 車輛07-3班 學 生 姓 名: 王文龍 導 師 姓 名: 楊兆 開 題 時 間: 2011年3月11日 指導委員會審查意見： 簽字： 年 月 日 開題報告撰寫要求 一、“開題報告”參考提綱 1. 課題研究目的和意義； 2. 文獻綜述（課題研究現狀及分析）； 3. 基本內容、擬解決的主要問題； 4. 技術路線或研究方法； 5. 進度安排； 6. 主要參考文獻。 二、“開題報告”撰寫規(guī)范 請參照《黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計說明書及畢業(yè)論文撰寫規(guī)范》要求。字數應在4000字以上，文字要精練通順，條理分明，文字圖表要工整清楚。 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 王文龍 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛B07-3班 指導教師姓名 楊兆 職稱 講師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 貨車變速器設計與三維零件設計 一、課題研究現狀、選題目的和意義 研究現狀： 汽車變速器，是一套用于協調發(fā)動機的轉速和車輪的實際行駛速度的變速裝置。變速器通過改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，使汽車在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。而在需要時，變速器還有動力輸出功能。 由于汽車上廣泛采用活塞式內燃機，其轉矩和轉速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內變化，為此在傳動系中設置了變速器。1886年，世界上誕生的第一輛汽車并未安裝變速器，直到1894年才由法國人造出了第一部裝有變速器的汽車。至今，汽車變速器已經經過了一百多年的發(fā)展。使用最早的是手動變速器，國內最早的東風解放全是手動變速器。即使在目前，絕大多數汽車仍采用機械式變速器、分動器、主減速器，構成整車的傳動系，其結構簡單、操縱方便、造價低廉仍不失為汽車傳動系中常用的主要總成。 傳統(tǒng)的變速器利用不同的齒輪搭配實現了換擋的目的，而齒輪搭配的變換就只有靠腳踩離合手拉擋桿來實現。而為實現輕松換擋，取消離合腳踏和手動掛擋的AT(Automatic Transmission)變速器出現了，它主要利用液力變扭器配合傳統(tǒng)機械齒輪箱實現換擋功能。早在1904年，波士頓的斯圖凡德兄弟就發(fā)明了第一個自動變速器。而自20世紀40年代起，人們便不遣余力地發(fā)展自動變速器，直到1940年英國通用汽車公司在奧茲莫比爾汽車上裝上了第一臺現代意義上的自動變速器，由液力耦合器和行星齒輪機構組成的全自動變速器，有四個檔位。近些年來，自動變速器得到了迅速的發(fā)展，其優(yōu)越的駕駛性能和方便的操作規(guī)程受到了人們的青睞，但其高昂的制造成本和復雜的結構導致的高維修費用，也讓很多人望而卻步。所以，機械式手動汽車變速器因其結構簡單，傳動效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上仍得到廣泛的應用。而且機械式手動變速器在今后相當長的時間里，依然會在我國輕中型貨車傳動系統(tǒng)中占據主導地位。 CAD/CAM/CAE技術的發(fā)展帶動了汽車產業(yè)的發(fā)展，且對變速器的設計起著重要的作用。美國的CAD技術一直處于領先地位，其主要目標就是建立完善的CAD/CAM集成系統(tǒng)。美國汽車工業(yè)最早應用了CAD系統(tǒng)。美國通用汽車公司、福特汽車公司等都已廣泛應用CAD技術。他們將結構、強度、剛度等計算、三維實體造型應用于汽車的設計開發(fā)中，將CAD、CAPP、CAM、CAE集成，使生產效率提高，產品質量得到保證，市場響應速度提高，從而大大地提高了他們的競爭力，為他們帶來了巨大的經濟效益。與國外相比，我國的汽車工業(yè)在CAD/CAM的應用方面起步較晚，約在20世紀70年代中期，發(fā)展比較慢，最早用于航空工業(yè)。后來國家對其進行重點投資，加強了Pro/E等軟件的引進力度，使其在國內迅速發(fā)展，如今已在機械、汽車等產業(yè)進入了實用階段。 Pro/E操作軟件是美國參數技術公司（PTC）旗下的CAD/CAM/CAE一體化的三維軟件。Pro/E軟件以參數化著稱，是參數化技術的最早應用者，在目前的三維造型軟件領域中占有著重要地位，Pro/E作為當今世界機械CAD/CAE/CAM領域的新標準而得到業(yè)界的認可和推廣。是現今主流的CAD/CAM/CAE軟件之一，特別是在國內產品設計領域占據重要位置。 Pro/E為汽車變速器的設計提供了一個全新的平臺。它的幾何建模功能可以為設計者在變速器設計時，描述出其基本幾何零件的虛擬實體及各零部件之間的關系，以便為用戶提供所設計的變速器的幾何形狀、大小、進行零件的結構設計以及零部件的配備。除此之外，Pro/E不但大大的縮短了變速器的設計周期，還降低了其開發(fā)成本。 目的： 使學生學會如何查閱文獻資料和相關書籍，善于運用網絡資源，并通過所學的知識對汽車變速器進行設計。從而深度了解汽車變速器的功能、原理、結構及其設計方法。通過Pro/E軟件平臺，對變速器進行輔助設計，并進行虛擬裝配，使學生能夠熟練的掌握Pro/E的使用。利用CAD繪制裝配圖，使學生掌握工程圖繪制的能力。對于車輛工程專業(yè)的本科學生，通過本次畢業(yè)設計可以充分復習所學知識，并能提高計算機及軟件使用水平，為以后的工作打下堅實基礎。 意義： 變速器是汽車的重要部件之一，主要實現汽車在行進過程中變速及倒車功能。它由幾十個零件組成，零件之間的裝配關系相當復雜。因此變速箱的設計需要較長的時間和反復的實驗。為了縮短設計周期和降低開發(fā)成本，基于虛擬樣機技術，在Pro/E軟件平臺上實現變速器的輔助設計與虛擬裝配是現代制造技術的必要手段。使產品的設計階段以較少的時間和精力進行虛擬裝配，并以此得到了可靠的裝配檢驗結果，減少虛擬樣機的的建模時間，增加模型可信度，提高產品質量，加快產品上市時間。 二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 基本內容： （1）研究汽車機械變速器傳動機構的組成、結構與設計，了解變速器的基本原理和功能作用，以及變速器設計的基本要求。根據所要設計的變速器，確定變速器傳動機構的布置方案，對整體結構方案要有清晰的認識，并完成開題報告。 （2）計算變速器傳動機構部件的尺寸參數，確定變速器的擋數、傳動比范圍、中心距、外形尺寸、齒輪參數以及各擋齒輪齒數的分配等主要參數，并對其進行驗證。 （3）在Pro/E軟件平臺上建立零件的等比例物理模型，運用Pro/E的建模功能，將汽車變速器的各個零部件分別繪制出模型。 （4）進行三維零件的虛擬裝配，運用Pro/E的模擬裝配功能，利用汽車變速器部件的鏈接關系，將變速器的各零部件進行虛擬裝配。 （5）利用CAD軟件進行裝配結構設計。 出現問題： （1）變速器傳動機構布置方案的選擇，變速器有兩軸式變速器和中間軸式變速器，在設計時，需根據汽車的需要選擇適當的布置形式。 （2）變速器擋數的選擇，變速器的擋數可在3~20個擋位范圍內變化，需根據汽車的需要來選擇適當的擋數。 解決問題： （1）兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動汽車上，多為轎車使用。而中間軸式變速器多用于前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。我所設計的為貨車汽車變速器，所以我在變速器傳動機構布置方案中，我選擇用中間軸式變速器。 （2）目前乘用車一般用4~5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個擋。商用車變速器采用4~5個擋或多擋。載質量在2.0~3.5T的貨車采用五擋變速器，載質量在4.0~8.0T的貨車采用六擋變速器。由于所設計的汽車類型為貨車，所以在擋數選擇中，我選用五擋。 三、技術路線（研究方法）查閱相關文獻，完成開題報告 變速器傳動機構方案的選擇 變速器參數的確定 校核計算 同步器的設計 采用中間軸式變速器 全同步器換擋 擋數和傳動比范圍 外形尺寸 齒輪參數 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 采用鎖環(huán)式同步器 同步器參數的設計 Pro/E建模、裝配并繪制CAD裝配圖 四、進度安排 （1）調研、資料收集、完成開題報告 第1、2周（2月28日～3月13日） (2) 計算變速器傳動機構部件的相關尺寸參數與選擇相關部件型號，并進行驗證 第3、4、5周（3月14日～ 4月3日） (3) 在PRO/E軟件平臺上建立零件的等比例物理模型 第6、7、8周（4月4日～4月24日） （4）利用部件的鏈接關系建立部件之間的裝配 第9、10、11周（4月25日～5月15日） （5）裝配圖繪制 第12、13周（5月16日～ 5月30日） （6）設計1.5萬字說明書一份，零件圖一套（包括PRO/E零件圖）第14周（5月31日～6月5日） （7）畢業(yè)設計審核、修改 第15、16周（6月6日～6月19日） （8）畢業(yè)設計答辯準備及答辯 第17周（6月20日～6月25日） 五、參考文獻 [1] 王望予 主編. 《汽車設計》. 機械工業(yè)出版社，2000. [2] 徐安、陳德陽 主編.《汽車底盤》. 機械工業(yè)出版社，2005. [3] 臧杰、閻巖 主編. 《汽車構造》. 機械工業(yè)出版社，2005. [4] 伊萬建 主編. 《汽車機械基礎》. 中央廣播電視大學出版社，2005. [5] 張金柱、韓玉敏、石美玉 主編. 《汽車工程專業(yè)英語》. 化學工業(yè)出版社，2005. [6] 劉極風 主編. 《計算機輔助設計與制造》. 高等教育出版社，2004. [7] 林清安 主編. 《完全精通Pro/ENGINEER零件設計基礎熱門》. 電子工業(yè)出版社，2010. [8] Chun Shuxun,Ye Shanghui A Guide-weight criterion method for the optimal design of antenna structures[J]Engineering Optimization.1986,10（3），199～216 [9] Zoltan Sadovsky．Discussion on；An in．verse reliability method and its application[J]．Structural Safety，2000，（22）：97～102 [10] 吳宗澤、羅圣國 主編. 《機械設計課程設計手冊》. 高等教育出版社，2006. [11] 陳家瑞 主編. 《汽車構造》. 機械工業(yè)出本社，2004. [12] 羅錦陵、宋美娟、周宏湖 主編. 《汽車配件實用手冊》. 上海交通大學出版社，1997. [13] 劉惟信 主編. 《汽車設計》. 清華大學出版社，2001. [14] 吳文琳 主編. 《圖解汽車底盤構造手冊》. 化學工業(yè)出版社，2007. [15] 張洪欣 主編. 《汽車設計》. 機械工業(yè)出版社，1981. 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 本設計的任務是設計一臺用于貨車上的手動變速器。本設計采用中間軸式變速器. 根據轎車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數,結合自己選擇的適合于該貨車的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數。再結合某些貨車的基本參數，選擇適當的主減速比。 本次設計的汽車變速箱主要是從強度方面來對齒輪的尺寸計算及校核，軸的尺寸計算和位置的確定，選擇設計滿足其承載能力的同步器。另外，針對齒輪作用力的不同，在不同的軸上選擇合適的軸承。利用軟件Pro/e和CAD完成變速器總成圖、第一軸、第二軸、中間軸、各個擋齒輪及同步器的設計。 關鍵詞：變速器；鎖環(huán)式同步器；傳動比；中間軸；貨車 Ⅰ ABSTRACT The duty of this design is to design a manual transmission used in the truck, It’s the countershaft-type transmission gearbox. According to the contour, track，wheel base，the smallest ground clearance, the smallest turning radium, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. This design is mainly gear's size computation and the examination，the axis size's calcul-ation and the position's determination，the choice design satisfies its bearing capacity the syn- chromesh. Moreover，in view of the gear action's difference, chooses the appropriate bearing on the different axis．