轎車五檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)

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1、摘要 本設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于轎車上的五檔手動(dòng)變速器。合理的設(shè)計(jì)和布置變速器能使發(fā)動(dòng)機(jī)功率得到最合理的利用，從而提高汽車動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。 設(shè)計(jì)部分?jǐn)⑹隽俗兯倨鞯墓τ门c設(shè)計(jì)要求，對該變速器進(jìn)行了方案論證，選用了三軸式變速器。說明了變速器主要參數(shù)的確定，齒輪幾何參數(shù)的計(jì)算、列表，齒輪的強(qiáng)度計(jì)算、強(qiáng)度校核，軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核。 該變速器具有兩個(gè)突出的優(yōu)點(diǎn)：一是其直接檔的傳動(dòng)效率高，磨損及噪聲也最小；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動(dòng)比。 關(guān)鍵詞：變速器 齒輪 軸 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）原創(chuàng)性聲明和

2、使用授權(quán)說明 原創(chuàng)性聲明 本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文），是我個(gè)人在指導(dǎo)教師的指導(dǎo)下進(jìn)行的研究工作及取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標(biāo)注和致謝的地方外，不包含其他人或組織已經(jīng)發(fā)表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得 及其它教育機(jī)構(gòu)的學(xué)位或?qū)W歷而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻(xiàn)的個(gè)人或集體，均已在文中作了明確的說明并表示了謝意。 作 者 簽 名：　　 　 　　日　 期：　　 　 　　  指導(dǎo)教師簽名：　　 　 　　 日　　期：　　 　 　　 使用授權(quán)說明 本人完全了解 大學(xué)關(guān)于收

3、集、保存、使用畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）的規(guī)定，即：按照學(xué)校要求提交畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）的印刷本和電子版本；學(xué)校有權(quán)保存畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務(wù)；學(xué)?？梢圆捎糜坝　⒖s印、數(shù)字化或其它復(fù)制手段保存論文；在不以贏利為目的前提下，學(xué)校可以公布論文的部分或全部內(nèi)容。 作者簽名：　　 　 　　 日　 期：　　 　 　　  學(xué)位論文原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所呈交的論文是本人在導(dǎo)師的指導(dǎo)下獨(dú)立進(jìn)行研究所取得的研究成果。除了文中特別加以標(biāo)注引用的內(nèi)容外，本論文不包含任何其他個(gè)人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個(gè)人和集

4、體，均已在文中以明確方式標(biāo)明。本人完全意識(shí)到本聲明的法律后果由本人承擔(dān)。 作者簽名： 日期： 年 月 日 學(xué)位論文版權(quán)使用授權(quán)書 本學(xué)位論文作者完全了解學(xué)校有關(guān)保留、使用學(xué)位論文的規(guī)定，同意學(xué)校保留并向國家有關(guān)部門或機(jī)構(gòu)送交論文的復(fù)印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權(quán)　　 　 　大學(xué)可以將本學(xué)位論文的全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)數(shù)據(jù)庫進(jìn)行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復(fù)制手段保存和匯編本學(xué)位論文。 涉密論文按學(xué)校規(guī)定處理。 作者簽名： 日期： 年 月 日 導(dǎo)師簽名： 日期： 年 月

5、 日 指導(dǎo)教師評閱書 指導(dǎo)教師評價(jià)： 一、撰寫（設(shè)計(jì)）過程 1、學(xué)生在論文（設(shè)計(jì)）過程中的治學(xué)態(tài)度、工作精神 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、學(xué)生掌握專業(yè)知識(shí)、技能的扎實(shí)程度 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 3、學(xué)生綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)和專業(yè)技能分析和解決問題的能力 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 4、研究方法的科學(xué)性；技術(shù)線路的可行性；設(shè)計(jì)方案的合理性 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格

