乘用車變速器設(shè)計【捷達(dá)汽車變速器】【含8張CAD圖紙、說明書】【QX系列】

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無級式變速器的傳動比可以在一定范圍內(nèi)連續(xù)變化。有電力式和液壓式無級變速器兩種。傳動部分分為直流串勵電動和液力變矩器。 3.綜合式變速器 綜合式變速器由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機(jī)械式變速器，其傳動比可以在最大值與最小值之間的幾個間斷的范圍內(nèi)作無級變化。目前應(yīng)用較多。 （2）按操縱方式 變速器可分為強(qiáng)制操縱式變速器、自動操縱式變速器和半自動操縱式變速器三種。 1.強(qiáng)制操縱式變速器 靠駕駛員直接操縱變速換擋。 2.自動操縱式變速器 傳動比的選擇和換擋是自動進(jìn)行的，駕駛員只需操縱加速踏板，變速器就可以根據(jù)發(fā)動機(jī)的負(fù)荷信號和車速信號來控制執(zhí)行元件，實現(xiàn)擋位的變換。 3.半自動操縱式變速器 分為兩類：一類是部分擋位自動換擋，部分擋位手動換擋；另一類是預(yù)先按鈕選定擋位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時，由執(zhí)行機(jī)構(gòu)自動換擋。 三 變速器的工作原理 普通齒輪變速器也叫定軸式變速器，它由一個變速器殼、軸線固定的幾根軸和若干齒輪等零件組成，可實現(xiàn)變速、變扭和改變旋轉(zhuǎn)方向。 1. 變速原理 一對齒數(shù)不同的齒輪嚙合傳動時，設(shè)主動齒輪的轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)為，從動齒輪的轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)為。若小齒輪帶動大齒輪時，轉(zhuǎn)速就降低了；若大齒輪帶動小齒輪時，轉(zhuǎn)速即升高。在相同的時間內(nèi)嚙合的齒數(shù)相等，即=。齒輪的傳動比為=/=/。齒輪傳動機(jī)構(gòu)的傳動比定義為主動齒輪的轉(zhuǎn)速與從動齒輪的轉(zhuǎn)速之比，它也等于從動齒輪的齒數(shù)與主動齒輪的齒數(shù)之比，即 這就是齒輪傳動的變速原理。汽車變速器就是根據(jù)這一原理利用若干大小不同的齒輪副傳動而實現(xiàn)變速的。 2. 變向原理 汽車發(fā)動機(jī)在工作過程中是不能逆轉(zhuǎn)的。為了能使汽車倒退行駛，在變速器中設(shè)置了倒擋（R）。倒擋傳動機(jī)構(gòu)是在主動齒輪與從動齒輪之間增加一個中間齒輪，利用中間齒輪來改變輸出軸的轉(zhuǎn)動方向，因此，這個中間齒輪油稱之為倒擋換擋齒輪。 1.1.1 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 變速器作為傳遞動力和改變車速的重要裝置，國外對其操縱的方便性和擋位等方面的要求越來越高。目前對4擋特別是5擋變速器的應(yīng)用有日漸增多的趨勢，同時，6擋變速器的裝車率也在上升。 中國汽車變速器(汽車變速器市場調(diào)研)市場正處于高速發(fā)展期。2009年中國汽車銷售1364萬輛，同比增長46.15%，2015年汽車銷售規(guī)模將達(dá)到4000萬輛。在汽車行業(yè)市場規(guī)模高速增長的情況下，中國變速器(變速器行業(yè)分析)行業(yè)面臨著重大機(jī)遇。2009年中國汽車變速器(汽車變速器市場調(diào)研)市場規(guī)模達(dá)520億元人民幣，并且以每年超過20%的速度增長，預(yù)計2015年有望達(dá)到1500億元。 由于近年來乘用車市場增長迅速，2007年中國乘用車變速器需求量在600萬件以上，其中大部分為手動變速器，但是自動變速器的需求比例不斷提高。與此同時隨著商用車市場快速發(fā)展，2007年商用車變速器的市場需求量有200萬件，其中輕型貨車用變速器占市場主流，然而重型車變速器市場有望成為未來的新亮點。在手動變速器領(lǐng)域，國產(chǎn)品牌已占主導(dǎo)地位。但技術(shù)含量更高的自動變速器市場卻是進(jìn)口產(chǎn)品的天下，2007年中國變速器產(chǎn)品(變速器產(chǎn)品進(jìn)口統(tǒng)計)進(jìn)口額達(dá)到30億美元。國內(nèi)變速器企業(yè)未來面臨嚴(yán)峻挑戰(zhàn)。 1.1.2 研究的目的、依據(jù)和意義 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對轎車而言，其設(shè)計意義更為明顯。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評價汽車的一個重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計如果不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大。通過本題目的設(shè)計，學(xué)生可綜合運用《汽車構(gòu)造》、《汽車?yán)碚摗?、《汽車設(shè)計》、《機(jī)械設(shè)計》、《液壓傳動》等課程的知識，達(dá)到綜合訓(xùn)練的效果。由于本題目模擬工程一線實際情況，學(xué)生通過畢業(yè)設(shè)計可與工程實踐直接接觸，從而可以提高學(xué)生解決實際問題的能力。 1.1.3 研究的方法 本次設(shè)計主要是通過查閱近幾年來有關(guān)國內(nèi)外變速器設(shè)計的文獻(xiàn)資料，結(jié)合所學(xué)專業(yè)知識進(jìn)行設(shè)計。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進(jìn)行設(shè)計，通過排量選擇變速器中心距；各檔傳動比的計算；計算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對其進(jìn)行校核計算；計算選擇軸與軸承，同時對其進(jìn)行校核，對同步器、換擋操縱機(jī)構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進(jìn)行分析計算；另外，對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)、完善。 第2章 變速器主要參數(shù)的選擇與計算 2.1設(shè)計初始數(shù)據(jù) 最高車速：=180Km/h 發(fā)動機(jī)功率：=74KW 轉(zhuǎn)矩：=150 總質(zhì)量：=1500Kg 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：=3800r/min 車輪：185/60R14 2.2變速器各擋傳動比的確定 初選傳動比： = 0.377 （2.1） 式中： —最高車速 —發(fā)動機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 —車輪半徑 —變速器最小傳動比 乘用車取0.85 —主減速器傳動比 =9549× （轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)=1.1～1.3） （2.2） 所以，=9549×=5653.008r/min / =1.4～2.0 符合 =0.377×=0.377×=4.026 （2.3） 雙曲面主減速器，當(dāng)≤6時，取=90% 最大傳動比的選擇： ①滿足最大爬坡度。 （2.4） 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=15000N； —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=150N.m； —主減速器傳動比，=4.026 —傳動系效率，=90%； —車輪半徑，=0.289m； —滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.0165×[1+0.01(-50)]=0.03795； —爬坡度，取=16.7° 帶入數(shù)值計算得 ① ②滿足附著條件： ·φ （2.5） Φ為附著系數(shù)，取值范圍為0.5~0.6，取為0.6 為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)動橋給地面的載荷，這里取70%mg ； 計算得≤3.283 ； ② 由①②得2.551≤≤3.283 ； 取=3.2 ； 校核最大傳動比 ； 在3.0~4.5范圍內(nèi)，故符合。 其他各擋傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系： （2.6） 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，，， ==1.337 所以其他各擋傳動比為： =3.2， ==2.390，==1.788，==1.337 ，=0.85 2.3變速器傳動方案的確定 圖2-1a為常見的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e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2-1f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，有的貨車倒擋傳動采用圖2-61所示方案。其缺點是一，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。 本設(shè)計采用圖2-1f所示的傳動方案。 圖2-1 變速器倒檔傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 圖2.2變速器傳動示意圖 1. 輸入軸五擋齒輪 2.輸出軸五擋齒輪 3.輸入軸四擋齒輪 4.輸出軸四擋齒輪 5. 輸入軸三擋齒輪 6.輸出軸三擋齒輪 7.輸入軸二擋齒輪 8.輸出軸二擋齒輪 9. 輸入軸一擋齒輪 10.輸出軸一擋齒輪 11.倒擋齒輪 12.輸入軸倒擋齒輪13.輸出軸倒擋齒輪 2.4中心距A的確定 初選中心距：發(fā)動機(jī)前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選，A=66mm 2.5齒輪參數(shù) 2.5.1 模數(shù) 對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 表2.1　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機(jī)排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50~6.00 表2.2　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 —— 發(fā)動機(jī)排量為1.6L，根據(jù)表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數(shù)定為2.25~2.75mm。 2.5.2 壓力角 理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。 2.5.3 螺旋角 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。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。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。 乘用車兩軸式變速器螺旋角：20°～25° 2.5.4 齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒，取為6.0～8.5。 采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取4mm。 2.5.5 齒頂高系數(shù) 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. 2.6本章小結(jié) 通過初始數(shù)據(jù)，首先確定變速器的最大傳動比，然后根據(jù)最大傳動比，確定擋數(shù)及各擋傳動比的大小，然后根據(jù)變速器中心距A與發(fā)動機(jī)排量的關(guān)系，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計算做準(zhǔn)備。 第3章 齒輪的設(shè)計計算與校核 3.1齒輪的設(shè)計與計算 3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選=22° 一擋傳動比為 （3.1） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （3.2） ==48.96取整為49 即=11.65 取12 =49-12=37 對中心距進(jìn)行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 ==66.06mm （3.3） 對一擋齒輪進(jìn)行角度變位： 端面嚙合角 ： tan=tan/cos=0.392 （3.4） =21.42° 嚙合角 ： cos==0.932 （3.5） =21.29° 變位系數(shù)之和 （3.6） =-0.11 查變位系數(shù)線圖得： 計算一擋齒輪9、10參數(shù)： 分度圓直徑 =2.5×12/cos22°=32.356mm =2.5×37/22°=99.764mm 齒頂高 =3.74mm =1.415mm 式中： =（66-66.06）/2.5=-0.024 = -0.11+0.024 = -0.086 齒根高 =2.1mm =4.425mm 齒頂圓直徑 =39.836mm =102.062mm 齒根圓直徑 =28.156mm =90.914mm 當(dāng)量齒數(shù) =15.056 =46.424 二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.25，初選=24° ==53.59 取整為54 =15.81，取整為17 =37則，==2.1765≈=2.390 