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車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)
實(shí)用微型客車設(shè)計(jì)——變速器、傳動(dòng)軸及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
摘 要
本次設(shè)計(jì)中密切聯(lián)系總體整體布置、離合器、傳動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)人員，以實(shí)現(xiàn)變速器與發(fā)動(dòng)機(jī)及其他傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的最佳匹配，力求整車結(jié)構(gòu)更加合理。
變速器的結(jié)構(gòu)對(duì)汽車的動(dòng)力性，經(jīng)濟(jì)性，操縱的可靠性與輕便性，工作噪聲等都有直接影響。變速器主要用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在起步、爬坡、轉(zhuǎn)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(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況下范圍工作，設(shè)有空檔和倒檔。
本次設(shè)計(jì)按照傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法，本著半經(jīng)驗(yàn)半理論的設(shè)計(jì)原則通過(guò)類比法確定方案，參照已有車型變速器結(jié)構(gòu)，最后以機(jī)械零件的強(qiáng)度和剛度理論對(duì)確定的形狀和尺寸進(jìn)行必要的計(jì)算和校核，以滿足約束條件，進(jìn)而縮短設(shè)計(jì)周期，降低設(shè)計(jì)成本。
通過(guò)對(duì)傳動(dòng)軸的傳動(dòng)類型、結(jié)構(gòu)的分析；對(duì)萬(wàn)向節(jié)的十字軸 、滾針軸承 、萬(wàn)向節(jié)差的設(shè)計(jì)；對(duì)傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速和計(jì)算載荷的確定，對(duì)傳動(dòng)方式、傳動(dòng)軸和十字軸滾針軸承，確定了所設(shè)計(jì)車輛使用的這些部件的具體尺寸，確定了傳動(dòng)軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核了其扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度和臨界轉(zhuǎn)速，確定了合適的安全系數(shù)。
關(guān)鍵詞：變速器，傳動(dòng)軸，操縱機(jī)構(gòu)
THE DESIGN OF PRARECTICAL MINIATURE CAR——TRANSMISSION、TRANSMISSION SHAFT AND MANIPULATING BODIES DESIGN
ABSTRACT
The design connects with the overall layout、clutch、transmission shaft and drive bridge of designers to get the best match of transmission with engine and other drives,and to make the vehicle structure more reasonable.
The structure of transmission have the direct influence on the power and fuel economy of automobiles,the reliability and portability of manipulation.Transmission is mainly used to change the driving wheels’ torque and speed which are from the engine.The purpose is,under the starting、the climbing 、the turning、the acceleration and other traffic conditions,to make car get different traction and speed ,and make engine set up free gear and reverse gear.
According to the traditional design methodology, and consulting the transmission structures which existed cars have,the design establishes program by analogy with the semi-empirical theory of design priciples,calculats and check the shape and size with strength and stiffness of mechanical parts theory to meet the restrictive conditions,then shorts the design cycle and reduces design costs.
Based on the analysis of the type and the structure of the drive shaft,the design of the cross shaft、the needle roller bearings and the universal joint of the gimbal;the confirm of the critical speed and load calculation of the drive shaft, the specific sizes of drive manner、drive shaft and cross needle roller bearings are confirmed.Their strength and reverse are checked.At last the approriate safety factor is determined.
KEY WORDS：transmission，power transmission shaft，manipulate bodies
目 錄
第一章 前言.......................................1
第二章 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì).............................2
§2.1 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)..........................2
§2.2 萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算載荷........................2
§2.3 十字軸設(shè)計(jì)計(jì)算............................3
§2.4 十字軸滾針軸承計(jì)算........................4
§2.5 萬(wàn)向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算........................5
§2.6 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算........................7
§2.7 軸管強(qiáng)度計(jì)算..............................9
§2.8 傳動(dòng)軸花鍵軸的計(jì)算........................10