6、 □ 不及格 5、完成畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）期間的出勤情況 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 二、論文（設(shè)計(jì)）質(zhì)量 1、論文（設(shè)計(jì)）的整體結(jié)構(gòu)是否符合撰寫規(guī)范？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、是否完成指定的論文（設(shè)計(jì)）任務(wù)（包括裝訂及附件）？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 三、論文（設(shè)計(jì)）水平 1、論文（設(shè)計(jì)）的理論意義或?qū)鉀Q實(shí)際問題的指導(dǎo)意義 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、論文

7、的觀念是否有新意？設(shè)計(jì)是否有創(chuàng)意？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 3、論文（設(shè)計(jì)說明書）所體現(xiàn)的整體水平 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 建議成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 （在所選等級前的□內(nèi)畫“√”） 指導(dǎo)教師： （簽名） 單位： （蓋章） 年 月 日 - 40 - / 44文檔可自由編輯打印 評閱教師評閱書 評閱教師評價(jià)： 一、論文（設(shè)計(jì)）質(zhì)量 1

8、、論文（設(shè)計(jì)）的整體結(jié)構(gòu)是否符合撰寫規(guī)范？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、是否完成指定的論文（設(shè)計(jì)）任務(wù)（包括裝訂及附件）？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 二、論文（設(shè)計(jì)）水平 1、論文（設(shè)計(jì)）的理論意義或?qū)鉀Q實(shí)際問題的指導(dǎo)意義 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、論文的觀念是否有新意？設(shè)計(jì)是否有創(chuàng)意？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 3、論文（設(shè)計(jì)說明書）所體現(xiàn)的整體水平 □ 優(yōu)

9、 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 建議成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 （在所選等級前的□內(nèi)畫“√”） 評閱教師： （簽名） 單位： （蓋章） 年 月 日 教研室（或答辯小組）及教學(xué)系意見 教研室（或答辯小組）評價(jià)： 一、答辯過程 1、畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）的基本要點(diǎn)和見解的敘述情況 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、對答辯問題的反應(yīng)、理解、表達(dá)情況 □ 優(yōu) □ 良

10、 □ 中 □ 及格 □ 不及格 3、學(xué)生答辯過程中的精神狀態(tài) □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 二、論文（設(shè)計(jì)）質(zhì)量 1、論文（設(shè)計(jì)）的整體結(jié)構(gòu)是否符合撰寫規(guī)范？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、是否完成指定的論文（設(shè)計(jì)）任務(wù)（包括裝訂及附件）？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 三、論文（設(shè)計(jì)）水平 1、論文（設(shè)計(jì)）的理論意義或?qū)鉀Q實(shí)際問題的指導(dǎo)意義 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格

11、□ 不及格 2、論文的觀念是否有新意？設(shè)計(jì)是否有創(chuàng)意？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 3、論文（設(shè)計(jì)說明書）所體現(xiàn)的整體水平 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 評定成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 （在所選等級前的□內(nèi)畫“√”） 教研室主任（或答辯小組組長）： （簽名） 年 月 日 教學(xué)系意見： 系主任： （簽名） 年 月 日 目 錄 第一章 緒 論 4 1

12、.1本次設(shè)計(jì)的目的及意義 4 1.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 4 1.3變速器設(shè)計(jì)面臨的主要問題 5 第二章 變速器的總體方案設(shè)計(jì) 6 2.1畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)及要求 6 2.2變速器的功用及設(shè)計(jì)要求 6 2.3變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 7 2.3.1三軸式變速器與兩軸式變速器 7 2.3.2變速器主傳動(dòng)方案的比較 9 2.3.3倒檔的布置方案 10 2.4變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析 11 2.4.1齒輪型式 11 2.4.2換檔結(jié)構(gòu)型式 11 2.4.3軸承型式 12 2.5傳動(dòng)方案的最終設(shè)計(jì) 12 第三章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計(jì) - 12 - 3.1變