Completes the transmission gearbox unit chart，the first axis，the second axis, the intermediate shaft using software Pro/E and CAD, to keep off the gear and the synchromesh design one by one． Key words: transmission; inertial type of synchronizer; gear ratio; countershaft；truck II 目 錄 摘要.................................................................Ⅰ Abstract..............................................................Ⅱ 第1章 緒論...........................................................1 1.1 概述................................................................ .1 1.2 國內外研究現狀............................................... ........1 1.3 研究內容........................................................3 第2章 變速器傳動機構布置方案.......................................4 2.1 傳動機構布置方案分析....................... ..........................4 2.2 傳動裝置布置方案分析.................... .............................4 2.3 本章小結................................... ............. ............7 第3章 變速器主要參數的選擇.........................................8 3.1 擋數的選擇及各擋傳動比的確定................ .........................8 3.3.1 確定擋數........................................................8 3.3.2 傳動比范圍的確定................................................8 3.2 中心距........................ .......................................9 3.3 齒輪參數....................... ......................................9 3.3.1 模數的選取.................. .... ...............................9 3.3.2 壓力角..................... ...................................10 3.3.3 螺旋角......................................... ................11 3.4 齒寬計算.............................. ..............................11 3.5 各擋齒輪齒數的分配....................... ...........................11 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數.............................................11 3.5.2 對中心距A進行修正................. .............................12 3.5.3 確定齒頂高系數和徑向間隙系數......... .... .....................12 3.5.4 計算一擋齒輪參數...............................................12 3.5.5 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數.....................................12 3.5.6 修正螺旋角的值.................................................13 3.5.7 中心距修正.....................................................13 3.5.8 確定常嚙合齒輪參數.............................................13 3.5.9 確定其它各擋的齒數.............................................14 3.5.10 確定倒擋的齒數................................................18 3.6 變速器輪齒強度計算..................................................19 3.6.1 齒輪彎曲強度計算...............................................19 3.6.2 齒輪接觸應力計算...............................................22 3.6.3 變速器齒輪具體強度校核計算.....................................24 3.7 本章小結.............................................................29 第4章 變速器軸設計計算............................................30 4.1 變速器軸設計................................. .......................30 4.2 初選軸的直徑.................................... ....................30 4.3 軸的結構形狀..................................... ...................30 4.4 軸的強度和剛度的計算.............................. ..................31 4.4.1 計算各軸上齒輪的圓周力與切向力.................................31 4.4.2 軸的剛度驗算.......... ... .....................................33 