5+1檔汽車手動變速器設(shè)計【含CAD圖紙+說明書】

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This topic with manual transmission as the research object, according to the basic parameter of transmission structure scheme analysis, complete the transmission of power matching, mechanical design and strength calculation, and finally determine the overall structure, establish a three-dimensional model, draw 2D design drawing. Design calculation part is the focus of this manual, mainly includes the structure analysis, scheme determination, calculate and check. Structural analysis is carried out on the main components design, including mechanical transmission center torque, the gear parameters, the design calculation of transmission ratio and input and output shaft. Scheme is to analyze the reverse gear shaft and shifting institutional selection. Check calculation is the design of the gear and shaft in front of the main parts for checking. Key Words Manual transmission Analysis Calculate Check 目 錄 第1章 緒 論 1 1.1 概述 1 1.2 變速器的功用及要求 1 1.3 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.4 研究的目的、依據(jù)和意義 2 第2章 變速器傳動機構(gòu)布置方案 3 2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 3 2.2 零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計方案 4 2.2.1 齒輪形式 4 2.2.2 變速器軸承 4 2.2.3 換擋機構(gòu) 4 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 5 3.1 檔位數(shù) 5 3.2 變速器各檔傳動比的確定 5 3.2.1 初選最大傳動比的范圍 5 3.2.2 確定其他各檔傳動比 6 3.3 中心距A的確定 7 3.4 外形尺寸 7 3.5 齒輪參數(shù) 7 3.5.1 模數(shù) 7 3.5.2 壓力角 8 3.5.3 螺旋角β 8 3.5.4 齒寬b 8 3.6 變位系數(shù)的選擇 9 第4章 齒輪的設(shè)計計算與校核 9 4.1 齒輪的設(shè)計與計算 9 4.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 9 4.1.2 齒輪材料的選擇原則 17 4.1.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 18 4.2 輪齒的校核 19 4.2.1 輪齒的損壞原因及形式 19 4.2.2 輪齒彎曲強度計算 19 第5章 軸的設(shè)計與計算及軸承的選擇與校核 26 5.1 軸的設(shè)計計算 26 5.1.1 軸的工藝要求 26 5.1.2 軸的結(jié)構(gòu) 26 5.1.3 初選軸的直徑 27 5.1.4 軸的強度計算 27 5.2 軸承的選擇及校核 31 5.2.1 輸入軸的軸承選擇與校核 31 5.2.2 輸出軸軸承校核 32 第6章 變速器同步器的設(shè)計 33 6.1 同步器的結(jié)構(gòu) 33 6.2 同步器的工作原理 34 6.3 同步器主要參數(shù)的設(shè)計 34 6.3.1 摩擦系數(shù)f 34 6.3.2 同步環(huán)尺寸的確定 35 6.3.3 鎖止角 36 6.3.4 同步器的同步時間t 36 6.3.5 同步器的摩擦力矩 36 總 結(jié) 38 致 謝 40 參 考 文 獻 41 37 5+1檔汽車手動變速器設(shè)計 第1章 緒 論 1.1 概述 汽車變速器從一開始的鏈條傳動到齒輪傳動手動變速器,再到現(xiàn)在的機械液力自動變速器和電控機械式自動變速器經(jīng)歷了100多年的發(fā)展。