13、速器主要參數(shù)的選擇 - 13 - 3.1.1檔位數(shù)和傳動(dòng)比 - 13 - 3.1.2中心距 - 14 - 3.1.3齒輪模數(shù) - 14 - 3.1.4齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b - 15 - 3.1.5齒輪的變位系數(shù) - 15 - 3.2各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 - 16 - 3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù) - 16 - 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) - 16 - 3.2.3確定其他檔位的齒數(shù) - 17 - 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) - 17 - 3.3齒輪主要參數(shù)表 錯(cuò)誤！未定義書簽。 第四章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇 20 4.1齒輪的損壞原

14、因及形式 20 4.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料接觸應(yīng)力 20 4.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 20 4.2.2齒輪材料接觸應(yīng)力 22 第五章 變速器軸的設(shè)計(jì)與校核 - 23 - 5.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 - 23 - 5.1.1軸的結(jié)構(gòu) - 23 - 5.1.2軸的尺寸 - 23 - 5.2軸的校核 - 24 - 5.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 - 24 - 5.2.2第二軸的強(qiáng)度與剛度校核 - 25 - 第六章 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) - 27 - 6.1同步器設(shè)計(jì) - 27 - 6.1.1同步器的工作原理 - 28 - 6.1.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定 30

15、6.2變速器的操縱機(jī)構(gòu) 32 第七章 結(jié) 論 - 32 - 參考文獻(xiàn) - 33 - 致 謝 - 34 - 第一章 緒 論 1.1本次設(shè)計(jì)的目的及意義 隨著經(jīng)濟(jì)和科學(xué)技術(shù)的不斷的發(fā)展，汽車工業(yè)[1]也漸漸成為我國支柱產(chǎn)業(yè)，汽車的使用已經(jīng)遍布全國。而隨著我國加入WTO，人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級消費(fèi)品已進(jìn)入平常家庭。 在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨的是機(jī)遇和挑戰(zhàn)。隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設(shè)計(jì)出經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國

16、情的汽車已經(jīng)是當(dāng)前汽車設(shè)計(jì)者的緊迫問題。在面臨著前所未有的機(jī)遇同時(shí)，不得不承認(rèn)在許多技術(shù)上，我國與發(fā)達(dá)國家還一定的差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應(yīng)有的貢獻(xiàn)。 經(jīng)過這幾年的刻苦學(xué)習(xí)，我掌握了多門基礎(chǔ)知識(shí)和專業(yè)知識(shí)。在大學(xué)畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委和學(xué)校的要求，進(jìn)行了對轎車五檔變速器的設(shè)計(jì)。畢業(yè)設(shè)計(jì)是對每個(gè)大學(xué)生進(jìn)行知識(shí)掌握與實(shí)際運(yùn)用的一次大檢閱，充分體現(xiàn)了一個(gè)設(shè)計(jì)者的知識(shí)掌握程度和創(chuàng)新思想。通過本次設(shè)計(jì)，我將進(jìn)一步鞏固所學(xué)的知識(shí)，提高實(shí)際運(yùn)用能力，并為以后參加工作打下良好的基礎(chǔ)。 1.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 在汽車變速箱[2]100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動(dòng)到自動(dòng)的發(fā)

17、展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器[3]為手動(dòng)變速器（MT）、自動(dòng)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(diǎn)：MT的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟(jì)性娛樂性強(qiáng)，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(diǎn)，但在換擋時(shí)會(huì)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(dòng)帶容易損壞，無法承受較大的載荷；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，目前代表變速器的最高技術(shù)。 在我國，據(jù)調(diào)查2007

18、年手動(dòng)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(dòng)檔變速器市場占有率從9%增長到26%，Global Insight公司預(yù)計(jì)到2012年自動(dòng)檔變速器將占據(jù)33%的份額，而乘用車市場自動(dòng)檔所占的比例可能達(dá)到44%。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長到30.9%，而自動(dòng)檔變速器使用方便特點(diǎn)深受女性用戶群的喜愛。另外在消費(fèi)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(dòng)檔的變速器。在中國，自動(dòng)檔變速器的市場是十分樂觀的。同時(shí)手動(dòng)檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟(jì)性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。 針對中國變速器市場發(fā)展趨勢，Global Insig