第三章 變速器的結(jié)構(gòu)分析..........................12
§3.1 概述.....................................12
§3.2 變速器的總體結(jié)構(gòu)........................13
§3.3 變速器操縱機(jī)構(gòu)..........................14
第四章 變速器主要參數(shù)的確定......................15
§4.1 擋數(shù)選擇...............................15
§4.2 主減速器傳動(dòng)比...........................15
§4.3 分配各擋傳動(dòng)比........................15
§4.4 初定中心距.............................15
§4.5 齒輪模數(shù)的選取..........................16
§4.6 壓力角.................................16
§4.7 螺旋角的選擇...........................16
§4.8 齒寬的選擇...............................16
第五章 齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算........................18
§5.1變速器各擋齒數(shù)的確定......................18
§5.2 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算..........................19
第六章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料的選擇..........23
§6.1 齒輪的材料選擇........................23
§6.2 齒輪的破壞形式........................23
§6.3 強(qiáng)度的校核........................24
第七章 變速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算........................26
§7.1 估算軸的直徑........................26
§7.2 變速器軸的強(qiáng)度校核計(jì)算....................26
第八章 軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算............................30
第九章 結(jié)論..............................32
參考文獻(xiàn)...................................33
致謝.....................................34
附錄.........................................35
32
第一章前言
萬(wàn)向傳動(dòng)軸在汽車上應(yīng)用比較廣泛。在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪或全輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，由于彈性懸架的變形，變速器或分動(dòng)器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸的軸線相對(duì)位置經(jīng)常變化，所以普遍采用十字軸萬(wàn)向傳動(dòng)軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中，內(nèi)、外半軸之間的夾角隨行駛需要而變，這時(shí)多采用等速萬(wàn)向傳動(dòng)軸。當(dāng)后驅(qū)動(dòng)橋?yàn)楠?dú)立懸架時(shí)，也必須采用萬(wàn)向傳動(dòng)軸。
變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車獲得在不同使用工況下不同的牽引力和速度，使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍下工作。
變速器的設(shè)計(jì)需要在整車設(shè)計(jì)的總體原則下結(jié)合變速器要滿足的具體功能展開(kāi)。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產(chǎn)品通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化。
滿足汽車必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。
變速器操縱機(jī)構(gòu)分為直接操縱式和遠(yuǎn)距離操縱式。直接操縱結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在各種類型的汽車上得到廣泛的應(yīng)用。但只有在當(dāng)變速器布置在駕駛座位附近時(shí)直接操縱的方案才能實(shí)現(xiàn)。但要把變速器布置在駕駛室附近會(huì)給總體布置帶來(lái)極大限制。
遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)用于當(dāng)變速器布置得離駕駛座椅較遠(yuǎn)時(shí)，在客車、貨車、轎車上都有廣泛的應(yīng)用。因僅需桿系、繩索等換檔傳動(dòng)機(jī)構(gòu)操縱變速器，使總體布置有很大的靈活性，也易于實(shí)現(xiàn)整車結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。
考慮到變速器操縱機(jī)構(gòu)與總體布置密切相關(guān)，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等問(wèn)題，本次設(shè)計(jì)采用雙拉變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車獲得在不同使用工況下不同的牽引力和速度，使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍下工作。
第二章 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算
萬(wàn)向傳動(dòng)軸由萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸組成，有時(shí)還加裝中間支承。它主要用來(lái)在工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。
萬(wàn)向傳動(dòng)軸在汽車上應(yīng)用比較廣泛。在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪或全輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，由于彈性懸架的變形，變速器或分動(dòng)器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸的軸線相對(duì)位置經(jīng)常變化，所以普遍采用十字軸萬(wàn)向傳動(dòng)軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中，內(nèi)、外半軸之間的夾角隨行駛需要而變，這時(shí)多采用等速萬(wàn)向傳動(dòng)軸。當(dāng)后驅(qū)動(dòng)橋?yàn)楠?dú)立懸架時(shí)，也必須采用萬(wàn)向傳動(dòng)軸。
§2.1傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)
