捷達汽車變速器的設計[二軸五檔手動][5+1檔][8張圖]

捷達汽車變速器的設計[二軸五檔手動][5+1檔][8張圖],二軸五檔手動,5+1檔,8張圖,捷達,汽車,變速器,設計,五檔,手動 畢業(yè)設計（論文）題目審定表 指導教師姓名 王悅新 職稱 實驗師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 捷達汽車變速器設計 課題適用專業(yè) 車輛工程 課題類型 Z 課題簡介：（主要內容、意義、現有條件、預期成果及表現形式。） 本次設計主要是通過查閱近幾年來有關國內外變速器設計的文獻資料，結合所學專業(yè)知識進行設計。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進行設計，計算變速器的齒輪的結構參數并對其進行校核計算；同時對輸入軸輸出軸等結構件進行分析計算；另外，對現有傳統變速器的結構進行改進、完善。 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標，對轎車而言，其設計意義更為明顯。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，而變速器的設計如果不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大。通過本題目的設計，學生可綜合運用《汽車構造》、《汽車理論》、《汽車設計》、《機械設計》、《液壓傳動》等課程的知識，達到綜合訓練的效果。由于本題目模擬工程一線實際情況，學生通過畢業(yè)設計可與工程實踐直接接觸，從而可以提高學生解決實際問題的能力。 預期完成各擋傳動比的計算，齒輪參數的計算選擇，一軸、二軸的設計及校核。通過一張整體裝配圖，輸入軸輸出軸的零件圖及其他重要零件圖若干來實現。 指導教師簽字： 年 月 日 教 研 室 意 見 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合度 □好 □較好 □一般 □較差 2 對學生能力培養(yǎng)及全面訓練的程度 □好 □較好 □一般 □較差 3 選題與生產、科研、實驗室建設等實際的結合程度 □好 □較好 □一般 □較差 4 論文選題的理論意義或實際價值 □好 □較好 □一般 □較差 5 課題預計工作量 □較大 □適中 □較小 6 課題預計難易程度 □較難 □一般 □較易 教研室主任簽字： 年 月 日 系（部）教學指導委員會意見： 負責人簽字： 年 月 日 注：課題類型填寫 W.科研項目；X.生產（社會）實際；Y.實驗室建設；Z.其它。 SY-025-BY-2 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 高建平 系部 汽車與交通學院 專業(yè)、班級 車輛07-3 指導教師姓名 王悅新 職稱 實驗師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是否 題目名稱 捷達汽車變速器的設計 一、設計（論文）目的、意義 學習和研究捷達汽車變速器設計，進行主要部件（齒輪、軸等部件）設計，必要時可采用逆向方法。設計應滿足院本科生畢業(yè)設計規(guī)范的要求并達到及格水平以上。 二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法） 1、設計的主要內容 （1）掌握汽車變速器結構及工作原理，繪出結構原理圖。（2）確定主要零件部件（齒輪、軸等）主要設計參數，并對關鍵部位進行校核。（3）確定零部件結構尺寸。（4）使用AutoCAD完成工程圖紙。（5）編寫設計說明書。 2、技術要求（研究方法） （1）通過文獻資料收集，熟悉汽車變速器設計和CAD的有關理論知識，國內汽車設計方法和汽車計算機輔助設計的發(fā)展狀況。實地到汽車廠等部門實習調查，了解變速器設計方法。 （2）編寫課題研究大綱和開題報告。 （3）以捷達汽車變速器設計為例，方案合理可行；確定主要零部件（齒輪、軸等）主要設計參數，并對關鍵部位進行校核。確定零部件結構尺寸。 （4）按進度要求獨立完成畢業(yè)設計，服從指導教師安排；完成的畢業(yè)設計格式規(guī)范；方案選擇合理，具有可行性、經濟性、適用性，設計思路清晰，符合實際，圖紙正確符合制圖標準，內容完整，設計和汽車計算機輔助設計的發(fā)展狀況。 三、設計（論文）完成后應提交的成果 折合CAD A0圖紙折合3張A0 設計說明書1.5萬字以上 四、設計（論文）進度安排 （1）調研、資料收集，完成開題報告 第1-2周（3月1日~3月14日） （2）參數選擇方案確定，列文稿大綱 第3-4周（3月15日~3月28日） （3）設計計算 第5-6周（3月29日~4月11日） （4）完成設計說明書，完成圖紙繪制 第7-13周（4月21日~5月30日） （5）交稿，預答辯 第14周（5月31日~6月6日） （6）設計審核、修改 第15、16周（6月7日~6月20日） （7）畢業(yè)設計答辯 第17周（6月21日~6月25日） 五、主要參考資料 [1]安相璧.汽車試驗工程[M].北京：國防工業(yè)出版社，2006 [2]王望予.汽車設計.第3版.北京：機械工業(yè)出版社，2000 [3]富成科.機械制造基礎[M].人民交通出版社,1999.1 [4]沈宜慧.機械工程材料[M].人民交通出版社,1998.1 [5]徐灝.機械設計手冊[M].機械工業(yè)出版社,2002.8 [6]王寶璽.汽車拖拉機制造工藝學[M] 機械工業(yè)出版社,2002.10 [7]成大先.機械設計手冊.化學工業(yè)出版社,2002.11 [8]余志生.汽車理論.第3版北京：機械工業(yè)出版社，2000 [9]張洪欣.汽車底盤設計.