4.4.3 軸的強度驗算...................................................39 4.5 本章小結........................... ... .............................41 第5章 軸承選擇與壽命計算............................................42 5.1 使用時間計算.................................... ....................42 5.2 軸承選擇與壽命計算............................. .....................42 5.3 本章小結.......................... ..................................43 第6章 變速器的同步器設計及其結構元件..............................42 6.1 同步器設計.................. ........................................44 6.2 同步環(huán)主要參數的確定........................ ........................45 6.3 本章小結............................................. ...............47 第7章 應用Pro/E進行變速器的建模與裝配... ... ... ... ... ... ....48 7.1 Pro/E軟件簡介........................ ...............................48 7.2 變速器齒輪集合模型的建立.............. ..............................48 7.2.1 直齒圓柱齒輪幾何模型的建立.....................................48 7.2.2 斜齒圓柱齒輪集合模型的建立.....................................51 7.3 變速器軸的幾何模型建立............... ...............................55 7.3.1 變速器第一軸的幾何模型建立.....................................55 7.3.2 變速器中間軸的幾何模型建立.....................................55 7.3.3 變速器第二軸的幾何模型建立.....................................56 7.4 軸承的幾何模型建立..................... .............................56 7.5 箱體的幾何模型建立.................... ..............................57 7.6 變速器零件模型的虛擬裝配................ ............................58 7.7 本章小結............................ ................................60 結論.................................................................61 參考文獻..............................................................62 致謝.................................................................63 附錄.................................................................64 1 0 第1章 緒 論 1.1 概述 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)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 變速器由變速傳動機構和操縱機構組成，對變速器設計的基本要求如下： 1. 應保證汽車具有高的動力性和經濟性指標。在汽車整體設計時，根據汽車載重量、發(fā)動機參數及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數及傳動比，來滿足這一要求。 2. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現。 3. 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數是變速器的中心距。選用優(yōu)質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當的潤滑油都可以提高傳動效率。 5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數、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。 1.2 國內外研究現狀 我國的汽車及各種車輛的零部件產品在性能和質量上和發(fā)達國家存在著一定的差距，其中一個重要原因就是設計手段落后，發(fā)達國家在機械產品設計上早以進入了分析設計階段，他們利用計算機輔助設計技術，將現代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計、可靠性設計等應用到產品設計中，采用機械CAD系統(tǒng)在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查，實現三維設計，大大地提高產品設計的一次成功率，減少了試驗費用，縮短了產品更新周期。而我們的設計手段仍處于以經驗設計為主的二維設計階段，設計完成后在投產中往往要進行很大的改動，使得產品開發(fā)周期很長，性能質量低等。為改變我國的車輛零部件的生產和設計手段的落后狀況，縮短新產品的開發(fā)周期，提高市場競爭力，有必要開發(fā)一些適合中國國情的汽車及零部件的CAD系統(tǒng)，對已開發(fā)的CAD系統(tǒng)需進一步提高和完善。 隨著CAD技術的發(fā)展和應用，許多國家和部門都對其進行了大量的研究和試驗，隨之開發(fā)并形成一些成套硬件和軟件系統(tǒng)。在美國、日本及歐洲發(fā)達國家中，利用CAD技術解決眾多繁瑣的設計和分析計算。形成了以圖形系統(tǒng)為基礎、以數據庫為核心、以工具系統(tǒng)為支撐和以分析計算為應用的集成化系統(tǒng)。 