19、ht的亞洲區(qū)技術(shù)分析師段誠武博士闡述了幾點(diǎn)自己的見解： 一、在短期內(nèi)，手動(dòng)檔變速器仍然占據(jù)主要份額，而自動(dòng)檔變速器將有更大的增長空間。 二、鑒于中國市場情況的復(fù)雜性，長期來看變速器不是單一式的發(fā)展趨勢，沒有哪一種形式變速器會(huì)成為最后的贏家。 三、在中國市場，從技術(shù)支持、目前的市場份額以及設(shè)備提供這幾個(gè)方面來看AMT與LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合動(dòng)力以及DCT和柴油都具有相似性。 四、從長遠(yuǎn)來看，中國本土的企業(yè)應(yīng)該更加關(guān)注DCT這個(gè)產(chǎn)品，因?yàn)樗鼘⒂蟹浅：玫那熬啊? 1.3變速器設(shè)計(jì)面臨的主要問題 在汽車工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價(jià)格的日益上漲和運(yùn)用在汽車各種配件上

20、的技術(shù)日趨成熟，變速器發(fā)展面臨的主要問題如下： 1．如何設(shè)計(jì)出更加節(jié)能環(huán)保、經(jīng)濟(jì)型的變速器，將是變速器乃至汽車發(fā)展所要面臨的一個(gè)巨大問題。 2．自動(dòng)變速器之所以發(fā)展如此迅速是因?yàn)樗倏v起來簡單方便，但同時(shí)也減少了駕車的樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時(shí)，又能使操縱更加方便快捷，也是變速器設(shè)計(jì)時(shí)要考慮的一個(gè)重要問題。 3．如何設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)更簡單、傳動(dòng)效率更高、使汽車車速變化更加平穩(wěn)以及駕車舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設(shè)計(jì)所要攻克的技術(shù)難關(guān)。 第二章 變速器的總體方案設(shè)計(jì) 2.1畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)及要求 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于轎車上的五檔變速器，其主要指標(biāo)參考捷達(dá)手動(dòng)變

21、速器。因此本設(shè)計(jì)所選用的變速器型式為FR式手動(dòng)五檔變速器，是基于新捷達(dá)CIF舒適型MT而開展的，設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)詳見第三章。 要求完成變速器的選型、設(shè)計(jì)計(jì)算并繪制相關(guān)圖紙。 2.2變速器的功用及設(shè)計(jì)要求 變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動(dòng)比的齒輪傳動(dòng)裝置，又稱變速箱。它作為汽車動(dòng)力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸傳出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅(qū)動(dòng)車輪牽引力及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)以及汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系保持分離；必要時(shí)還應(yīng)有動(dòng)力輸出功能。 為保證變速器具

22、有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提出如下設(shè)計(jì)要求[4]。 1. 應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)比，來滿足這一要求。 2. 設(shè)置空檔，以保證汽車在必要時(shí)能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長時(shí)間分離；設(shè)置倒檔，使汽車可以倒退行駛。 3. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)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(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來實(shí)現(xiàn)。 4. 重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用

23、優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)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。 5. 傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃?dòng)效率。 6. 噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 7. 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計(jì)要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)。 8. 需要時(shí)應(yīng)設(shè)計(jì)動(dòng)力輸出裝置。 2.3變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 變速器的種類很多，按其傳動(dòng)比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級變速器[4]按根據(jù)前進(jìn)檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四

24、、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。其中固定軸式應(yīng)用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，而后者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。 2.3.1三軸式變速器與兩軸式變速器 現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動(dòng)方案。 三軸式變速器如圖2-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式

25、變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：處直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。 圖2-1 轎車三軸式四檔變速器 1.第一軸；2.第二軸；3.中間軸 兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡單。

26、如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；個(gè)檔的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。 兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點(diǎn)。另外，低檔傳動(dòng)比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點(diǎn)可通過減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來取消。