北京：機械工業(yè)出版社，1998 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）開題報告 設計（論文）題目: 捷達汽車變速器設計 院 系 名 稱: 汽車與交通工程 專 業(yè) 班 級: 車輛07-3班 學 生 姓 名: 高建平 導 師 姓 名: 王悅新 開 題 時 間: 3月2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 高建平 系部 汽車與交通工程 專業(yè)、班級 車輛工程07-3班 指導教師姓名 王悅新 職稱 實驗師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是□否 題目名稱 捷達汽車變速器設計 一、課題研究現狀、選題目的和意義 1、課題相關研究現狀. 在中國，手動變速器仍然是車用變速器的主流。具體有兩個原因：首先，目前國內企業(yè)已經基本掌握對手動變速器的開發(fā)，所以在一定程度上加大了手動變速器的價格優(yōu)勢；另外，絕大多數中國駕駛者在學車時就用的是手動車，他們更加享受手動車帶來的駕駛樂趣。在自動變速器方面，除吉利汽車開發(fā)出有自主知識產權的液壓控制的三速自動變速器外，其他企業(yè)尚沒有一家具有自主知識產權，悉數依賴國外技術和進口。 從技術、節(jié)能和基礎設施角度，對各種變速器在中國和國外的發(fā)展情況作以下簡要分析： （1）手動變速器（MT）：手動變速器應該說是最為節(jié)能的變速方式，另外由于中國企業(yè)已經掌握該技術，而且在生產方面也積累了長期經驗，從而在價格和質量方面會有較大優(yōu)勢。所以在短期內仍將是變速器主流。其不足在于操控上的不便，尤其是在城市工況。 （2）自動手動變速器（AMT）：自動手動變速器實際上是由一個機器系統來完成操作離合器和選擋這兩個動作。AMT的汽車駕駛簡單，省去了離合器踏板，駕駛者只要踩油門，選速器系統會自動選擇換擋的最佳時機，從而消除了發(fā)動機、離合器和變速器的錯誤使用，以避免錯換擋位。這一點對新手和整車的可靠性都非常重要。選速器大大簡化了駕駛的復雜性，令AMT汽車駕駛更加簡便、省心，且能夠保證最低的動力損耗。由選速器完成駕駛者踩離合器換擋的動作，選擇的換擋時機要比駕駛者完成得更準確。因此，在能源日益緊缺和CO2排放壓力越來越大這一背景下，AMT順應了“節(jié)能減排”這一趨勢，是一項非常適合中國市場的先進技術。AMT的制造成本遠低于電液控自動變速器，國內的很多車型都準備采用這一領先技術，即有可能隨著中國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，將有更多車型采用AMT。中國也將會取代歐洲和美洲，成為世界上最大的AMT的應用市場。 （3）電子控制液力自動變速器（AT）：電子控制液力自動變速器近些年新技術也不斷在使用，它正朝著多擋位、數字化控制等方面發(fā)展。 日本最大的自動變速器生產商AISIN AW公司2006年成功推出型號為AA80E型8前速自動變速器，目前被使用在雷克薩斯LS460車上。這就形成了更大的總傳動比范圍，同時各個傳動比之間也比5速變速器更加接近。因此，駕駛員幾乎在各種行駛條件中都可以選擇最佳傳動比。電子控制模塊可以選擇更多的傳動比，傳動比取決于行駛條件，從而降低了油耗并提高了換擋平順性。發(fā)動機轉速與行駛狀態(tài)的最優(yōu)化匹配意味著發(fā)動機提高了動力、燃油經濟性并降低了運行噪聲。 （4）無級變速器（CVT）：無級變速器則只需兩組可移動錐輪以及傳動帶或傳動鏈，即可實現無數個前進擋的變速過程。CVT采用傳動帶、傳動鏈和可變槽寬的錐輪進行動力傳遞及傳動比的選擇，即當錐輪變化槽寬時，相應改變主動輪與從動輪上傳動帶的接觸半徑進行變速。CVT是真正無級化了，與AT相比具有較高的運行效率，油耗較低。通過近幾年市場上的應用看，其發(fā)展勢頭也比較迅猛，目前在我國應用的車型已迅速發(fā)展到5、6種以上。 目前，全世界各大汽車廠商為了提高產品的競爭力都在大力進行CVT的研發(fā)工作，NISSAN、TOYOTA、FORD、GM、AUDI等著名汽車品牌中都配備CVT的轎車銷售，全世界CVT轎車的年產量已達到近50萬輛。值得注意的一點是，裝備有CVT的汽車市場，由最初的日本、歐洲已經滲透到北美市場，CVT汽車已經成為當今汽車發(fā)展的主要趨勢 2、選題目的和意義。 21世紀，汽車工業(yè)成為中國經濟發(fā)展的支柱產業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統部件的設計需求旺盛。其實，汽車與人一樣，也是有著整套健康系統的有機結合體。發(fā)動機是心臟，車輪、底盤與懸掛是軀干與四肢，然而連接它們的，是類似于人體經脈的變速器系統。如果汽車喪失了變速器這個中心環(huán)節(jié)，心臟、四肢與軀干再好，汽車只能如同植物人般成為廢鐵一堆！可以說，變速器是伴隨著汽車工業(yè)出現的必然產物，是汽車上的必需品。變速器的作用：1）改變傳動比，滿足不同行駛條件對牽引力的需要，使發(fā)動機盡量工作在有利的工況下，滿足可能的行駛速度要求。 2）實現倒車行駛，用來滿足汽車倒退行駛的需要。 3）中斷動力傳遞，在發(fā)動機起動，怠速運轉，汽車換檔或需要停車進行動力輸出時，中斷向驅動輪的動力傳遞。在完成了最基本的傳動功能之外，我們對變速器的要求也是越來越高，這是變速箱演變過程的首要催產素。由此可見，對汽車的變速器進行研究具有十分重要的意義。隨著經濟和科學技術的不斷的發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產業(yè)，汽車的使用已經遍布全國。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、轎車等高級消費品已進入平常家庭。 經過這幾年的刻苦學習，我掌握了多門基礎知識和專業(yè)知識。在大學畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委和學校的要求，進行了對轎車五檔變速器的設計。畢業(yè)設計是對每個大學生進行知識掌握與實際運用的一次大檢閱，充分體現了一個設計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。通過本次設計，我將進一步鞏固所學的知識，提高實際運用能力，并為以后參加工作打下良好的基礎。 