美國的CAD技術一直處于領先地位，其主要目標就是建立完善的CAD/CAM集成系統(tǒng)。美國汽車工業(yè)最早應用了CAD系統(tǒng)。美國通用汽車公司、福特汽車公司等都已廣泛應用CAD技術。他們將結構、強度、剛度等計算、三維實體造型應用于汽車的設計開發(fā)中，將CAD、CAPP、CAM、CAE集成，使生產效率提高，產品質量得到保證，市場響應速度提高，從而大大地提高了他們的競爭力，為他們帶來了巨大的經濟效益。他們應用的CAD軟件主要有Pro/E、UG、CATIA、IGES等。 國外的這些汽車公司已有CAD程序，但涉及各公司的標準和技術規(guī)范及試驗都很保密。與國外相比，我國的汽車工業(yè)在CAD方面起步較晚，發(fā)展比較慢。目前一些高校和大中型企業(yè)已開始進行CAD的研究，在產品的改進設計、設計后的計算機繪圖及有限元分析等方面已陸續(xù)取得一些效果。但總的來講國內工廠多數是依賴傳統(tǒng)的設計方法—經驗類比法，對引進產品主要是測繪仿制，難以滿足現代汽車工業(yè)的客觀要求。采用現代設計方法，是提高自行設計、消化吸收和國產化的極其重要手段。 近年來，隨著車輛技術的進步和道路上車輛密度的加大，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傾注了大量的心血，使變速器技術得到了飛速的發(fā)展。機械式變速器是目前使用最為廣泛的汽車變速器。雖然它有諸多缺點，如換檔沖擊大，體積大，操縱麻煩等；但是，它也有很多優(yōu)點，如傳動效率高，工作可靠，壽命長，制造工藝成熟和成本低等。所以，如果能改善機械式變速器上述的缺點，它還是有很大的發(fā)展空間的。如果在減小機械式變速器的體積和提高傳動平穩(wěn)性兩方面做一些研究，就可以解決這些問題。 1.3 研究內容 研究了解汽車變速器的功能、原理、結構以及設計方法。學習掌握Pro/E軟件，并為了縮短設計周期和降低開發(fā)成本，基于虛擬樣機技術，通過Pro/E軟件平臺，對變速器進行輔助設計，并進行虛擬裝配。 擬取得的成果的形式：完成變速器各零部件的計算、并校核。運用Pro/E軟件建立各零部件的三維實體模型，通過鏈接關系進行虛擬裝配，完成裝配圖、關鍵的零件圖一份。 第2章 變速器傳動機構布置方案 2.1 傳動機構布置方案分析 汽車主要參數如下表2.1。 表2.1 整體設計中的汽車參數 額定總質量 12100kg 載質量 5000 kg 自重 7430 kg 車寬 2470 mm 車長 10000mm 軸距 5720 mm 車高 3630 mm 轉數 2600r/min 最大轉矩 650 N·m 最大爬坡度 16.7° 離合器 單片，干式 軸荷分配 滿 載 空 載 前36%，后64% 前45%，后55% 最高車速 93km/h 發(fā)動機功率 136kW 車輪半徑 504mm 2.2 傳動裝置布置方案分析 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器應用廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動汽車上。 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數少，所以有結構簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。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。還有，受結構限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設計得很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向相同。 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器第一軸的前端經軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經花鍵與萬向節(jié)連接。 圖2.1中間軸式四擋變速器傳動方案 圖2.2中間軸式五擋變速器傳動方案 圖2.1、圖2.2分別示出了幾種中間軸式四、五擋變速器傳動方案。各傳動方案的共同特點是：變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數方案的第二軸前端經軸承支承在第一軸后端的孔內，且保持兩軸軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器等一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達到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要高于其他擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其他前進擋位工作時，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，擋位低的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數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，少數結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有格擋同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。 在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。 在擋數相同的條件下，各中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數、軸的支承方式、換擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差別。 與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現換倒擋，故多數方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現倒擋傳動，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。常見倒擋布置方案如圖2.4所示。 圖2.4倒擋布置方案 2.3 本章小結 本章對將要設計的變速器的主要參數、傳動機構布置方案進行了分析確定，確定 選擇中間軸式變速器，中間軸式變速器可以設置直接擋，當汽車在直接擋下行駛時，可以降低變速器各齒輪的磨損，增加了變速器的使用壽命。一擋和倒擋采用直齒，其它為斜齒。 第3章 變速器主要參數的選擇 3.1 擋數的選擇及各檔傳動比的確定 3.3.1確定擋數 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。