傳動(dòng)軸外觀及零件加工表面不得有毛刺、碰傷、銹蝕、折痕、扭曲變形及裂紋等缺陷。
傳動(dòng)軸裝配前零部件應(yīng)符合以下要求：
1)保證所連接的兩軸相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)，能可靠地傳遞動(dòng)力。
2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動(dòng)和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。
3)傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，維修容易等。
§2.2 萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算載荷
萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸因布置位置不同，計(jì)算載荷是不同的。本次設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸布置在變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間。計(jì)算載荷的設(shè)計(jì)方法有三種：1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動(dòng)比來(lái)確定；2）按驅(qū)動(dòng)輪打滑來(lái)確定；3）按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來(lái)確定。
在此設(shè)計(jì)中采用根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動(dòng)比來(lái)計(jì)算。由公式：
（2—1）
式中：--傳動(dòng)軸計(jì)算載荷，單位：；
--猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，在此取=2；
--發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，單位：N.m；
K --液力變矩器變矩系數(shù)，k=1;
--變速器一擋傳動(dòng)比，；
--分動(dòng)器傳動(dòng)比，；
--發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率，％；
n—計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，為1。
由公式（2—1）：
對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷取，安全系數(shù)一般取2.5-3.0 。
§2.3. 十字軸設(shè)計(jì)計(jì)算
十字軸萬(wàn)向節(jié)的損壞形式主要有十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當(dāng)磨損或壓痕超過(guò)0.15mm時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)便應(yīng)報(bào)廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂，所以在設(shè)計(jì)十字軸萬(wàn)向節(jié)時(shí)，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。
本次設(shè)計(jì)參考《底盤設(shè)計(jì)》（吉林工業(yè)大學(xué)出版），根據(jù)不同噸位載重汽車的十字軸總成初選其尺寸：
十字軸：H=90mm d=18mm h=16mm
設(shè)各滾針對(duì)十字軸軸頸作用力的合力為F，則：
（2—2）
式中：--萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，；
r--合力F作用線到十字軸中心之間的距離，r=37mm；
--萬(wàn)向傳動(dòng)的最大夾角，取 。
則由式（1—2）可得:
十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿足：
（2—3）
式中：--十字軸軸頸根部彎曲應(yīng)力，單位：；
--十字軸軸頸直徑，；
--十字軸油道孔直徑，；
s--合力F作用線到軸頸根部的距離，s=8mm；
--彎曲許用值，為 。
由公式（1—3）可得：
滿足強(qiáng)度要求。
十字軸軸頸的切應(yīng)力應(yīng)滿足：
（2—4）
則由已知數(shù)據(jù)可得：
滿足切應(yīng)力許用范圍 。
§2.4 十字軸滾針軸承的計(jì)算
滾針軸承中的滾針直徑一般不小于1.6mm，以免壓碎。而且差別要小，否則會(huì)加重載荷在滾針間分配的不均勻性。公差帶一般控制在0.003mm以內(nèi)。滾針軸承徑向間隙過(guò)大時(shí)，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙過(guò)小時(shí)，有可能出現(xiàn)所熱卡住或因贓物阻滯卡住，合適的間隙為0.009-0.095mm .滾針軸承得軸向總間隙以0.08-0.30mm為好。滾針的長(zhǎng)度一般不超過(guò)軸頸的長(zhǎng)度。使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場(chǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針得軸向間隙一般不超過(guò)0.2-0.4mm 。
十字滾針軸承的接觸應(yīng)力為：
（2—5）
式中：--滾針直徑，；
--十字軸軸頸直徑，；
--滾針工作長(zhǎng)度，。
其中，為合力F作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N），可有下式求得:
(2—6)
式中：i—滾針列數(shù)，i=1；
Z—每列中滾針數(shù)，Z=22 。
則:
由公式（1—5）可得:
當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時(shí)，許用接觸應(yīng)力為3000-3200，即滿足接觸強(qiáng)度要求。
計(jì)算結(jié)果: 滾針直徑；
工作高度；
列數(shù) i=1；
單列滾針數(shù)Z=22
§2.5萬(wàn)向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算
由于十字軸萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)矩 、的作用，在主、從動(dòng)萬(wàn)向節(jié)叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力 、和軸向力 、 。
（2—7）
式中：R—切向力作用線與萬(wàn)向節(jié)叉軸之間的距離；
--轉(zhuǎn)向節(jié)主動(dòng)叉軸之轉(zhuǎn)角；
--轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸之夾角。
在十字軸軸線所在平面內(nèi)并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為：
（2—8）
圖（a）為主動(dòng)叉位于與初始位置的受力狀況，此時(shí) ，達(dá)最大值：
（2—9）
圖（b）為主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí)的受力狀況，這時(shí) 、及均達(dá)最大值：
（2—10）圖2-1 萬(wàn)向節(jié)叉危險(xiǎn)截面示意圖
萬(wàn)向節(jié)叉在力作用下承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，在截面B-B處，彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力分別為：