從目前汽車上配置的變速器來看，主要是手動變速器（MT）、液力機械變速器（AT）、手/自一體變速器（AMT）和機械無級變速器（CVT）[1]。無論是哪種變速器，都是汽車傳動系統(tǒng)中不可缺少的一部分，在汽車的行駛過程中發(fā)揮重要的作用，可以說變速器是傳動系統(tǒng)的心臟。 1.2 變速器的功用及要求 變速器把發(fā)動機的能量通過驅(qū)動橋傳遞給車輪，其主要功用是： （1）通過換擋改變傳動比從而改變轉(zhuǎn)矩，擴大驅(qū)動輪的有效工作范圍，以適應經(jīng)常變化的路況，以便汽車能在最利的工況下工作，發(fā)揮出其最佳性能； （2）由于發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不能改變，因而變速器要能在不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向的前提下，可以使輸出軸轉(zhuǎn)向改變，讓汽車能倒退行駛； （3）利用空擋能夠中斷發(fā)動機向變速器傳遞動力，便于變速器換擋以保證汽車能夠平穩(wěn)起步、正常行駛。 此外為保證變速器在運轉(zhuǎn)中有良好的工作性能，對變速器的主要要求是： （1）在設(shè)計時，應根據(jù)汽車的載重、用途及發(fā)動機排量，合理的分配傳動比及變速器檔位數(shù)，以滿足汽車所需要的動力性和經(jīng)濟性。并且在當今擁擠的城市交通，復雜的城市路況條件下，在滿足要求的情況下應盡量擴大變速器傳動比范圍[1]。 （2）要合理選擇齒輪傳動方式及正當?shù)淖兾幌禂?shù)，選擇合適的材料，采用最佳的熱處理方法，以便在加工時增加齒輪的精度，提高傳動效率降低傳動噪聲，延長工作壽命。 （3）變速器還應該滿足外形尺寸小、制造成本低、使用維修方便、工作性能可靠等要求[2]。 1.3 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 汽車行駛過程中，傳遞動力、改變車速主要靠變速器來實現(xiàn)，而降低動力損失、減少燃油消耗一直是汽車設(shè)計時關(guān)注的問題，也是購車時重要的選擇指標。同時近幾年人們對駕駛的舒適性和動力性等方面的要求也越來越高。目前在汽車市場五擋變速器已經(jīng)普及，同時搭載六擋變速器的汽車也在逐年增多[3]。 目前中國汽車變速器行業(yè)正處于快速發(fā)展期。數(shù)據(jù)不完全統(tǒng)計顯示，2009年中國汽車市場銷售量達1364萬輛，變速器市場銷售總額達520億元，同相比前幾年有大幅度增長。預計在今年年底汽車銷售量有望突破4000萬輛，按此增長速速在2017年銷售總額將會超過1600億元[1]。汽車行業(yè)已經(jīng)成為經(jīng)濟發(fā)展的重要標志，隨著全球汽車市場的高速發(fā)展，中國汽車行業(yè)將面臨著重重的機遇與挑戰(zhàn)[1]。 近年來汽車市場增長迅速，據(jù)統(tǒng)計在2005年中國90%乘用車承載的為手動變速器。但近幾年城市交通的壓力越來越大，路況越來越復雜。而手動變速器汽車需要頻繁換擋,導致駕駛員工作強度大易疲勞,會影響駕駛安全；且不同的駕駛習慣對車輛的燃油經(jīng)濟性、動力性及乘坐舒適性影響很大,因此在經(jīng)濟飛速發(fā)展21世紀，自動變速器將是汽車向前發(fā)展的重要標志[4]。 隨著經(jīng)濟的發(fā)展，微電子技術(shù)和機電一體化技術(shù)已經(jīng)步入人們的生活，同時電控自動變速器的出現(xiàn)，減輕了駕駛員的工作強度。本質(zhì)上改變了傳動方式，也為汽車傳動系統(tǒng)的發(fā)展引領(lǐng)了方向。自動變速器的電子化、大規(guī)模電路集成化的發(fā)展，使由電子計算機控制的變速器換擋成為可能。其中電子控制無級變速器（ECVT）將電子控制與機械傳動集于一體，傳動更加平穩(wěn)，是自動變速器更理想的追求[4]。相信在不久的將來，電子控制無級變速器將占領(lǐng)汽車市場得到人們的廣泛應用。 1.4 研究的目的、依據(jù)和意義 隨著汽車向多元化、工業(yè)化的發(fā)展，變速器設(shè)計在汽車設(shè)計中占有十分重要的地位。其工作性能直接影響汽車的行駛狀況，由于轎車既要提高車速又對燃油經(jīng)濟性有很高要求，因此對于轎車對其變速器的設(shè)計更為重要。本設(shè)計是基于轎車MT變速器的基本參數(shù)，利用所學的專業(yè)知識和現(xiàn)代化的設(shè)計方法在原有四檔變速器的基礎(chǔ)上,調(diào)整了四檔的速比，增加了五檔，對轎車5+1檔變速器進行設(shè)計， 表1-1 變速器基本參數(shù) 設(shè)計中所采用的基本參數(shù)如下表1-1： 名稱 參數(shù) 名稱 參數(shù) 長/寬/高(mm) 4680/1700/1423 汽車總質(zhì)量（kg） 1620 主減速比 4.444 汽車滿載總質(zhì)量（kg） 1940 最高時速（km/h） 185 最大扭矩 155Nm/3500 車輪半徑(m) 0.3 最大功率 75kw/5200 道路最大阻力系數(shù) 0.27 重力加速度g 9.8 傳動效率 0.97 發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速（r/min） 5200 通過本課題的設(shè)計，可綜合運用汽車設(shè)計、機械制圖、機械設(shè)計、汽車構(gòu)造、汽車電子技術(shù)等課程的知識，達到綜合訓練的效果[5]。