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個擋。商用車變速器采用4～5個擋或多擋。 本次設計采用的是五擋變速器，即五個前進擋、一個倒擋，五擋為超速擋。 3.3.2傳動比范圍的確定 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動比為0.7～0.8。本次設計中，取五擋傳動比為0.77。 所以 由可知 =6.9。 （3.1） 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 （3.2） 式中： —汽車總質量； g—重力加速度； —發(fā)動機最大轉矩； —主減速比； —汽車傳動系的傳動效率； —驅動車輪的滾動半徑； 取 其中 則 =4.53。 根據驅動輪與路面的附著條件 取、取0.9 所以 取5.8 根據等比級數分配即 ,已知=5.8 經計算得=5.8、=3.2、=1.77、=1、=0.77 3.2 中心距 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距。它是一個基本參數，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小，而且對齒輪的接觸強度有影響。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初定： （3.3） 式中： －變速器中心距（mm）；－中心距系數，根據車的取值范圍10.0；－發(fā)動機最大轉矩（N·m），已知=650 N·m；－變速器一擋傳動比，已知=5.8； －變速器傳動效率，取96%。 計算得=153.534 mm,取A=154。 3.3 齒輪參數 3.3.1 模數的選取 齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求。 應該指出，選取齒輪模數時一般要遵守的原則是： 在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數應選得小些；對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數；變速器抵擋齒輪應選用大些的模數，其他擋位選用另一種模數。少數情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數。在給定模數范圍內，初選模數：直齒輪模數＝4mm；斜齒輪法面模數=5mm。 變速器用齒輪模數的范圍見表3.1。 表3.1 汽車變速器齒輪的法向模數 車 型 微型、輕型轎車 中級轎車 中級貨車 重型貨車 2.25～2.75 2.75～3 3.50～4.5 4.50～6 所選模數值應符合國家標準GB/T1357-1987的規(guī)定，見表3.2。選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內的模數盡可能不用。 表3.2 汽車變速器常用的齒輪模數（摘自GB/T1357-1987） (mm) 第一系列 1.00 1.25 1.5 - 2.00 - 2.50 - 3.00 - - - 4.00 - 5.00 - 6.00 第二系列 - - - 1.75 - 2.25 - 2.75 - （3.25） 3.50 （3.75） - 4.50 - 5.50 - 3.3.2 壓力角 因國家規(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°的壓力角。 3.3.3 螺旋角 斜齒螺旋角可在下面提供的范圍內選?。? 乘用車變速器： 兩軸式變速器為20°～25°； 中間軸式變速器為22°～34°； 貨車變速器：18°～26°。 3.4 齒寬計算 在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、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。通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 直齒：，為齒寬系數，可在4.5～8.0內選取。 斜齒：，可在6.0～8.5內選取。 3.5 各擋齒輪齒數的分配 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數 一擋傳動比 并且已知=5.8 為了求、的齒數，先求其齒數的和 直齒 斜齒 由已知=154 mm，=4mm，=5mm， 圖3.1變速器示意圖 計算得：一擋直齒=77。 計算后取為整數，然后進行大、小齒輪數的分配。中間軸上的一擋小齒輪的齒數盡可能取小些，以便使的傳動比大些，在已定的條件下，的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪齒數多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸承孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數又不宜取多。設計中，取=18，且=，則=59。 3.5.2 對中心距進行修正 因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。 由，計算得=154mm。 3.5.3 確定齒頂高系數和徑向間隙系數 國家標準，齒頂高系數；徑向間隙系數 3.5.4 計算一擋齒輪參數 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒高： 3.5.5 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 由公式求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （3.4） 而常嚙合傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即 （3.5） 解方程（3.4）和（3.5）求得=20.159，=35.67 取整數得： =35，=20。 傳動比修正： 3.5.6 修正螺旋角的值 根據所確定的齒數和公式，計算校核得=26.7655°。 3.5.7 中心距修正 3.5.8 確定常嚙合齒輪參數 端面壓力角： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 3.5.9 確定其它各擋的齒數 ①確定二擋齒輪參數： 由于二擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式 （3.6） 而 （3.7） 此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 （3.8） 聯解上述三個公式，采用比較方便的試湊法，即先選定螺旋角，解式（3.6）和式（3.7），求出、，再把、及代入式（3.8）中，檢查是否滿足或近似滿足軸向力平衡的關系。