二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 1、設計的基本內容 （1）變速器的總體方案設計 能夠實現傳動方案合理、齒輪安排緊湊、換擋形式簡單的結構。 （2）變速器主要參數的選擇與齒輪設計 選擇即能使結構緊湊又能符合傳動性能的中心距和分配合理的各檔傳動比及其齒輪齒數，使之能夠實現換擋平順 （3）變速器齒輪的強度計算與材料選擇 選擇正確的齒輪材料并進行強度計算，使齒輪能夠滿足設計要求。 （4）變速器軸的設計與校核 設計符合要求的軸的結構和尺寸，并進行校核，使軸能夠滿足設計要求。 （5）變速器同步器與操縱機構的設計 使設計出的變速器操作方便靈活，換擋平順。 2、擬解決的主要問題 （1）設計一個符合所給參數的汽車變速器； （2）對變速器的內部結構進行合理的布局； （3）盡量使所設計的變速器有較好的換擋性能； （4）對所設計變速器進行檢測時要得到合理的實驗數據； 三、技術路線（研究方法） 選定變速器類型 確定傳動比 選定中心距 確定齒輪齒數 中心距修改 計算選定軸 校核強度 CAD制作圖紙以及說明書制作 強度不夠 四、進度安排 1）調研、資料收集，完成開題報告 第1-2周（3月1日~3月14日） （2）參數選擇方案確定，列文稿大綱 第3-4周（3月15日~3月28日） （3）設計計算 第5-6周（3月29日~4月11日） （4）完成設計說明書，完成圖紙繪制 第7-13周（4月21日~5月30日） （5）交稿，預答辯 第14周（5月31日~6月6日） （6）設計審核、修改 第15、16周（6月7日~6月20日） （7）畢業(yè)設計答辯 第17周（6月21日~6月25日） 五、參考文獻 [1] 劉惟信. 汽車設計[M]. 北京：清華大學出版社，2001. [2] 張洪欣. 汽車設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1981. [3] 陳家瑞. 汽車構造[M].第二版. 北京：機械工業(yè)出版社，2005. [4] 張文春. 汽車理論[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2005. [5] 彭文生，張志明，黃華梁. 機械設計[M]. 北京：高等教育出版社，2002. [6] 程乃士. 減速器和變速器設計與選用手冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2006. [7] 董寶承. 汽車底盤[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2004. [8] 劉鴻文. 簡明材料力學[M]. 北京：高等教育出版社，1997. [9] 周一明，毛恩榮. 車輛人機工程學[M]. 北京：北京理工大學出版社，1999. [10]（美）J.厄爾賈維克. 汽車手動變速器和變速驅動橋[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1998. [11] 陳殿云，張淑芬，楊民獻. 工程力學[M]. 蘭州：蘭州大學出版設，2003. [12] 葛志祺. 簡明機械零件設計手冊[M]. 北京：冶金工業(yè)出版社，1985. [13] 濮良貴，紀名剛. 機械設計[M].第七版. 北京：高等教育出版社，2005. [14] 王昆，何小柏，汪信遠. 課程設計手冊[M]. 北京：高等教育出版社，1995. [15] 侯洪生，王秀英. 機械工程圖學[M]. 北京：科學出版社，2001. [16] Hans-Hermann Braess, Ulrich Seiffert. Handbook of Automotive Engineering. SAE International, 2004 [17] James D.Halderman, Chase D.Mitchell. Automotive technology: principle, diagnosis, and service. Pearson Education lnc. 2004. 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 填表日期 2010. 4.20 迄今已進行 8 周剩余 9 周 學生姓名 高建平 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程07-3班 指導教師姓名 王悅新 職稱 實驗師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 乘用車變速器設計 學 生 填 寫 畢業(yè)設計（論文）工作進度 已完成主要內容 待完成主要內容 （1）各擋傳動比的計算； （2）各擋齒輪設計計算； （3）輸入軸輸出軸的設計及校核； （4）變速器操縱機構及箱體設計； （5）完成裝配圖。 （1）完成零件圖； （2）撰寫設計說明書。 存在問題及努力方向 存在問題：由于輸出軸4擋與5擋齒輪設計成一體，導致輸出軸拆卸不方便； 努力方向：把4擋與5擋設計成普通斜齒，中間用套筒定位，這樣就可以解決輸出軸拆卸不方便的問題。 學生簽字： 指導教師 意 見 指導教師簽字： 年 月 日 教研室 意 見 教研室主任簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計指導教師評分表 學生姓名 高建平 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛07-3班 指導教師姓名 王悅新 職稱 實驗師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 捷達汽車變速器設計 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與生產、科研、實驗室建設等實際的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數據運算與處理能力）；外文應用能力 20 