同時可以學會汽車變速器的基本設(shè)計方法和步驟，對今后從事汽車行業(yè)的工作有很大的幫助。 第2章 變速器傳動機構(gòu)布置方案 2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 圖2-1 變速器傳動路線圖 機械式變速器具有傳動效率高、工作可靠和制造成本低等優(yōu)點。而在發(fā)動機前置前驅(qū)的汽車上一般采用兩軸式變速器。與中間軸變速器不同的是，兩軸變速器傳動軸數(shù)量少、體積小，而且各檔位只經(jīng)過一對嚙合齒輪傳遞輸出，故其工作噪聲小且傳動效率高。兩軸式變速器由于沒有中間軸，故其輸入軸與輸出軸的旋轉(zhuǎn)方向相反，在匹配車輪與發(fā)動機時應考慮旋轉(zhuǎn)方向問題。同時為保證輸出強度一般將輸出軸與主減速器的主動齒輪做成一體。發(fā)動機縱置時，主減速器齒輪采用弧齒錐齒輪，以改變傳遞方向；發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪[6]。本設(shè)計采用弧齒錐齒輪，發(fā)動機縱置的布置方式。倒檔采用滑動直齒輪，其他檔位采用常嚙合斜齒輪傳動，最終確定的傳動方案如圖2-1。 2.2 零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計方案 2.2.1 齒輪形式 變速器中常采用的齒輪主要有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。雖然斜齒輪加工制造工藝復雜，且旋轉(zhuǎn)時會產(chǎn)生軸向力，會影響軸承的壽命，因此需要合理選擇軸承的類型[7]。但是與直齒輪相比斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長、工作噪聲低、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點。由于變速器齒輪受力頻繁且轉(zhuǎn)速高，綜合考慮本設(shè)計中變速器的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，只有采用直齒圓柱齒輪。 2.2.2 變速器軸承 在變速器軸與殼體、齒輪與軸等相對旋轉(zhuǎn)部位應安裝軸承。變速器中常用的軸承有圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承、球軸承、滾針軸承等。至于何處采用何種軸承，要根據(jù)結(jié)構(gòu)及承受的載荷來決定。如由于斜齒輪在旋轉(zhuǎn)過程中會產(chǎn)生徑向力和部分軸向力，故在變速器的輸出軸前端采用圓柱滾子軸承，而末端常采用深溝球軸承[8]。圓錐滾子軸承由于其受力面積較大，可承受高負載，因此在受力大、工況復雜的部位通常采用圓錐滾子軸承。滾針軸承有摩擦損失小、傳動效率高、徑向配合間隙小等優(yōu)點，多用于零件之間不是固定連接，并要求有相對運動的地方。 由于變速器軸后部的軸承需要安裝在變速器殼體上，因此在根據(jù)變速器的中心距確定軸承型號的同時也要保證殼體有足夠強度殼體壁上的兩軸承孔之間的距離不小于。 2.2.3 換擋機構(gòu) 變速器換擋機構(gòu)主要有嚙合套、滑動齒輪和同步器換擋三種形式[9]。本設(shè)計中采用同步器換擋如圖2-2。同步器能保證換擋迅速且無沖擊，而且駕駛員不再用兩腳離合器換擋，減輕了駕駛強度，從而減輕了駕駛員工作強度、提高了行駛安全性和燃油經(jīng)濟性。因此雖然它制造加工困難、結(jié)構(gòu)復雜，但在手動變速器上仍然得到了廣泛的應用。 圖2-2 兩軸5+1檔變速器 1-輸入軸 2-輸出軸 3-同步器 3 1 2 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1 檔位數(shù) 變速器的檔位數(shù)可以在3~20個檔位內(nèi)變化。增加檔位數(shù)可以擴大傳動比范圍，是改善汽車動力性和燃油經(jīng)濟性的一個重要方法，但是檔位數(shù)越多常嚙合齒輪就越多，變速器結(jié)構(gòu)就會越復雜，并且隨著檔位數(shù)的增多外形尺寸也會增加，同時復雜得操縱機構(gòu)也給駕駛員增加了負擔，因此通常變速器的檔位在6個以內(nèi)。 目前，搭載手動變速器的乘用車一般有4~5個檔位，相鄰檔位之間的傳動比一般在1.8左右[10]。近幾年為了降低油耗，許多乘用車多采用5+1檔變速器。多檔變速器一般只用于發(fā)動機功率較大的貨車或越野車上面，本課題設(shè)計的變速器也是五個檔位。 3.2 變速器各檔傳動比的確定 3.2.1 初選最大傳動比的范圍 變速器中最大傳動比即為一檔傳動比，首先必須滿足最大爬坡度。