如相差太大，則要調整螺旋角，重復上述過程，直至符合設計要求為止。 根據上述的公式解得：=38.349，=20.967，=15.65°。 取整得：=38，=21 修正螺旋角：， 修正傳動比： 修正中心距： 端面壓力角： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： ②確定三擋齒輪參數： 由于三擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式 （3.9） 而 （3.10） 此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 （3.11） 根據上述的公式解得：=28.806，=28.482，=21.51°。 取整得：=29，=29 修正螺旋角：， 修正傳動比： 修正中心距： 端面壓力角： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： ③確定五擋齒輪參數： 由于五擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式 （3.12） 而 （3.13） 此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 （3.14） 根據上述的公式解得：=16.489，=37.476，=28.83°。 取整得：=16，=37 修正螺旋角：， 修正傳動比： 修正中心距： 端面壓力角： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 3.5.10 確定倒擋的齒數 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取5.2。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數與一檔主動齒輪10相同，做成齒輪軸，取=18。 此處取=35。 由 ； （3.15） 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 （3.16） 而倒檔軸與第二軸的中心: （3.17） 修正傳動比： 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 3.6 變速器輪齒強度計算 與其他機械設備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。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，采用剃齒或磨齒加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于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。 3.6.1 齒輪彎曲強度計算 （1）直齒輪的彎曲應力的校核公式： （3.18） 式中： —彎曲應力,(MPa)； —圓周力，（N）； —應力集中系數，取1.65； b—齒寬,(mm)； —摩擦影響系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； y—齒形系數；（如圖3.2所示） t—端面齒距,(mm)； 式中： ；z；t； —計算載荷,(N·mm)； —節(jié)圓直徑,(mm)； —模數； —齒數； 圖3.2齒形系數圖 將上述有關參數代入（3.18）中得： （3.19） 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。 （2）斜齒輪彎曲應力的校核公式： （3.20） 式中： —彎曲應力,(MPa)； —圓周力，(N)； —應力集中系數，取1.65； b—齒寬,(mm)； y—齒形系數； t—法向齒距(mm)； —重合度影響系數，取2.0； ；；t； —計算載荷,(N·mm)； —節(jié)圓直徑,(mm)； —法向模數； —齒數； —斜齒輪螺旋角(°)； 將上述有關參數代入（3.20）中得： 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合和高擋齒輪，許用應力在180～350 MPa范圍，對貨車為100～250 MPa。 3.6.2 齒輪接觸應力計算 齒面接觸應力應的校核公式： （3.21） 式中： —齒輪接觸應力，(MPa)； —齒面上的法向力，(N)； —齒輪材料的彈性模量，(MPa)； —齒寬，(mm)； ；； 直齒輪：；； 斜齒輪：；； —圓周力，(N)； —計算載荷，(N·mm)； —節(jié)圓直徑，(mm)； —節(jié)圓直徑，(°)； —齒輪螺旋角，(°)； —主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，(mm)； —從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，(mm)； —主動齒輪節(jié)圓半徑，(mm)； —從動齒輪節(jié)圓半徑，(mm)； 將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.3。 表3.3 變速器齒輪的許用接觸應力 齒 輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高檔 1300～1400 650～700 齒輪材料的彈性模量＝。 變速器齒輪多數采用滲碳合金鋼，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曲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。 國內汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，心部硬度為33～48HRC。 值得指出的是，采取噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施，能使齒輪得到強化。對齒輪進行強力噴丸處理以后，輪齒產生殘余壓應力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。在加大齒根圓弧半徑的同時，進行強力噴丸處理，不僅可以使殘余壓應力進一步增加，還改善了應力集中。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近一倍。 3.6.3 變速器齒輪具體強度校核計算 1、校核各齒輪應力 ①齒輪彎曲應力校核： 中間軸一擋、倒擋齒輪： ＝＝31597.22N ＝1.65；＝1.1；＝121.8；t＝12.56636；y＝0.125； ＝＝299.75 MPa≤400 MPa 滿足雙向交變載荷。 