（2—11）
式中: 、--抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù) ，對(duì)于本設(shè)計(jì)中矩形截面：
（2—12）
根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)可知：
H=60mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm
則：
萬(wàn)向節(jié)叉由45鋼制造，其彎曲應(yīng)力不應(yīng)大于 ，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不應(yīng)大于 。而設(shè)計(jì)計(jì)算所得結(jié)果滿足條件要求。
§2.6 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算
萬(wàn)向傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)與其所連接的萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)有關(guān)。通常，萬(wàn)向傳動(dòng)軸由中間部分和端部組成，中間部分可為實(shí)心軸或?yàn)榭招妮S管。本次設(shè)計(jì)采用空心軸管?？招牡妮S管具有較小的質(zhì)量但能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，且較實(shí)心軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，故用作汽車傳動(dòng)系的萬(wàn)向傳動(dòng)軸。
傳動(dòng)軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及內(nèi)徑是根據(jù)所傳遞最大轉(zhuǎn)矩、最高轉(zhuǎn)速及長(zhǎng)度按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)（YB242-63）選定，并校核臨界轉(zhuǎn)速及扭矩強(qiáng)度。
傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速與其長(zhǎng)度及斷面尺寸等有關(guān)。由于沿軸管表面鋼材質(zhì)量分布的不均勻性以及在旋轉(zhuǎn)使其本身質(zhì)量產(chǎn)生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，后者在一定的轉(zhuǎn)速下會(huì)導(dǎo)致軸管的斷裂。所謂傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速是指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定的最低轉(zhuǎn)速，它決定于傳動(dòng)軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支撐情況。為了確定臨界轉(zhuǎn)速，可研究一下兩端自由支撐與剛性球鉸上的軸（見(jiàn)下圖）：
圖2-2 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算示意圖
設(shè)軸的質(zhì)量m集中于O點(diǎn)，且O點(diǎn)偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為e，當(dāng)軸以角速度旋轉(zhuǎn)時(shí)，產(chǎn)生的離心力為：
式中：y—軸在其離心力作用下產(chǎn)生的撓度。
與離心力相平衡的彈性力為：
式中：c—周的側(cè)向剛度，對(duì)于質(zhì)量分布均勻且兩端自由地支撐于球形鉸接的軸，其側(cè)向剛度為：
E—材料的彈性模量，可??；
J—軸管截面的抗彎慣性矩。
因
故有
認(rèn)為在達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度時(shí)，傳動(dòng)軸將破壞，即，則有：
（2—13）
傳動(dòng)軸管：
式中：D、d—軸管的外徑及內(nèi)徑，mm. D=50mm,d=46mm;
L—傳動(dòng)軸的支撐長(zhǎng)度，取兩萬(wàn)向節(jié)之中心距，mm；
--軸管材料的密度，對(duì)于鋼 ；
將上述c、J及m的表達(dá)式代入（3-13），令
則得傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為：
（2—14）
由于傳動(dòng)軸動(dòng)平衡的誤差，伸縮花間聯(lián)接的間隙以及支承的非剛性等，傳動(dòng)軸的實(shí)際臨界轉(zhuǎn)速要低于所計(jì)算的臨界轉(zhuǎn)速。因此引進(jìn)安全系數(shù)K，并?。?
式中：--相應(yīng)于最高車速時(shí)傳動(dòng)軸最大轉(zhuǎn)速，r/min;
--傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速,r/min;
在本次設(shè)計(jì)中，已知D=50mm，d=46mm,L=327.65mm;
已知發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速。
安全系數(shù)。
§2.7 軸管強(qiáng)度計(jì)算
萬(wàn)向傳動(dòng)軸的尺寸除了要有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度，傳動(dòng)軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可按下式計(jì)算：
（2—15）
式中：--發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m;
--變速器一擋傳動(dòng)比；
--動(dòng)載系數(shù)；
--抗扭截面系數(shù)。
傳動(dòng)軸采用空心結(jié)構(gòu)，則：
（2—16）
式中：T—傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩，T=357128N.mm；
D d—傳動(dòng)軸管的外徑和內(nèi)徑，D=50mm,d=46mm;
傳動(dòng)軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不大于，安全系數(shù) 。
§2.8 傳動(dòng)軸花鍵軸的計(jì)算
對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，應(yīng)保證在傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。通常以底徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)且應(yīng)力。
（2—17）
軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為，可初取花鍵軸直徑計(jì)算，然后進(jìn)行強(qiáng)度校核。取，則：
安全系數(shù)為 ，安全系數(shù)一般在2-3左右。即滿足要求。
傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵采用矩形花鍵，齒側(cè)擠壓應(yīng)力為：
（2—18）
式中：--花鍵處轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)。=1.3-1.4 ；
--花鍵外徑，取 ；
--花鍵內(nèi)徑，取 ；
--花鍵的有效工作長(zhǎng)度， ；
--花鍵齒數(shù)， ； 則：
對(duì)于齒面硬度大于35HRC的滑動(dòng)花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為 。故安全系數(shù) ，滿足要求強(qiáng)度。