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經濟分析能力） 10 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 8 科學素養(yǎng)、學習態(tài)度、紀律表現；畢業(yè)論文進度 10 得 分 X= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 工作態(tài)度： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 指導教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計評閱人評分表 學生 姓名 高建平 專業(yè) 班級 車輛工程07-3班 指導教 師姓名 王悅新 職稱 實驗師 題目 　捷達汽車變速器設計 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與生產、科研、實驗室建設等實際的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數據運算與處理能力）；外文應用能力 25 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經濟分析能力） 15 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 得 分 Y= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 評閱人或預答辯組長簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計答辯評分表 學生 姓名 高建平 專業(yè) 班級 車輛工程07-3班 指導 教師 王悅新 職 稱 實驗師 題目 捷達汽車變速器設計 答辯 時間 6月 21 日 答辯組 成員姓名 蘇清源、趙雨旸、趙國遷、姚佳巖、李榮 出席 人數 5 序號 評 審 指 標 滿 分 得 分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況，題目難易度、工作量、與實際的結合程度 10 2 設計（實驗）能力、對實驗結果的分析能力、計算能力、綜合運用知識能力 10 3 應用文獻資料、計算機、外文的能力 10 4 設計說明書撰寫水平、圖紙質量，設計的規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等）、實用性、科學性和創(chuàng)新性 15 5 畢業(yè)設計答辯準備情況 5 6 畢業(yè)設計自述情況 20 7 畢業(yè)設計答辯回答問題情況 30 總 分 Z= 答辯過程記錄、評語： 自述思路與表達能力：好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 答辯組長簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）成績評定表 學生姓名 高建平 性別 男 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè) 車輛工程 班級 07-3班 設計（論文）題目 捷達汽車變速器設計 指導教師姓名 王悅新 職稱 實驗師 指導教師 評分（X） 評閱教師姓名 職稱 評閱教師 評分（Y） 答辯組組長 職稱 答辯組 評分（Z） 畢業(yè)設計（論文）成績 百分制 五級分制 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 系部公章： 年 月 日 注：1、指導教師、評閱教師、答辯組評分按百分制填寫，畢業(yè)設計（論文）成績百分制=0.3X+0.2Y+0.5Z 2、評語中應當包括學生畢業(yè)設計（論文）選題質量、能力水平、設計（論文）水平、設計（論文）撰寫質量、學生在畢業(yè)設計（論文）實施或寫作過程中的學習態(tài)度及學生答辯情況等內容的評價。 優(yōu)秀畢業(yè)設計（論文）推薦表 題 目 捷達汽車變速器設計 類別 畢業(yè)設計 學生姓名 高建平 系、專業(yè)、班級 汽車與交通工程 學院車輛工程07-3班 指導教師 王悅新 職 稱 實驗師 設計成果明細： 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 系部公章： 年 月 日 備 注： 注：“類別”欄填寫畢業(yè)論文或畢業(yè)設計 畢業(yè)設計（論文）過程管理材料 題 目 捷達汽車變速器設計 學生姓名 高建平 院系名稱 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級 車輛工程07-3班 指導教師 王悅新 職 稱 實驗師 教研室 車輛工程 起止時間 2011.2.28-2011.6.20 教 務 處 制 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，是汽車總成部件中的重要組成部分，是主要的傳動系統。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。 本設計基于捷達變速器，結合機械變速器的設計方法，首先概述變速器的現狀和發(fā)展趨勢，介紹變速器領域的最新發(fā)展狀況。其次，對工作原理做了闡述，對不同的變速器傳動方案進行比較，選擇合理的結構方案進行設計。再次，對變速器的各擋齒輪和軸以及軸承做了詳細的設計計算，并進行了受力分析、強度和剛度校核計算,并為為這些元件選擇合適的工程材料及熱處理方法。對一些標準件進行了選型以及變速器的傳動方案設計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。最后，本文將對變速器換檔過程中的重要部件—同步器以及操縱機構進行闡述，講述同步器的類型、工作原理、設計方法以及重要參數。 