二軸一擋齒輪： ＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.153；＝4；＝59； ＝＝762.65 MPa≤850 MPa 倒擋軸齒輪： ＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.146；＝4；＝35； ＝＝799.21 MPa≤850 MPa 二軸倒擋齒輪： ＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.156；＝4；＝53； ＝＝747.98 MPa≤850 MPa 中間軸二擋齒輪： ＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159； y＝0.136；＝5；＝21；＝0.985； ＝＝182.18 MPa≤250MPa 二軸二擋齒輪： ＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159； y＝0.152；＝5；＝38；＝0.985； ＝＝163.00 MPa≤250MPa 中間軸三擋齒輪： ＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159； y＝0.146；＝5；＝29；＝0.942； ＝＝120.84 MPa≤250MPa 二軸三擋齒輪： ＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159； y＝0.146；＝5；＝29；＝0.942； ＝＝120.84 MPa≤250MPa 中間軸常嚙合齒輪： ＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159； y＝0.155；＝5；＝35；＝0.893； ＝＝89.40 MPa≤250MPa 一軸常嚙合齒輪： ＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159； y＝0.138；＝5；＝20；＝0.893； ＝＝100.41 MPa≤250MPa 中間軸五擋齒輪： ＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159； y＝0.152；＝5；＝37；＝0.860； ＝＝83.05 MPa≤250MPa 二軸五擋齒輪： ＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159； y＝0.136；＝5；＝16；＝0.860； ＝＝92.82 MPa≤250MPa ②齒輪接觸應力校核： 一擋齒輪、： ＝＝15798.6111N ＝＝＝16807.0331N ＝；＝32 ＝ ＝＝ ＝ ＝1415.58 MPa 二擋齒輪、： ＝＝10378.33N ＝＝＝11524.81899N ＝；＝32 ＝ ＝＝ ＝ ＝992.63MPa 三擋齒輪、： ＝＝7389.83N ＝＝＝8345.564N ＝；＝32 ＝ ＝＝ ＝ ＝795.61MPa 五擋齒輪、： ＝＝5287.838N ＝＝＝6541.116N ＝；＝32 ＝ ＝＝ ＝ ＝699.98MPa 常嚙合齒輪、： ＝＝5804.50N ＝＝＝6914.894N ＝；＝32 ＝ ＝＝ ＝ ＝713.374MPa 符合要求。 3.7本章小結 本章首先簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，并通過設計參數計算出齒輪的齒數，以及齒輪的各項基本參數。然后對齒輪的強度進行校核，對齒輪的彎曲強度和接觸強度進行校核，使齒輪滿足工作強度要求。 第4章 變速器軸設計計算 4.1 變速器軸設計 變速器軸在工作時，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。因為剛度不足軸會產生彎曲變形，結果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。因此，在設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據經驗和已知條件先初選軸的直徑，然后根據公式進行有關剛度和強度方面的驗算。 4.2初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器中心距時，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承間距離的比值；對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，=0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑可按下式初選： 式中: ―經驗系數，； ―發(fā)動機最大轉矩，N·m； 中間軸的最大直徑0.45A66（mm）， 支承之間的長度==366.7～412.5 取385（mm）； 第二軸的最大直徑0.45A ，為滿足校核要求，取78（mm）， 支承之間的長度==371.43～433.3 取376（mm）； 第一軸花鍵部分直徑= 取42（mm）。 4.3 軸的結構形狀 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。 4.4 軸的強度和剛度的計算 4.4.1 計算各軸上齒輪的圓周力與徑向力與軸向力 發(fā)動機最大扭矩為650N·m。 一軸常嚙合齒輪： 中間軸常嚙合齒輪： 二軸五擋齒輪： 中間軸五擋齒輪： 二軸三擋齒輪： 中間軸三擋齒輪： 二軸二擋齒輪： 中間軸二擋齒輪： 二軸一擋齒輪： 中間軸一擋齒輪： 倒擋軸齒輪： 中間軸倒擋齒輪： 4.4.2 軸的剛度驗算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角[2]。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。 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。擋位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個擋位都進行驗算。驗算時，將軸看作鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉矩應取。 軸的撓度和轉角可按《材料力學》的有關公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。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4.1所示時，軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用下式計算： （4.1） （4.2）