根據(jù)以前計(jì)算傳動(dòng)軸管強(qiáng)度，可取滑動(dòng)叉軸直徑為46mm 。
第三章 變速器的結(jié)構(gòu)分析
§3.1概述
變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車獲得在不同使用工況下不同的牽引力和速度，使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍下工作。
變速器的設(shè)計(jì)需要在整車設(shè)計(jì)的總體原則下結(jié)合變速器要滿足的具體功能展開(kāi)。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產(chǎn)品通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化。
對(duì)變速器提出如下的基本要求：
（1）正確選擇擋數(shù)和傳動(dòng)比，保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)；
（2）設(shè)置空擋，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能啟動(dòng)怠速、換檔、切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸；在滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系徹底分離；
（3）設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛；
（4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，能進(jìn)行功率輸出；
（5）換檔迅速、省力、方便，以便縮短加速時(shí)間并提高汽車的動(dòng)力性能；
（6）工作可靠，汽車行駛中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；
（7）變速器還應(yīng)當(dāng)滿足效率高，噪聲低，體積小，質(zhì)量輕，制造容易，成本低等要求、維修方便等要求。
滿足汽車必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。
§3.2 變速器的總體結(jié)構(gòu)
有級(jí)變速器與無(wú)級(jí)變速器相比具有傳動(dòng)效率高（0.96～0.98），造價(jià)低廉，因此在各類汽車中均得到廣泛采用，此次設(shè)計(jì)也采用有級(jí)變速器。有級(jí)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩類。固定軸式又分為中間軸式，兩軸式和多中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用最廣泛。兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。由于中間軸式變速器直接檔工作時(shí)，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)齒輪嚙合，且第一，二軸均不承受徑向載荷載荷，第一，二軸只起傳遞扭矩的作用。因此直接檔的傳遞效率高，磨損及噪聲也最小，這是中間軸式變速器的突出的優(yōu)點(diǎn)。速器的。
從結(jié)構(gòu)上講兩軸式變速器與中間軸式變速器相比，其傳動(dòng)系結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動(dòng)效率都比較高，噪聲也低，但多用于前置前驅(qū)的轎車布置。綜合對(duì)比后選用中間軸式。
一般情況下，變速器的檔位數(shù)與汽車的動(dòng)力性，燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的關(guān)系。就汽車的動(dòng)力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)在底燃油消耗率區(qū)工作的可能性，降低了油耗；同時(shí)有利擴(kuò)大傳動(dòng)比范圍，以適應(yīng)各種使用條件下動(dòng)力性經(jīng)濟(jì)性的要求。
主、副變速器主要用于空、滿載質(zhì)量變化大、使用條件復(fù)雜、加之柴油機(jī)轉(zhuǎn)矩變化平穩(wěn)、適應(yīng)性差而需要擴(kuò)大傳動(dòng)比范圍、增加擋位數(shù)以適應(yīng)各種使用條件下的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性要求的重型車。為使變速器的結(jié)構(gòu)不致過(guò)于復(fù)雜和便于系列化，多以四檔或五檔的變速器與三檔、四檔的副變速器組合，副變速器裝在主變速器之前之后或前后。
倒檔的布置方式參考中間軸式變速器倒檔布置方式。從動(dòng)力性、加工工藝性考慮宜使倒檔軸傳動(dòng)比接近于一擋傳動(dòng)比。
考慮到微客的使用條件和要求，此次設(shè)計(jì)所選用的變速器結(jié)構(gòu)方案為采用中間軸式，4+1前置后驅(qū)的變速方案。
圖1－1 變速器傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
§3.3 變速器操縱機(jī)構(gòu)
變速器操縱機(jī)構(gòu)分為直接操縱式和遠(yuǎn)距離操縱式。直接操縱結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在各種類型的汽車上得到廣泛的應(yīng)用。但只有在當(dāng)變速器布置在駕駛座位附近時(shí)直接操縱的方案才能實(shí)現(xiàn)。但要把變速器布置在駕駛室附近會(huì)給總體布置帶來(lái)極大限制。
遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)用于當(dāng)變速器布置得離駕駛座椅較遠(yuǎn)時(shí)，在客車、貨車、轎車上都有廣泛的應(yīng)用。因僅需桿系、繩索等換檔傳動(dòng)機(jī)構(gòu)操縱變速器，使總體布置有很大的靈活性，也易于實(shí)現(xiàn)整車結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。
考慮到變速器操縱機(jī)構(gòu)與總體布置密切相關(guān)，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等問(wèn)題，本次設(shè)計(jì)采用雙拉桿式遠(yuǎn)距離換檔操縱機(jī)構(gòu)和單桿式高低檔換檔操縱機(jī)構(gòu)。
第四章 變速器主要參數(shù)的確定
§4.1 擋數(shù)
本設(shè)計(jì)選用4+1擋。
§4.2主減速器傳動(dòng)比
由式ua=nr/(igio)
有umax=nmaxr/(igminio) 若變速器最小傳動(dòng)比 igmin 取1；發(fā)動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速nmax當(dāng)取發(fā)動(dòng)機(jī)在額定功率下的轉(zhuǎn)速，即nmax=4000r/min 已知滾動(dòng)半徑r=0.382m,最高車速umax=100km/h
求得io=5.599 。
同時(shí)考慮的總體布置要求，驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)等問(wèn)題，綜合分析后io取5.599合適 。
§4.3分配各檔傳動(dòng)比
已知最小傳動(dòng)比igmin=1,最大傳動(dòng)比ig1=3.647；按等比數(shù)列分配各檔傳動(dòng)比，設(shè)相鄰兩檔公比為q；在4+1的變速器中
則有：ig8= igmin=1 , ig8= ig1×q7
代入ig8=1 ， ig1=3.647
所以 i2= ig1 q=2.369 ; i3= ig1 q2=1.539; i4= ig1 q3=1; ;
注：ig1～ig8一到八檔傳動(dòng)比i01 、i02分別為倒檔一、二檔傳動(dòng)比.