27、 圖2-2 兩軸式變速器 1.第一軸；2.第二軸；3.同步器 由于本設(shè)計(jì)的汽車是發(fā)動(dòng)機(jī)前置，后輪驅(qū)動(dòng)，因此采用三軸式變速器。 2.3.2變速器主傳動(dòng)方案的比較 圖2-3是三軸式五檔變速器傳動(dòng)方案。它們的共同特點(diǎn)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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高，可達(dá)90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訖n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(jìn)檔位工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過設(shè)

28、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(dòng)比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)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(shí)，三軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和倒檔傳動(dòng)方案上有差別。 圖2-3a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外，其余各

29、檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖2-3b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖2-3d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，形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器. 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)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。 變速器用圖2-3c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難

30、的問題。圖2-3c所示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時(shí)一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。 2.3.3倒檔的布置方案 常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種： 圖2-4a為常見的倒擋布置方案。在前進(jìn)檔的傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 圖2-4b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時(shí)有兩對齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 圖2-4c所示方案能獲得較大的倒

31、擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。 圖2-4d所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。 圖2-4e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。 圖2-4f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。 為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2-4g所示方案。其缺點(diǎn)是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 綜合考慮，本次設(shè)計(jì)采用圖2-4f所示方案的倒檔換檔方式。 2.4變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析 變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿

32、足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式等因素。 2.4.1齒輪型式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。 有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)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(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。 直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設(shè)計(jì)中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動(dòng)方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。 2.4

33、.2換檔結(jié)構(gòu)型式 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。 在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。其結(jié)構(gòu)及工作原理將在第六章重點(diǎn)講解。 2.4.3軸承型式 變速器軸承常采用圓柱

34、滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。 在本設(shè)計(jì)中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。 2.5傳動(dòng)方案的最終設(shè)計(jì) 通過對變速器型式、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)與要求，最終確定的傳動(dòng)方案如圖2-5所示。其傳動(dòng)路線： 1檔：一軸→1→2→中間軸→10→9→9、11間同步器→二軸→輸出 2檔：一軸→1→2→中間軸→8→7→5、7間同步器→二軸→輸出 3檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、7間同步器→二軸→

35、輸出 4檔：為直接檔，即一軸→1→1、3間同步器→二軸→輸出 5檔：一軸→1→2→中間軸→4→3→1、3間同步器→二軸→輸出 倒檔：一軸→1→2→中間軸→12→13→11→9、11間同步器→二軸→輸出 圖2-5 五檔變速器結(jié)構(gòu)簡圖 第三章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計(jì) 本設(shè)計(jì)是根據(jù)新捷達(dá)CIF舒適型MT而開展的，設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型： 主減速比：4.782 最高時(shí)速：150km/h 輪胎型號(hào)：205/65R15 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)：SQR481FC 最大扭矩：170Nm/4500rpm 最大功率：95kw/5750rp

36、m 最高轉(zhuǎn)速：6000r/min 圖3-1新捷達(dá)CIF舒適型MT 3.1變速器主要參數(shù)的選擇 3.1.1檔位數(shù)和傳動(dòng)比 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(gè)檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用5個(gè)檔位。 選擇最低檔傳動(dòng)比[5]時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有

37、[6] 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比 （3-1） 式中 m——汽車總質(zhì)量； g ——重力加速度； ψmax ——道路最大阻力系數(shù)； rr ——驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑； Temax ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； i0——主減速比； η ——汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件 求得的變速器I檔傳動(dòng)比為： （3-2） 式中 G2——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷； φ ——路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ=0.5

38、~0.6。 由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；rr=337.25mm；Te max=170Nm；i0=4.782；η=0.95。 根據(jù)公式（3-2）可得：igI =3.85。 超速檔的的傳動(dòng)比一般為0.7~0.8，本設(shè)計(jì)取五檔傳動(dòng)比igⅤ=0.75。 中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為： （3-3） 的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，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(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：=1.51。 故有：、、（修正為1）。 3.1.2中心距