由于爬坡過程中車速不高，空氣阻力忽略不計，發(fā)動機產(chǎn)生的能量完全用于克服車輪與路面間的滾動阻力[11]。故： （3.1） 式中：G—車重，=16856N； —發(fā)動機的最大扭矩，； —主減速器傳動比，=4.444 —傳動系效率，=97%； —車輪平均半徑，=0.3m； —滾動阻力系數(shù)，本設(shè)計取； —爬坡度，取=16.7° 帶入數(shù)值計算得≥10.192 （3.2） 其次要滿足附著條件： Φ為地面附著系數(shù)，本設(shè)計取為0.8； 為汽車滿載靜止于水平面時，車輪對地面的載荷，本設(shè)計??； 計算可得。 由式（3.1）、（3.2）計算可得；結(jié)合主減速比，所以得取值范圍是，本設(shè)計取。 根據(jù)設(shè)計要求，該車配置的發(fā)動機要求的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速為， 則最低穩(wěn)定車速為 所以滿足設(shè)計要求。 3.2.2 確定其他各檔傳動比 初選五擋傳動比 在乘用車變速器中，各擋傳動比大致按等比數(shù)列形式分配[12]： （3.3） 式中：—各擋傳動比的公比；由式3-3可知： ，， 其他各擋傳動比為： =3.455， ==1.944，==1.286， 但對于轎車由于在告訴行駛中4和5擋為常用擋，因此其擋位間公比應該小一些 本設(shè)計取，所以，。 3.3 中心距A的確定 中心距是變速器中的一個基本參數(shù)，不僅對變速器的輪廓尺寸和質(zhì)量大小有影響，并且中心距也與輪齒的接觸強度有緊密聯(lián)系。中心距減小會使輪齒的接觸應力增大，縮短齒輪使用壽命[13]。同時由于變速器的軸承必須安裝在殼體上，所以殼體上兩軸承孔之間的距離不能太小，否則會影響殼體的強度。因此在選擇中心距時應綜合考慮輪齒及殼體的強度要求，在滿足設(shè)計要求的前提下適當增大中心距。本設(shè)計根據(jù)發(fā)動機性能參數(shù)與變速器中心距A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選，A=71mm。 3.4 外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)倒檔齒輪的布置情況和換擋機構(gòu)的形式來初步確定。影響變速器殼體尺寸的因素有檔位數(shù)、換擋機構(gòu)的形式和齒輪結(jié)構(gòu)等[14]。轎車兩軸變速器殼體的軸向尺寸一般為3.0~3.4A。本設(shè)計5+1檔變速器的軸向尺寸初步定為3×72=216mm。 3.5 齒輪參數(shù) 3.5.1 模數(shù) 一般情況下在滿足中心距要求的前提下，可以選擇較小的模數(shù)來增加齒輪的齒數(shù)，使齒輪嚙合的重合度增加以保證傳動平穩(wěn)，降低齒輪傳動噪聲。從工藝方面考慮，各擋齒輪選用的模數(shù)應該相同；而從強度方面考慮，由于各檔齒數(shù)不一樣，各擋齒輪應該有不同的模數(shù)[14]。對于變速器一般低檔齒輪選用較大的模數(shù)，其他各檔位選用另一種模數(shù)。 在變速器中大多數(shù)齒輪采用漸開線形式齒輪。滿足設(shè)計要求的情況下選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋[15]。具體的取值范圍如表3-1和3-2所示： 表3-1　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機排量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3-2　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 —— 根據(jù)發(fā)動機的排量及表3.1、3.2中的數(shù)據(jù)，本設(shè)計初步確定變速齒輪的模數(shù)范圍2.25~2.75mm。同步器的模數(shù)范圍2.0~2.75mm。 3.5.2 壓力角 機械設(shè)計手冊中規(guī)定的標準壓力角為20°，所以本設(shè)計中變速器齒輪采用的壓力角為20°，同步器的結(jié)合齒壓力角為30°[16]。 3.5.3 螺旋角β 齒輪的螺旋角對輪齒的強度有很大影響。在齒輪螺旋角增大時，可以增加齒輪嚙合的重合度、降低噪聲、增強輪齒強度。但也不宜太大，當螺旋角時，輪齒的強度反而會下降。由于采用斜齒輪傳動，會產(chǎn)生軸向力，因此設(shè)計時要使齒輪產(chǎn)生的軸向力相互抵消平衡，以減輕軸承的負荷，提高軸承使用壽命。 因此并不能使螺旋角太大，轎車手動變速器的螺旋角一般在20°～25°之間為宜[16]。本設(shè)計中取螺旋角為20° 3.5.4 齒寬b 齒寬b的大小會影響齒輪工作中的承載能力，在保證齒輪強度的前提下應該盡量縮小輪齒的寬度，以縮短變速器軸向尺寸從而減輕重量。 齒輪的寬度由齒輪的模數(shù)來確定： 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0； 斜齒 ，取為6.0～8.5。 