關鍵字：變速器；傳動比；齒輪；軸；設計 ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency. The design is based on Jetta transmission, combined with mechanical transmission design. At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment. At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design. Keywords: Transmission；Gear ratio；Gear；Shaft；Design II 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要...................................................................................................................I Abstract..........................................................................................Ⅱ 第1章 緒 論 1 1.1 概述 1 1.1.1 變速器的發(fā)展現狀 3 1.1.2 研究的目的、依據和意義 3 1.1.3 研究的方法 4 第2章 變速器主要參數的選擇與計算 5 2.1設計初始數據 5 2.2變速器各擋傳動比的確定 5 2.3變速器傳動方案的確定 7 2.4中心距A的確定 8 2.5齒輪參數 8 2.5.1 模數 8 2.5.2 壓力角 9 2.5.3 螺旋角 9 2.5.4 齒寬 9 2.5.5 齒頂高系數 10 2.6本章小結 10 第3章 齒輪的設計計算與校核 11 3.1齒輪的設計與計算 11 3.1.1 各擋齒輪齒數的分配 11 3.1.2齒輪材料的選擇原則 20 3.1.3計算各軸的轉矩 21 3.2輪齒的校核 21 3.2.1輪齒彎曲強度計算 21 3.2.2輪齒接觸應力σj 25 3.3本章小結 30 第4章 軸的設計與計算及軸承的選擇與校核 31 4.1軸的設計計算 31 4.1.1 軸的工藝要求 31 4.1.2 初選軸的直徑 31 4.1.3 軸的強度計算 32 4.2軸承的選擇及校核 36 4.2.1輸入軸的軸承選擇與校核 36 4.2.2 輸出軸軸承校核 37 4.3本章小結 38 第5章 變速器同步器與操縱機構的設計 39 5.1同步器的結構 39 5.2同步環(huán)主要參數的確定 40 5.3變速器的操縱機構 41 5.4本章小結 42 結 論 43 參考文獻 44 致 謝 45 附 錄 46 第1章 緒 論 1.1 概述 本文以捷達汽車變速器為研究對象，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，同時使汽車在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒檔。需要時，變速器還有動力輸出功能。 一、對變速器如下基本要求： 1. 保證汽車有必要的動力性和經濟型。 2. 設置空擋。用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3. 設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4. 設置動力傳輸裝置，需要時進行功率輸出。 5. 換擋迅速、省力、方便。 6. 工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現象發(fā)生。 7. 變速器應有高的工作效率。 8. 變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應該滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器擋數、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，變速器傳動比范圍越大。 二、變速器的類型： （1）手動變速器（MT）：手動變速器應該說是最為節(jié)能的變速方式，另外由于中國企業(yè)已經掌握該技術，而且在生產方面也積累了長期經驗，從而在價格和質量方面會有較大優(yōu)勢。所以在短期內仍將是變速器主流。其不足在于操控上的不便，尤其是在城市工況。 （2）自動手動變速器（AMT）：自動手動變速器實際上是由一個機器系統來完成操作離合器和選擋這兩個動作。AMT的汽車駕駛簡單，省去了離合器踏板，駕駛者只要踩油門，選速器系統會自動選擇換擋的最佳時機，從而消除了發(fā)動機、離合器和變速器的錯誤使用，以避免錯換擋位。這一點對新手和整車的可靠性都非常重要。選速器大大簡化了駕駛的復雜性，令AMT汽車駕駛更加簡便、省心，且能夠保證最低的動力損耗。由選速器完成駕駛者踩離合器換擋的動作，選擇的換擋時機要比駕駛者完成得更準確。因此，在能源日益緊缺和CO2排放壓力越來越大這一背景下，AMT順應了“節(jié)能減排”這一趨勢，是一項非常適合中國市場的先進技術。AMT的制造成本遠低于電液控自動變速器，國內的很多車型都準備采用這一領先技術，即有可能隨著中國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，將有更多車型采用AMT。中國也將會取代歐洲和美洲，成為世界上最大的AMT的應用市場。 （3）電子控制液力自動變速器（AT）：電子控制液力自動變速器近些年新技術也不斷在使用，它正朝著多擋位、數字化控制等方面發(fā)展。 日本最大的自動變速器生產商AISIN AW公司2006年成功推出型號為AA80E型8前速自動變速器，目前被使用在雷克薩斯LS460車上。這就形成了更大的總傳動比范圍，同時各個傳動比之間也比5速變速器更加接近。因此，駕駛員幾乎在各種行駛條件中都可以選擇最佳傳動比。