對二擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 =66.499mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.574° 端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 = -0.216 查變位系數(shù)線圖得： -0.216 =0.35 = 二擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =41.870mm =91.128mm 齒頂高 =3.029mm =0.9675mm 式中： = -0.22 =-0.004 齒根高 =2.025mm =4.086mm 齒頂圓直徑 =47.928mm =93.063mm 齒根圓直徑 =37.370mm =82.956mm 當(dāng)量齒數(shù) =22.298 =49.843 三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)為2.25 =1.649 =54.39, 取整為55 得=19.727取整為21，=34 = =1.619≈=1.788 對三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋? 理論中心距 =66.734mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.388 =21.218° 端面嚙合角 ==0.9426 變位系數(shù)之和 = -0.31 查變位系數(shù)線圖得： =0.19 = -0.50 三擋齒輪5、6參數(shù)： 分度圓直徑 =50.916mm =82.508mm 齒頂高 =2.642mm =1.089mm 式中： = -0.326 =0.016 齒根高 =2.385mm =3.938mm 齒頂圓直徑 =56.245mm =84.686mm 齒根圓直徑 =46.191mm =74.633mm 當(dāng)量齒數(shù) =26.389 =42.660 四擋齒輪為斜齒輪，初選=24°模數(shù)=2.5 = 取整為49 =20.614，取整為23 =26 則： = =1.1304≈=1.377 對四擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 =67.064mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.3922 =21.42° 端面嚙合角 ==0.946 變位系數(shù)之和 = -0.39 查變位系數(shù)線圖得： = -0.03 = -0.36 四擋齒輪3、4參數(shù)： 分度圓直徑 =62.942mm =71.151mm 齒頂高 =2.375mm =1.55mm 式中： =-0.41 =-0.02 齒根高 =3.2mm =4.025mm 齒頂圓直徑 =67.692mm =74.251mm 齒根圓直徑 =56.542mm =63.101mm 當(dāng)量齒數(shù) =30.168 =34.103 五擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)=2.25 = 取整為55 =29.4，取整為31 =24 則： = =0.774≈=0.85 對五擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 =66.734mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.388 =21.218° 端面嚙合角 ==0.9426 變位系數(shù)之和 = -0.31 查變位系數(shù)線圖得： = 0.19 = -0.50 五擋齒輪1、2參數(shù)： 分度圓直徑 =75.228mm =80.512mm 齒頂高 =2.642mm =1.089mm 式中： =-0.326 =-0.086 齒根高 =2.385mm =3.938mm 齒頂圓直徑 =80.512mm =60.419mm 齒根圓直徑 =70.458mm =50.365mm 當(dāng)量齒數(shù) =38.896 =30.112 確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=13，則： = =42.5mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×66－2.5×(13+2)－1 =93.5mm =－2 =35.4 為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=34 計算倒擋軸和輸出軸的中心距 = =68.75mm 計算倒擋傳動比 =2.615 3.1.2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(qiáng)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(yīng)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(yīng)采用不同鋼號材料。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： 滲碳層深度0.8～1.2 時滲碳層深度0.9～1.3 時滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC。 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶面粒。 3.1.3計算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機(jī)最大扭矩為192N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。 輸入軸 ==150N.m 輸出軸 ==150×96%×99%=142.56N.m 輸出軸一擋 =142.56×3.2=456.129N.m 輸出軸二擋 =142.56×2.297=334.351N.m 輸出軸三擋 =142.56×1.649=240.028N.m 輸出軸四擋 =142.56×1.184=172.343N.m 輸出軸五擋 =142.56×0.85=123.726N.m 倒擋 =150××30.85=372.849N.m 3.2輪齒的校核 3.2.1輪齒彎曲強(qiáng)度計算 1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力 圖3.1 齒形系數(shù)圖 （3.8） 式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應(yīng)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(yīng)力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如圖3.1。 