§4.4 初定中心距
初定中心距A時(shí)可根據(jù)下面經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：
A=K（Memax）1/3 Memax是發(fā)動(dòng)機(jī)輸出最大扭矩，即: Memax=Temex=52Nm ; K是經(jīng)驗(yàn)系數(shù)對(duì)商用車K在14～17之間。
代入數(shù)據(jù)求的A=56.71～68.86mm ;主箱中心距A取60 mm。
§4.5 齒輪模數(shù)的選取
齒輪模數(shù)的選取由輪齒的彎曲或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定，選擇模數(shù)時(shí)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)，能有效降低變速器的噪聲，而從減小變速器的質(zhì)量考慮，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心矩，初選模數(shù) m＝2。
§4.6 壓力角
壓力角的大小對(duì)傳動(dòng)的平穩(wěn)性，工作噪聲，齒輪的彎曲強(qiáng)度和表面的接觸強(qiáng)度為都有影響。為提高齒輪的承載能力應(yīng)選用大的壓力角。實(shí)際國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20O，所以變速器齒輪普遍采用20O。按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)選取=20O。
§4.7 螺旋角的選擇
增大角可以使齒輪嚙合的重合度系數(shù)增加，工作平穩(wěn)噪聲降低，隨著角的增大齒抗彎的強(qiáng)度也相應(yīng)的提高，不過(guò)當(dāng)螺旋角大于30O時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升，故從提高齒輪的接觸強(qiáng)度考慮可取較大的角，但從保證齒輪的彎曲強(qiáng)度著眼不應(yīng)大于30O。一般商用車選180～260。
角選擇應(yīng)力求使中間軸上的軸向力平衡，因此角的最終確定應(yīng)根據(jù)中心距、軸向力、傳動(dòng)比綜合選擇。
主箱第一軸常嚙合齒輪定為右旋，中間軸上各齒輪定為左旋，則主箱第二軸各檔齒輪為右旋。
§4.8 齒寬的選擇
選擇齒寬時(shí)應(yīng)綜合考慮，變速器的軸向尺寸，齒輪的強(qiáng)度以及齒輪工作時(shí)受力均勻程度度等因素的影響。
由經(jīng)驗(yàn)公式 ：kc為齒寬系數(shù)
直齒寬：b=kc×m kc=4.5～8.0 b=9～16mm
斜齒：b=kc×mn kc=7.0～8.6 b=14～16mm
第五章 齒輪參數(shù)的確定
§5.1 變速器各擋齒數(shù)的確定
一、確定一擋齒輪的齒數(shù)
ig1=Z2Z7/Z1Z8=3.504
Zh=2A cosβ/mn=2×60×cos25/2=54
初選Z8=39，Z7=15
Z2/Z1=i1×Z7/Z8=3.647×15/39=1.40
Zh=Z1+Z2=60
取Z1=23，Z2=31
i1=31×39/(23×15)=3.504
β=arcosZhmn/A=25.8420
故取Z8=39，Z7=15 ，Z1=23，Z2=31
二、確定二擋齒輪齒數(shù)
ig2=Z2Z5/Z1Z6=2.369
Z5/Z6=i2×Z1/Z2=2.369×23/31=1.69
Zh=2A cosβ/mn=2×60×cos25/2=54
取Z6=19，Z5=35
為減少或抵消中間軸的軸向力
tgβ1/tgβ2=[Z2/(Z1+Z2)](1+Z5/Z6)
由Z1=23，Z2=31，Z6=19，Z5=35
算出β2=24.860
i2=31×35/(23×19)=2.48
三、確定三擋的齒數(shù)
ig3=Z2Z3/Z1Z4=1.539
Z5/Z6=i2×Z1/Z2=2.369×23/31=1.099
Zh=2A cosβ/mn=2×60×cos25/2=54
取Z4=26，Z3=31
為減少或抵消中間軸的軸向力由
Z1=23，Z2=31，Z4=26，Z3=31
tgβ1/tgβ3=[Z2/(Z1+Z2)](1+Z3/Z4)=
1.1算出β3=22.970
i3=31×31/(26×19)=1.56
四擋的傳動(dòng)比為1
五、確定倒擋齒輪的齒數(shù)
擋齒輪選用的模數(shù)往往與一擋的相近。
初選i倒=3.4，Z9=17，可得Z10=37