電子控制模塊可以選擇更多的傳動比，傳動比取決于行駛條件，從而降低了油耗并提高了換擋平順性。發(fā)動機轉速與行駛狀態(tài)的最優(yōu)化匹配意味著發(fā)動機提高了動力、燃油經濟性并降低了運行噪聲。 （4）無級變速器（CVT）：無級變速器則只需兩組可移動錐輪以及傳動帶或傳動鏈，即可實現無數個前進擋的變速過程。CVT采用傳動帶、傳動鏈和可變槽寬的錐輪進行動力傳遞及傳動比的選擇，即當錐輪變化槽寬時，相應改變主動輪與從動輪上傳動帶的接觸半徑進行變速。CVT是真正無級化了，與AT相比具有較高的運行效率，油耗較低。通過近幾年市場上的應用看，其發(fā)展勢頭也比較迅猛，目前在我國應用的車型已迅速發(fā)展到5、6種以上。 目前，全世界各大汽車廠商為了提高產品的競爭力都在大力進行CVT的研發(fā)工作，NISSAN、TOYOTA、FORD、GM、AUDI等著名汽車品牌中都配備CVT的轎車銷售，全世界CVT轎車的年產量已達到近50萬輛。值得注意的一點是，裝備有CVT的汽車市場，由最初的日本、歐洲已經滲透到北美市場，CVT汽車已經成為當今汽車發(fā)展的主要趨勢 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，可實現變速、變扭和改變旋轉方向。 1.變速原理 一對齒數不同的齒輪嚙合傳動時，設主動齒輪的轉速為，齒數為，從動齒輪的轉速為，齒數為。若小齒輪帶動大齒輪時，轉速就降低了；若大齒輪帶動小齒輪時，轉速即升高。在相同的時間內嚙合的齒數相等，即=。齒輪的傳動比為=/=/。齒輪傳動機構的傳動比定義為主動齒輪的轉速與從動齒輪的轉速之比，它也等于從動齒輪的齒數與主動齒輪的齒數之比，即： 這就是齒輪傳動的變速原理。汽車變速器就是根據這一原理利用若干大小不同的齒輪副傳動而實現變速的。 2.變向原理 汽車發(fā)動機在工作過程中是不能逆轉的。為了能使汽車倒退行駛，在變速器中設置了倒擋（R）。倒擋傳動機構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(汽車變速器市場調研)市場正處于高速發(fā)展期。2010年中國汽車銷售1800萬輛，同比增長46.15%，2015年汽車銷售規(guī)模將達到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)面臨著重大的機遇。2009年中國汽車變速器(汽車變速器市場調研)市場規(guī)模達520億元人民幣，并且以每年超過20%的速度增長，預計2015年有望達到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。在手動變速器領域，國產品牌已占主導地位。但技術含量更高的自動變速器市場卻是進口產品的天下，2007年中國變速器產品(變速器產品進口統計)進口額達到30億美元。國內變速器企業(yè)未來面臨嚴峻的挑戰(zhàn)。 1.1.2 研究的目的、依據和意義 21世紀，汽車工業(yè)成為中國經濟發(fā)展的支柱產業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統部件的設計需求旺盛。其實，汽車與人一樣，也是有著整套健康系統的有機結合體。發(fā)動機是心臟，車輪、底盤與懸掛是軀干與四肢，然而連接它們的，是類似于人體經脈的變速器系統。如果汽車喪失了變速器這個中心環(huán)節(jié)，心臟、四肢與軀干再好，汽車只能如同植物人般成為廢鐵一堆！可以說，變速器是伴隨著汽車工業(yè)出現的必然產物，是汽車上的必需品。變速器是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標，對轎車而言，其設計意義更為明顯。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，而變速器的設計如果不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大。通過本題目的設計，學生可綜合運用《汽車構造》、《汽車理論》、《汽車設計》、《機械設計》、《液壓傳動》等課程的知識，達到綜合訓練的效果。由于本題目模擬工程一線實際情況，學生通過畢業(yè)設計可與工程實踐直接接觸，從而可以提高學生解決實際問題的能力。 1.1.3 研究的方法 本次設計主要是通過查閱近幾年來有關國內外變速器設計的文獻資料，結合所學專業(yè)知識進行設計。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進行設計，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構參數并對其進行校核計算；計算選擇軸與軸承，同時對其進行校核，對同步器、換擋操縱機構等結構件進行分析計算；另外，對現有傳統變速器的結構進行改進、完善。 第2章 變速器主要參數的選擇與計算 2.1設計初始數據 最高車速：=160Km/h 發(fā)動機功率：=75KW 轉矩：=150 總質量：=1500Kg 轉矩轉速：=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)動機最大功率轉速 —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× （轉矩適應系數=1.1～1.3） （2.2） 所以，=9549×=5653.006r/min / =1.4～2.0 符合 =0.377×=0.377×=4.025 （2.3） 雙曲面主減速器，當≤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，，—汽車質量，—重力加速度，=15000N； —發(fā)動機最大轉矩，=150N.m； —主減速器傳動比，=4.025 —傳動系效率，=90%； —車輪半徑，=0.289m； —滾動阻力系數，對于貨車取=0.0165×[1+0.01(-50)]=0.03795； —爬坡度，取=16.7° 帶入數值計算得 ① ②滿足附著條件： ·φ （2.5） Φ為附著系數，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，故符合。 