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)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(yīng)力應(yīng)取下限。 計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，， =21，=13，=34，=0.141，=0.145，=0.162，=372.849N.m，=142.56N.m =719.114MPa<400～850MPa = =735.948MPa<400～850MPa = = 512.219MPa<400～850MPa 2、 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3.9） 式中：—計算載荷，N·mm； —法向模數(shù)，mm； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角，°； —應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù) —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 （1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ， =12，=37，=0.118，=0.155，=456.129N.m，=150N.m， = =316.37MPa<180～350MPa = =344.001MPa<180～350MPa （2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力 =17，=37，=0.164，=0.122，=334.351N.m，=150N.m， = =294.47MPa<180～350MPa = =345.728MPa<180～350MPa （3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 =21，=34，=0.152，=0.121，=240.028N.m，=150N.m = =261.042MPa<180～350MPa = =283.588MPa<180～350MPa （4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力 =23，=26，=0.145，=0.125，=172.343N.m，=150N.m = =147.791MPa<180～350MPa = =185.136MPa<180～350MPa （5）計算五擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 =31，=24，=0.156，=0.148，=150N.m，=123.726N.m = =172.301MPa<180～350MPa = =217.892MPa<180～350MPa 3.2.2輪齒接觸應(yīng)力σj （3.10） 式中：—輪齒的接觸應(yīng)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(yīng)力見表3.2。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬 表3.2　變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 （1）計算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 =456.192N.m，=150N.m， ，， =31.429mm， =u=100.573 mm =6.434mm =19.838mm = =1445.184MPa<1900～2000MPa = =1342.598MPa<1900～2000MPa （2）計算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力 =334.351N.m，=150N.m，，， =40.036mm， =91.964mm =18.672mm =8.579mm = =1212.385MPa<1300～1400MPa = =1132.459MPa<1300～1400MPa （3）計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力 =240.028N.m，=150N.m，，， =49.830mm， =84.412mm =17.003mm =10.134mm = =1060.116MPa<1300～1400MPa = =987.396MPa<1300～1400MPa （4）計算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力 =172.343N.m，=150N.m，，， =60.440mm， =71.560mm =14.579mm =12.897mm = =873.056MPa<1300～1400MPa = =740.923MPa<1300～1400MPa （5）五擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力 =150N.m，=123.726N.m，，， =71.351mm， =60.649mm =14.476mm =11.796mm = =833.087MPa<1300～1400MPa = = 783.954MPa<1300～1400MPa （6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力 =372.849N.m，=150N.m，，， mm mm mm =5.558mm =14.536mm =8.978mm = =564.157MPa<1900～2000MPa = =1604.646MPa<1900～2000MPa = =12303150MPa<1900～2000MPa 3.3本章小結(jié) 本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。 第4章 軸的設(shè)計與計算及軸承的選擇與校核 4.1軸的設(shè)計計算 4.1.1 軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。 4.1.2 初選軸的直徑 傳動軸的強(qiáng)度設(shè)計只需按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計算，輸入軸軸頸 =103×=24.27mm 取整后d=25mm （4.1） 圖4.1 軸的示意圖 4.1.3 軸的強(qiáng)度計算 軸的剛度驗算 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，可分別用式計算 （4.2） （4.3） （4.4） 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），=2.1×105MPa； —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。 （4.5） 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(yīng)超過0.002rad。 