§5.2 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
1. 計(jì)算Z1，Z2的幾何尺寸
已知Z1=23，Z2=31計(jì)算中心距A＇=60mm
故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)
1) 端面模數(shù)
mt=mn/cosβ=2/cos25.8420=2.22mm
2) 端面壓力角
tanαt=tanαn/cosβ=0.411
αt=22.3460
3) 分度圓直徑
d1=23×2/cos25.8420=51mm
d2=31×2/cos25.8420=69mm
4) 齒頂高
ha=mn(ha*+xn*)=2mm
5) 齒根高
hf=mn(ha*-xn*+cn*)=2.5mm
6) 齒頂圓直徑
da1=d1+2ha=53mm
da2=d2+2ha=71mm
7) 齒根圓直徑
df1=d1-2hf=48.5mm
df2=d2-2hf=66.5mm
8) 中心距
A=60mm
2. 計(jì)算Z3，Z4的幾何尺寸
已知Z3=31，Z4=26計(jì)算中心距A＇=60mm
故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)
1) 端面模數(shù)
mt=mn/cosβ=2/cos22.970=2.31
2) 端面壓力角
tanαt=tanαn/cosβ=0.478
αt=23.4750
3) 分度圓直徑
d3=31×2/cos22.970=64mm
d4=26×2/cos22.970=56mm
4) 齒頂高
ha=mn(ha*+xn*)=2mm
5) 齒根高
hf=mn(ha*-xn*+cn*)=2.5mm
6) 齒頂圓直徑
da3=d3+2ha=66mm
da4=d4+2ha=58mm
7) 齒根圓直徑
df3=d3-2hf=61.5mm
df4=d4-2hf=53.5mm
8) 中心距
A=60mm
3. 計(jì)算Z5，Z6的幾何尺寸
已知Z5=35，Z6=19計(jì)算中心距A＇=60mm
故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)
1) 端面模數(shù)
mt=mn/cosβ=2/cos24.860=2.31
2) 端面壓力角
tanαt=tanαn/cosβ=0.478
αt=23.4750
3) 分度圓直徑
d5=35×2/cos24.860=78mm
d6=19×2/cos24.860=42mm
4) 齒頂高
ha=mn(ha*+xn*)=2mm
5) 齒根高
hf=mn(ha*-xn*+cn*)=2.5mm
6) 齒頂圓直徑
da5=d5+2ha=80mm
da6=d6+2ha=44mm
7) 齒根圓直徑
df5=d5-2hf=75.5mm
df6=d6-2hf=39.5mm
8) 中心距
A=60mm
4. 計(jì)算Z7，Z8的幾何尺寸
已知Z7=39，Z8=15計(jì)算中心距A＇=60mm
故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)
1) 端面模數(shù)
mt=mn/cosβ=2/cos25.8420=2.22
2) 端面壓力角
tanαt=tanαn/cosβ=0.411
αt=22.3460
3) 分度圓直徑
d7=31×2/cos25.8420=86mm
d8=26×2/cos25.8420=34mm
4) 齒頂高
ha=mn(ha*+xn*)=2mm
5) 齒根高
hf=mn(ha*-xn*+cn*)=2.5mm
6) 齒頂圓直徑
da7=d7+2ha=88mm
da8=d8+2ha=36mm
7) 齒根圓直徑
df7=d7-2hf=83.5mm
df8=d8-2hf=31.5mm
8) 中心距
A=60mm
在變速器各齒輪齒數(shù)確定后實(shí)際傳動(dòng)比如下表5-1：
表5-1
擋數(shù)
一擋
二擋
三擋
四擋
倒擋
傳動(dòng)比
3.504
2.48
1.56
1
3.4
第六章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選
§6.1 齒輪的材料選擇
變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的耐磨及抗彎疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理是時(shí)，對(duì)切削加工的性能及成本也應(yīng)該考慮。國(guó)內(nèi)變速器齒輪的材料主要有： , , .
本次設(shè)計(jì)各齒輪材料選用 ，滲碳淬火，表面硬度58～63HRC,芯部硬度33～48HRC.