如果換擋機構(gòu)采用同步器換擋，其接合齒的寬度一般為，本設(shè)計中取接合齒寬度為2mm。 3.6 變位系數(shù)的選擇 在變速器齒輪的設(shè)計中，對齒輪的變位是非常必要的。在齒數(shù)較少的情況下對齒輪變位可以避免產(chǎn)生根切，同時為配湊各檔嚙合齒輪中心距也需要對齒輪進行變位。變位系數(shù)還會影響齒輪使用的平穩(wěn)性、抗膠合能力和齒輪嚙合噪聲。 齒輪的變位有高度變位和角度變位兩種，高度變位雖然能增加小齒輪的強度，但不能增加與其相結(jié)合齒輪的強度，也很難降低噪聲。而采用角度變位既可以同時增加一對齒輪的強度又可以降低傳動噪聲，所以變速器中一般用角度變位[17]。 在變速器中由于要保證各檔有固定的傳動比，所以會使各檔齒輪副的齒數(shù)和不相等。因此要想各對齒輪油相同的中心距就必須對齒輪進行適當?shù)淖兾?。如果齒數(shù)較多的齒輪采用標準齒輪傳動，那么應該對齒數(shù)較少的齒輪采用角度變位，以保證嚙合齒輪的中心距相等，滿足設(shè)計要求。同時由于高檔齒輪主要的損壞形式是齒面疲勞強度不足，因此在選取變位系數(shù)時應考慮齒輪的抗膠合及耐磨能力[17]。由于變速器工作的需要，一檔主動齒輪齒數(shù)很少，因此為防止根切現(xiàn)象要對齒輪進行變位。在設(shè)計時，如果相嚙合的兩齒輪都為變位齒輪，那么總變位系數(shù)應取的大些來提高接觸強度。 本設(shè)計中，由于一檔齒輪齒數(shù)為Z=11<17,所以其變位系數(shù)。根據(jù)機械設(shè)計手冊設(shè)計中取齒頂高系數(shù)為1.00[18]。 第4章 齒輪的設(shè)計計算與校核 4.1 齒輪的設(shè)計與計算 4.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 本設(shè)計中一擋齒輪為斜齒輪傳動，擬定模數(shù)為2.75，壓力角，初選螺旋角β=20° 一擋傳動比為=3.455 （4.1） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒=49.2取整為49 （4.2） 取=11 =38 下面對中心距進行修正： 由于計算出來的齒數(shù)和不是整數(shù)，為使設(shè)計方便需要對齒數(shù)和取整，而取整后會使中心距發(fā)生變化，所以需根據(jù)取整的齒數(shù)和和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距為基礎(chǔ)，分配其他各擋齒輪的齒數(shù)[18]。 ==71.68mm （4.3） 取整后得中心距A=72mm 修正螺旋角度β (4.4) 分度圓直徑 =32.325mm =111.668mm 未變位中心距 mm 由于中心距已改變，為滿足中心距需要對一擋齒輪副進行變位： 端面嚙合角 ： tan=tan/cos （4.5） = 嚙合角 ： cos==0.935 （4.6） =21.27° 變位系數(shù)之和 =0 （4.7） 當量齒數(shù)：=13.25, 查機械設(shè)計手冊取 計算一擋齒輪副的參數(shù)： 齒頂高 =3.254mm =2.264mm 式中： =0.0035 = -0.0035 齒根高 =2.943mm =3.933mm 式中： 齒頂圓直徑 =38.833mm =116.196mm 齒根圓直徑 =26.439mm =103.302mm 齒全高 h==6.197 二擋齒輪為斜齒輪，選定模數(shù)為2.5，壓力角，初選螺旋角=22° 二擋傳動比為=1.944 齒數(shù)和：=53.4 取整為53 取 =18， =35 修正螺旋角β 計算二擋齒輪變位系數(shù)： 理論中心距 =72.003mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.58° 端面嚙合角 當量齒數(shù) =23.110 =44.935 變位系數(shù)之和 = 0.08 查機械設(shè)計手冊取 =-0.02 二擋齒輪的參數(shù)： 分度圓直徑 =48.90mm =95.10mm 齒頂高 =2.5575mm =2.2575mm 式中： = 0.003 =0.077 齒根高 =2.875mm =3.175mm 式中： 齒頂圓直徑 =54.015mm =99.615mm 齒根圓直徑 =43.15mm =88.75mm 齒全高 h==5.4325 三擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，壓力角，初選螺旋角=23° 三擋傳動比為 =1.286 齒數(shù)和： ==64.3, 取整為64 取=28，=36 計算三擋齒輪變位系數(shù)： 理論中心距 =72.42mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.38° 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =0.1 當量齒數(shù) =35.90 =46.16 查機械設(shè)計手冊取 =0.08 = 0.02 三擋齒輪5、6參數(shù)： 