39、中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選。 （3-4） 式中K A ——中心距系數(shù)，對轎車取K A =8.9~9.3； TI max ——變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =628.3N﹒m 故可得出初始中心距A=77.08mm。 3.1.3齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則： 1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；

40、 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)； 4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)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(yīng)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(yīng)選得大些。 所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （3-5） 其中=170Nm，可得出mn=2.5。 一檔直齒輪的模數(shù)m mm

41、 （3-6） 通過計(jì)算m=3。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。變速器中齒輪上的花鍵和結(jié)合套模數(shù)取2.5或2。 3.1.4齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角[7]按表3-1選取。 表3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°、15°、16°、16.5° 25°~45° 一般貨車 GB/T1356-2001規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20° 20°~30° 重型車 GB/T1356-2001規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低檔、倒檔齒輪22.5°、2

42、5° 小螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承 載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件[8]

43、下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 3.1.5齒輪的變位系數(shù) 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(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對齒輪的強(qiáng)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。角度變位可獲得

44、良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： 1）對于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。 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(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 3.2各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù) 已

45、知一檔傳動(dòng)比 （3-7） 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （3-8） 其中 A =77.08mm、m =3；故有。選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機(jī)會(huì)，否則會(huì)引起齒面的不均勻磨損。則取=51。當(dāng)轎車三軸式的變速器時(shí)，則，此處取=16，則可得出=35。 上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算

46、的依據(jù)。 這里修正為51，則根據(jù)式（3-8）反推出A=76.5mm。 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （3-9） 由已知數(shù)據(jù)可得： 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （3-10） 由此可得：

47、 （3-11） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計(jì)算出：。 聯(lián)立方程式可得：=19、=34。 則根據(jù)式（3-7）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 。 3.2.3確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動(dòng)比 （3-12） 而故有：，對于斜齒輪： （3-13） 故有： 聯(lián)立方程式得：。 按同樣的方法可分別計(jì)算出：三

48、檔齒輪 ；五檔齒輪 。 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取3.7。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。 由 （3-14） 可計(jì)算出。 因本設(shè)計(jì)倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 而倒檔軸與第二軸的中心距 3.3齒輪主要參數(shù)表 齒輪主要參數(shù)歸納如下表3-2。 表3-2齒輪主要參數(shù) 主要 參數(shù)

49、 齒 數(shù) 模數(shù) (mm) 螺旋角 變位系數(shù) 分度圓 直徑(mm) 齒根圓 直徑(mm) 齒頂圓 直徑(mm) 1 檔 16 3 0° 0.8 48 40.5 54 35 -0.8 105 97.5 111 2檔 22 2.5 30° -0.4 63.5 57.25 68.5 31 0.4 89.5 83.25 94.5 3檔 27 2.5 30° 0 78 71.75 83 26 0 75 68.75 80 5檔 37

50、 2.5 30° -0.2 107 100.75 112 16 0.2 46 39.75 51 常嚙 34 2.5 30° -0.2 98 91.75 103 19 0.2 55 48.75 60 倒 檔 13 2.5 30° -0.8 37.5 31.25 42.5 23 0.132 66.5 60.25 71.5 27 0.8 78.5 72.25 83.5 齒輪上的花鍵形式和尺寸根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和尺寸確定，具體參數(shù)見下表3-3。 表3

51、-3花鍵主要參數(shù) 序號(hào) 名稱 壓力角 大圓直徑 模數(shù) 齒數(shù) 1 一軸常嚙齒輪 30° 46 2 22 2 二軸五檔齒輪 30° 45 2.5 17 3 二軸三檔齒輪 30° 52 2 25 4 二軸二檔齒輪 30° 56 2 27 5 二軸一檔齒輪 30° 56 2 27 6 二軸倒檔齒輪 30° 56 2 27 第四章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇 4.1齒輪的損壞原因 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。 4.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料接觸應(yīng)力 與其他機(jī)械設(shè)備使用的變