§6.2 齒輪的破壞形式
齒輪在嚙合過(guò)程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，過(guò)度圓角處有應(yīng)力集中，所以齒輪受到足夠大的載荷作用時(shí)其根部彎曲應(yīng)力超過(guò)材料的許用應(yīng)力，輪齒就會(huì)斷裂。在汽車變速器中這種破壞情況很少發(fā)生，而常見(jiàn)的斷裂是由于在重復(fù)載荷作用下，使齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，而逐漸擴(kuò)展到一定深度而產(chǎn)生折斷其破壞斷面在疲勞裂縫部位呈光滑表面，而突然斷裂部位呈粗粒狀表面。
齒面點(diǎn)蝕是常見(jiàn)的高檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。齒面長(zhǎng)期在脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用下，會(huì)逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時(shí)由于齒面的相互擠壓使充滿潤(rùn)滑油的裂縫處有油壓增高導(dǎo)致裂縫的擴(kuò)展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面產(chǎn)生大量的扇形小麻點(diǎn)，即所謂點(diǎn)蝕。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點(diǎn)蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點(diǎn)蝕嚴(yán)重，主動(dòng)小齒輪較被動(dòng)大齒輪較嚴(yán)重。在局部高溫，高壓下齒面互相熔焊粘連，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。
綜上所述，在汽車變速器中齒輪的破壞形式主要有彎曲疲勞斷裂和點(diǎn)蝕兩種。應(yīng)對(duì)齒輪的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度進(jìn)行重點(diǎn)校核。
§6.3 強(qiáng)度的校核計(jì)算
三擋齒輪強(qiáng)度計(jì)算
（1） 斜齒輪的彎曲應(yīng)力：
=
式中 為彎曲應(yīng)力（ N/）； F1圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d；
為模數(shù),m=3；y 為齒形系數(shù)，查齒形系數(shù)圖取y=0.12; 為集中應(yīng)力系數(shù)，?。?.5，為重合度影響系數(shù)=2.0
代入數(shù)據(jù)=260MPa
對(duì)于采用20CrMnTi的材料，齒輪的許用彎曲應(yīng)力[]在180～350之間，因=260<350N/，故三檔齒輪滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求
（2） 輪齒接觸應(yīng)力
=
式中，為輪齒的接觸應(yīng)力，F(xiàn)為齒面上的法向力，F(xiàn)=F1/（coscos）, F1 為圓周力，F(xiàn)1=2T/d,T為計(jì)算載荷，d為節(jié)圓直徑，為節(jié)點(diǎn)出壓力角，為齒輪螺旋角，E為材料的彈性模量，b為齒輪接觸的實(shí)際寬度,為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，斜齒輪,
由于滲碳高檔齒輪的許用接觸應(yīng)力為1300-1400N/
可得齒輪接觸強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。
第七章 變速器軸的設(shè)計(jì)與校核
§7.1 估算軸的直徑
由經(jīng)驗(yàn)公式得第二軸和中間軸直徑 d ≈ 0.45A
由A＝60mm 則d ≈ 0.45A＝27.5mm變速器輸入軸花鍵部分直徑d=K=14.93～17.17mm.
軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定應(yīng)參考經(jīng)驗(yàn)公式得到的估計(jì)值結(jié)合軸的結(jié)構(gòu)布置，在草圖的繪制中最終確定。
選d=20mm
§7.2 變速器軸的強(qiáng)度校核計(jì)算
軸的強(qiáng)度校核應(yīng)考慮扭矩彎矩對(duì)軸的影響，因此應(yīng)選擇承受彎矩、扭矩都較大的軸進(jìn)行校核。綜合分析最危險(xiǎn)的應(yīng)是中間軸和第二軸.
1. 對(duì)第二軸
變速器工作在一檔工作時(shí)主箱第二軸有最大扭矩和彎矩.
其的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下：
圖7-1主箱第二軸結(jié)構(gòu)
在豎直平面內(nèi)：
圖7-2 豎直平面第二軸受力簡(jiǎn)圖
由力的平衡條件有 Fz1+Fz2=Fr
FZ1×166=Fz2×97
綜合以上兩式得 Fz2=973.28N ,Fz1=568.72N
在水平面上
圖6-3 水平面第二軸受力簡(jiǎn)圖
由力的平衡條件有 Fx1+Fx2=Fr
Fx1×166 =Fx2×97
綜合以上兩式得 Fx2=2674.56N ,Fx1=1562.84N
有以上計(jì)算可得到彎矩、扭矩圖如下：
豎直面內(nèi)：
圖7-4 豎直面內(nèi)彎距圖
水平面內(nèi)：
圖7-5 水平面內(nèi)彎距圖
扭矩圖： 182208Nmm
圖7-6扭距圖
根據(jù)彎矩、扭矩圖知危險(xiǎn)截面出現(xiàn)在一檔齒輪所在的位置。
由
即 ＝335.8
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