分度圓直徑 =76.05mm =97.77mm 齒頂高 =2.87mm =2.72mm 式中： = 0.168 =-0.068 齒根高 =2.925mm =3.075mm 式中： 齒頂圓直徑 =81.79mm =103.21mm 齒根圓直徑 =70.20mm =91.62mm 齒全高 h==5.795 四擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)=2.5，壓力角，初選螺旋角=24° 四擋傳動比為 =0.969 齒數(shù)和 63.05取整為63 取 =32 =31 修正螺旋角度β =0.9294 計算四擋齒輪變位系數(shù)： 理論中心距 =72.24mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.38° 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 = 0.1 當量齒數(shù) =39.860 =38.615 查機械設(shè)計手冊取 = 0.06 = 0.04 四擋齒輪7、8參數(shù)： 分度圓直徑 =86.08mm =83.39mm 齒頂高 =2.64mm =2.59mm 式中： =0.096 =0.004 齒根高 =2.975mm =3.025mm 式中： 齒頂圓直徑 =91.26mm =88.67mm 齒根圓直徑 =80.03mm =77.44mm 全齒高 =5.615 五擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)=2.5，壓力角，初選螺旋角=25° 5+1檔齒輪傳動比為 =0.80 齒數(shù)和 = 取整為63 取=35 =28 計算五擋齒輪變位系數(shù)： 理論中心距 =72.09mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.72° 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =-0.04 當量齒數(shù) =47.043 =37.634 查機械設(shè)計手冊取 = -0.03 = -0.01 五擋齒輪9、10參數(shù)： 分度圓直徑 =96.58mm =77.26mm 齒頂高 =2.435mm =2.485mm 式中： =-0.036 =-0.004 齒根高 =3.2mm =3.15mm 齒頂圓直徑 =101.45mm =82.23mm 齒根圓直徑 =90.18mm =70.96mm 全齒高 =5.635 確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同， 壓力角 初選=23后，根據(jù)公式計算出輸入軸與倒擋軸之間的距離： =48.125mm 為避免齒輪旋轉(zhuǎn)時不相互干涉，兩齒輪齒頂圓之間應保持有一定的間隙d，一般取d=0.5mm，則倒檔齒輪13的齒頂圓直徑應為 2*h 38.36 為了保證齒輪11和13的齒頂圓之間一定的裝配間隙，取=38 計算倒擋軸和輸出軸的中心距 =83.875 計算倒擋傳動比 =3.176 4.1.2 齒輪材料的選擇原則 1、滿足工作條件的要求 在機械傳動中，各個傳動部件中的齒輪用途不一樣對齒輪的強度要求也不一樣。變速器內(nèi)部用于傳輸動力的齒輪，一般采用強度高耐磨性好的材料來制造，而且要求輪齒表面應有足夠強度，且齒芯軟使其有一定的硬度和韌性。傳動平穩(wěn)，噪聲低，以滿足工作條件要求。 2、合理選擇材料配對 在變速器嚙合齒輪的傳動中，為了改變傳動比，兩齒輪齒數(shù)不相等，故其嚙合頻率也不等，通常情況下小齒輪的硬度略高于大齒輪，以保證兩齒輪的使用壽命接近。同時為了提高抗膠合性能，兩齒輪一般采用不同型號材料[19]。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 查閱機械設(shè)計手冊可知，變速器齒輪滲碳處理的深度： 時，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 齒輪表面硬度一般在之間；內(nèi)部硬度在之間。 汽車變速器齒輪一般采用35SiMn、40Cr、40CrNi等鋼材作原材料，然后經(jīng)過滲碳、淬火、回火處理，以提高表面硬度，增強齒輪耐磨性[19]。 本設(shè)計變速箱齒輪采用低碳鋼，擬定的工藝路線如下： 鍛造毛坯 正火處理 粗切 調(diào)質(zhì)處理 精切 滲碳淬火 低溫回火 磨齒 4.1.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 本設(shè)計中發(fā)動機的最大扭矩，齒輪的傳動效率，離合器的傳動效率，軸承的傳動效率。 輸入軸 ==155×96%×99%=147.31N·m 輸出軸一擋 =483.718N·m 輸出軸二擋 =272.167N·m 輸出軸三擋 =180.044N·m 輸出軸四擋 =135.663N·m 輸出軸五擋 =112.003N·m 倒擋 =268.340N·m =231.310N·m 4.2 輪齒的校核 4.2.1 輪齒的損壞原因及形式 輪齒的損壞會導致齒輪傳動的失效，而輪齒的失效主要包括輪齒折斷和工作齒面磨損、點蝕、膠合及塑性變形等[20]。 