變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與撓度 輸入軸剛度 圖4.2 輸入軸受力分析圖 一擋齒輪所受力 N，N mm，，mm mm （4.6） =0.035mm （4.7） =0.090 =-0.000323rad0.002rad （4.8） 輸出軸剛度 圖4.3 輸出軸受力分析圖 N，N mm，，mm mm =0.020mm =0.052 =0.00019rad0.002rad 輸入軸的強(qiáng)度校核 圖4.4 輸入軸的強(qiáng)度分析圖 一擋時撓度最大，最危險，因此校核。 1)豎直平面面上 得 =1062.39N 豎直力矩=164971.09N.mm 2)水平面內(nèi)上、和彎矩 由以上兩式可得=6483.79N，=1004987.02N.mm 按第三強(qiáng)度理論得： N.mm 輸出軸強(qiáng)度校核 1)豎直平面面上 得 =1048.05N 豎直力矩=162447.93N.mm 2)水平面內(nèi)上、和彎矩 由以上兩式可得=5653.89N，=873562.59N.mm 按第三強(qiáng)度理論得： N.mm 4.2軸承的選擇及校核 4.2.1輸入軸的軸承選擇與校核 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號，30205（左右），由《機(jī)械設(shè)計手冊》查得代號為30205的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=10×300×8=24000h 校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=2572.99N，=1062.39N Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計手冊查得Y=1.6 (4.9) (4.10) Ⅲ）、軸向力和 由于 所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊 Ⅳ）、求當(dāng)量動載荷 查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計得 故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4 徑向當(dāng)量動載荷 (4.11) =1.2×（0.67×2572.99+1.6×322.62）=2688.11N 校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。(4.12) =55229.2h＞=24000h合格 4.2.2 輸出軸軸承校核 初選輸出軸的軸承型號，30206（左右），由《機(jī)械設(shè)計手冊》查得代號為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=10×300×8=24000h 校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=2538.25N，=1048.05N Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計手冊查得Y=1.6 Ⅲ）、軸向力和 由于 所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊 Ⅳ）、求當(dāng)量動載荷 查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計得 故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4 徑向當(dāng)量動載荷 =1.2×（0.67×2538.25+1.6×327.52）=2669.59N 校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3； =150426.9h＞=24000h 故該軸承合格 4.3本章小結(jié) 本章首先簡要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計算，確定軸的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長度，然后對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度的驗算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進(jìn)行壽命計算。 結(jié) 論 本次設(shè)計的變速器是以捷達(dá)參數(shù)為依據(jù)，乘用車兩軸變速器，通過排量選擇中心距的大小，齒輪的模數(shù)等，確定倒擋的布置形式，確定齒輪的壓力角，螺旋角，齒寬，齒形系數(shù)等，然后計算變速器的各擋傳動比，各齒輪的參數(shù)，通過變?yōu)橄禂?shù)圖查找計算變?yōu)橄禂?shù)，然后對各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡要的介紹了齒輪材料的選擇原則，對齒輪進(jìn)行校核。通過最小軸頸的計算，選擇軸承，確定軸各段的長度和軸頸大小。對軸和軸承進(jìn)行校核計算。 對于本次設(shè)計的變速器來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，而且采用結(jié)合套掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設(shè)計中采用了5+1檔手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達(dá)到其經(jīng)濟(jì)性和動力性的要求；變速器掛檔時用同步器，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。本著實用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計要求上都采用比較開放的標(biāo)準(zhǔn)，因此，安全系數(shù)不高，這一點是本次設(shè)計的不理想之處。 參考文獻(xiàn) [1]郝京順.汽車變速器的發(fā)展[J].知識講座，2000(6)． [2]楊通順．變速器的黃金時代[J]．汽車與配件，2003． [3]王尚軍.DC6J80T六檔變速器設(shè)計[J].大同齒輪集團(tuán)有限責(zé)任公司，2002(1)． [4]林紹義.一種汽車變速器設(shè)計[J].機(jī)電技術(shù)，2004(1)． [5]吳修義.國內(nèi)組合式機(jī)械變速器的現(xiàn)狀與發(fā)展[J].現(xiàn)代零部件，2005(1)． [6]吳修義.機(jī)械變速器系列化及與車輛的匹配[J].變通世界，1999(9)． [7]殷浩東.工程機(jī)械驅(qū)動橋、變速器產(chǎn)品現(xiàn)狀與發(fā)展分析[J].工程機(jī)械與維修， 2006(4)． 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