52、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，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，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，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度[9]公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 4.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 （4-1） 式中——彎曲應(yīng)力（MPa）； ——一檔齒輪1

53、0的圓周力（N）， ；其中為計(jì)算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。 ——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65； ——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），取20 t ——端面齒距（mm）； y ——齒形系數(shù)，如圖4-1所示。 圖4-1 齒形系數(shù)圖 當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： （4-2） 可求得 =659668Nm 故由可以得出；再將所得出

54、的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時(shí)，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力[10]在400~850MPa之間。 （1） 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4-3） 式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（4-1）注釋相同，，選擇齒形系數(shù)y時(shí)，按當(dāng)量模數(shù)在圖（4-1）中查得。 二檔齒輪圓周力：

55、 （4-4） 根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：=6798.8N 齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)=47.7，可查表（4-1）得：。 故可求得： 同理可得： 。 依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下： 三檔：； 四檔：； 五檔：； 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍內(nèi)。 因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。 4.2.2齒輪材料接觸應(yīng)力 齒輪接觸應(yīng)力[11

56、] （4-5） 式中——齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）； F ——齒面上的法向力（N），； ——圓周力在（N）； ——節(jié)點(diǎn)處的壓力角（°）； ——齒輪螺旋角（°）； E ——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取； B ——齒輪接觸的實(shí)際寬度，20mm； ——主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）； 直齒輪： （4-6）

57、 （4-7） 斜齒輪： （4-8） （4-9） 其中，分別為主從動(dòng)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(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表： 表4-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)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 通

58、過計(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下： 一檔：=1998.61MPa；二檔：=1325.17MPa；三檔：=1233.1MPa 四檔：=1208.5MPa；五檔：=1015.78MPa；倒檔：=1904.32MPa 對照上表4-1可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。 第五章 變速器軸的設(shè)計(jì)與校核 5.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 5.1.1軸的結(jié)構(gòu) 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)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(shí)現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵

59、統(tǒng)一考慮。第一軸如圖5-1所示： 圖5-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖5-2 變速器中間軸 5.1.2軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依

60、據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝[12]要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn) 第一軸和中間軸： （5-1） 第二軸： （5-2） 式中——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，N·m 為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。? 第一軸和中間軸：d/L=0.160.18； 第二軸：d/L=0.180.21。 5.

61、2軸的校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對于本設(shè)計(jì)的變速器來說，在設(shè)計(jì)的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度[13]都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過程中，一檔所傳動(dòng)的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對象。下面對第一軸和第二軸進(jìn)行校核。 5.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為

62、 （5-3） 式中 ——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T ——軸所受的扭矩，N·mm； ——軸的抗扭截面系數(shù)，； P ——軸傳遞的功率，kw； d ——計(jì)算截面處軸的直徑，mm； [] ——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。 其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強(qiáng)度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計(jì)算公式為： （5-4） 式中T ——軸所受的扭矩，N·mm； G ——

63、軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa； ——軸截面的極慣性矩，，； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 對于一般傳動(dòng)軸可?。还室卜蟿偠纫?。 5.2.2第二軸的強(qiáng)度與剛度校核 1）軸的強(qiáng)度校核 計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （5-5） （5-6）

64、 （5-7） 式中 ——至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為三檔傳動(dòng)比3.85； d ——計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為105mm； ——節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為16°； ——螺旋角，為30°； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為170000N·mm。 代入

65、上式可得： ； ； 。 危險(xiǎn)截面的受力圖為： 圖5-3 危險(xiǎn)截面受力分析 水平面：（160+75）=75 ，可得出=1317.4N； 水平面內(nèi)所受力矩： 垂直面： （5-8） 可求出

66、 =6879.9N 垂直面所受力矩：。 該軸所受扭矩為：。 故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為： （5-9） 可得M 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）： （5-10） 將代入上式可得：，在低檔工作時(shí)[]=400MPa，因此有： ，符合要求。 2）軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計(jì)算： （5-11） （5-12） 式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力