輪齒的折斷有受沖擊載荷折斷和受重復載荷齒根疲勞產(chǎn)生裂紋兩種形式。而在變速器中，由于齒輪在不斷高速旋轉(zhuǎn)，所以出現(xiàn)齒根產(chǎn)生裂紋使齒輪斷裂的情況較多。 齒輪高速旋轉(zhuǎn)時，主從動齒輪齒面間會相互擠壓并摩擦發(fā)熱，這時處于齒面處細小裂紋中的潤滑油油壓、溫度會上升，導致裂縫逐漸變大，時間長了在齒面表層就會出現(xiàn)點蝕。最終使齒形誤差增加，輪齒斷裂而失效。同時由于換擋過程中，兩個齒輪進入嚙合時會產(chǎn)生沖擊載荷，也會加劇齒輪的斷裂。 和其他機械設(shè)備的齒輪一樣，汽車變速器中齒輪也采用鍛鋼來制造。并通過剃齒方式對齒輪進行精加工，熱處理工藝采用常用的滲碳淬火[20]。 4.2.2 輪齒彎曲強度計算 圖4-1 齒形系數(shù)圖 1、倒檔直齒 輪彎曲應力 式中：—彎曲應力（MPa）； —理論載荷（N.mm）； —應力集中系數(shù)，本設(shè)計??； —摩擦力系數(shù)，主動齒輪取，從動齒輪??； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒寬系數(shù)；倒檔取7.5 —齒形系數(shù)，如圖4-1。 根據(jù)變速器設(shè)計手冊可知，當理論載荷為變速器輸入軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，倒擋軸齒輪的許用彎曲應力在400～850MPa之間[20]， 倒擋齒輪的彎曲應力 ，，： =12，=23，=38，=0.132，=0.134，=0.138，=273.041N.m，=174.87N.m, =428.736N·m =818.195MPa<400～850MPa =537.233MPa<400～850MPa =495.786MPa<400～850MPa 2、 斜齒輪彎曲應力 式中：—理論載荷，N·mm； —法向模數(shù)，mm； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角，°； —應力集中系數(shù)，本設(shè)計取； —齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖4-1中查得； —齒寬系數(shù)，取7.5 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 查機械設(shè)計手冊可知，汽車變速器常嚙合齒輪的許用應力一般在180～350MPa范圍內(nèi)。 （1）計算一擋齒輪的彎曲應力 、 =11，=38，=0.135，=0.143，=462.98N.m，=174.87N.m， =336.942MPa<180～350MPa =243.789MPa<180～350MPa （2）計算二擋齒輪的彎曲應力 、 =18，=35，=0.146，=0.148，=307.469N.m，=174.87N.m， =247.784MPa<180～350MPa =221.028MPa<180～350MPa （3）計算三擋齒輪的彎曲應力 、 =28，=36，=0.144，=0.145，=252.912N.m，=174.87N.m =164.820MPa<180～350MPa =188.83MPa<180～350MPa （4）計算四擋齒輪的彎曲應力 、 =32，=31，=0.145，=0.146，=190.822N.m，=174.87N.m =142.085MPa<180～350MPa =159.75MPa<180～350MPa （5）計算五擋齒輪的彎曲應力 、 =35，=28，=0.148，=0.142，=174.87N.m，=129.843N.m =125.075MPa<180～350MPa =121.603MPa<180～350MPa 4.2.3 輪齒接觸應力σj 式中：-理論載荷N.mm； -輪齒的接觸應力MPa -節(jié)圓的直徑mm； -壓力角； -螺旋角； -齒輪材料的彈性模量MPa； -齒輪嚙合寬度mm； 、-主、從動齒輪的曲率半徑，mm，直齒輪、，斜齒輪、； 、-主、從動齒輪的節(jié)圓半徑(mm)。 當作用在變速器輸入軸上的理論載荷=時，變速器齒輪的許用接觸應力如表4-1所示： 表4-1　變速器齒輪的許用接觸應力 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 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬 （1）計算一擋齒輪1，2的接觸應力 =462.98N.m，=174.87N.m， ，， =41.2mm， =114.79 mm =8.56mm =23.86mm =1642.835MPa<1900～2000MPa =1601.568MPa<1900～2000MPa （2）計算二擋齒輪3，4的接觸應力 =307.469N.m，=174.87N.m，，， =54.736mm， =101.263mm =12.137mm =22.455mm =1354.423MPa<1300～1400MPa =1320.407MPa<1300～1400MPa （3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力 =252.912N.m，=174.87N.m，，， =61.862mm， =94.137mm =13.05mm =19.859mm =1261.79MPa<1300～1400MPa =1230.10MPa<1300～1400MPa （4）計算四擋齒輪7，8的接觸應力 =190.822N.m，=174.87N.m，，， =72.62mm， =83.379mm =15.32mm =17.59mm =1142.103MPa<1300～1400MPa =1113.421MPa<1300～1400MPa （5）五擋齒輪1，2的接觸應力 =174.87N.m，=129.843N.m， ，， =87.578mm， =68.421mm =19.42mm =15.17mm =1029.829MPa<1300～1400MPa = 1003.964MPa<1300～1400MPa （6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力 =372.849N.m，=174.873N.m， ，， mm mm mm =10.816mm =17.87mm =6.583mm =1973.88MPa<1900～2000MPa =1824.73MPa<1900～2000MPa =1396.685MPa<1900～2000MPa 第5章 軸的設(shè)計與計算及軸承的選擇與校核 5.1 軸的設(shè)計計算 5.1.1 軸的工藝要求 變速器軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，毛坯多數(shù)是扎制圓鋼或鍛件。但由于碳鋼比合金鋼的制造成本要低，而且碳鋼的內(nèi)部結(jié)構(gòu)使其抗疲勞強度高，且易于進行熱處理，因此大多數(shù)情況下采用碳鋼來做軸的材料，其中最常用的是45鋼。 本設(shè)計軸的材料也采用45鋼，倒擋軸由于固定在殼體孔中不動，因此表面需要精加工成光軸。變速器中有滑動齒輪工作的輸入、輸出軸采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。在需要安裝滾針軸承的變速軸軸頸上要進行拋光處理，并且要采用合適的熱處理方法以提高表面的硬度和耐磨性，硬度一般在58～63HRC之間，表面粗糙度在0.4～0.8[21]。 5.1.2 軸的結(jié)構(gòu) 在變速器中為了滿足使用要求，受傳動比的限制，一檔主動齒輪通常齒數(shù)很少，因而直徑也會變得很小，接近軸徑。從工藝上考慮，為了加工更加方便；從使用方面考慮，為了滿足使用強度，承受更大的載荷，一般將輸入軸與齒輪做成一體。本設(shè)計中也采用齒輪軸的設(shè)計方法，如圖5-1。前端靠軸承來支撐，并由此來確定軸承的型號。一般用深溝球軸承，價格低廉且可承受較大的徑向載荷。軸的后端定為主要靠后部的軸承卡環(huán)或軸承蓋實現(xiàn)。 圖5-1 變速器輸入軸 軸上的花鍵尺寸要與同步器中的花鍵鼓相配合，軸具體的總長度要結(jié)合使用要求、檔位數(shù)、承受載荷等綜合考慮。 5.1.3 初選軸的直徑 在變速器中由于傳動軸主要的強度設(shè)計只需按照扭轉(zhuǎn)強度進行計算，因此輸入軸的軸頸 =22.751~26.164mm （5.1） K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6 5.1.4 軸的強度計算 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 （5.2） （5.3） （5.4） 式中：—齒輪承受的徑向力（N）； —齒輪承受的圓周力（N）； —彈性模量（MPa），=2.1×105MPa； —慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm）； 、—齒輪上的作用力距支座的距離（mm）； —兩支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 （5.5） 在垂直面的許用值為mm，在水平面內(nèi)的許用值為mm。且在齒輪所在平面轉(zhuǎn)角的許用值。 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 一擋齒輪所受力： 圓周力 N，N 徑向力 N, =3140.665N 軸向力 N, N， ，mm mm （5.6） =0.062mm （5.7） =0.141 =rad0.002rad （5.8） 輸出軸剛度 =0.071mm =0.132 =rad0.002rad 輸入軸的強度校核 一擋時撓度最大，最危險，因此校核。 1)豎直平面面上 得 =2330.24N 豎直力矩==151325.9N.mm 2)水平面內(nèi)上、和彎矩 由以上兩式可得=5984.75N，==388650.01N.mm 按第三強度理論得： N.mm 輸入軸的強度分析圖如圖5-2。 輸出軸強度校核 1)豎直平面面上