其他各擋傳動比的確定： 按等比級數原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： （2.6） 式中：—常數，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2.1g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構復雜一些。 本設計采用圖2.1f所示的傳動方案。 圖2.1 變速器倒檔傳動方案 圖2.2為變速器的傳動路線示意圖，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，都應當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。 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.輸出軸倒檔齒 圖2.2變速器傳動示意圖 2.4中心距A的確定 初選中心距：發(fā)動機前置前驅的乘用車變速器中心距A，可根據發(fā)動機排量與變速器中心距A的統計數據初選，A=66mm。 2.5齒輪參數 2.5.1 模數 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；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數。 嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換擋。 表2.1　汽車變速器齒輪法向模數 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14 ＞14.0 模數/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 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)動機排量為1.6L，根據表2.1及2.2，齒輪的模數定為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選用22.5°或25°等大些的壓力角。 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°。 2.5.3 螺旋角 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。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。斜齒輪傳遞轉矩時，要產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，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 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內規(guī)定齒頂高系數取為1.00。 2.6本章小結 通過初始數據，首先確定變速器的最大傳動比，然后根據最大傳動比，確定擋數及各擋傳動比的大小，然后根據變速器中心距A與發(fā)動機排量的關系，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數，壓力角，螺旋角，齒寬等參數，為下一章齒輪參數的計算做準備。 第3章 齒輪的設計計算與校核 3.1齒輪的設計與計算 3.1.1 各擋齒輪齒數的分配 一擋齒輪為斜齒輪，模數為2.5，初選=22° 一擋傳動比為 （3.1） 為了求，的齒數，先求其齒數和， 斜齒 （3.2） ==48.96取整為49 即=11.65 取12 =49-12=37 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，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。 ==66.06mm （3.3） 對一擋齒輪進行角度變位： 端面壓力角 ： tan=tan/cos=0.392 （3.4） =21.42° 嚙合角 ： cos==0.932 （3.5） =21.29° 變位系數之和 （3.6） =-0.11 查變位系數線圖得： 計算一擋齒輪9、10參數： 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 當量齒數 =15.056 =46.424 二擋齒輪為斜齒輪，模數為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 = 變位系數之和 = -0.216 查變位系數線圖得： -0.216 =0.35 = 二擋齒輪參數： 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 當量齒數 =22.298 =49.843 三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數為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 變位系數之和 = -0.31 查變位系數線圖得： =0.19 = -0.50 三擋齒輪5、6參數： 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 當量齒數 =26.389 =42.660 四擋齒輪為斜齒輪，初選=24°模數=2.5 = 取整為49 =20.614，取整為23 =26 則： = =1.1304≈=1.377 對四擋齒輪進行角度變位： 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 變位系數之和 = -0.39 查變位系數線圖得： = -0.03 = -0.36 四擋齒輪3、4參數： 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 當量齒數 =30.168 =34.103 五擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數=2.25 = 取整為55 =29.4，取整為31 =24 則： = =0.774≈=0.85 對五擋齒輪進行角度變位： 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 變位系數之和 = -0.31 查變位系數線圖得： = 0.19 = -0.50 五擋齒輪1、2參數： 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 當量齒數 =38.896 =30.112 確定倒擋齒輪齒數： 倒擋齒輪選用的模數與一擋相同，倒擋齒輪的齒數一般在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生運動干涉，齒輪12和13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應為 =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，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC。 對于大模數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，細化材料晶面粒。 3.1.3計算各軸的轉矩 發(fā)動機最大扭矩為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輪齒彎曲強度計算 1、倒檔直齒 輪彎曲應力 圖3.1 齒形系數圖 （3.8） 式中：—彎曲應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應力集中系數，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數； —齒形系數，如圖3.1。 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。 計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力 ，， =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、 斜齒輪彎曲應力 （3.9） 式中：—計算載荷，N·mm； —法向模數，mm； —齒數； —斜齒輪螺旋角，°； —應力集中系數，=1.50； —齒形系數，可按當量齒數在圖中查得； —齒寬系數 —重合度影響系數，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在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輪齒接觸應力σj （3.10） 式中：—輪齒的接觸應力，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力見表3.2。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬 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 表3.2　變速器齒輪的許用接觸應力 （1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力 =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 本章首先根據所學汽車理論的知識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，如齒輪的模數、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數；介紹了齒輪變位系數的選擇原則，并根據各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數，根據齒數重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。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矩。根據齒形系數圖查出各齒輪的齒形系數，計算輪齒的彎曲應力和接觸應力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進行校核做準備。 第4章 軸的設計與計算及軸承的選擇與校核 4.1軸的設計計算 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。變速器第二軸視結構不同，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，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在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，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。 4.1.2 初選軸的直徑 傳動軸的強度設計只需按照扭轉強度進行計算，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 軸的強度計算 軸的剛度驗算 若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撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 變速器中一所受力最大，故只需校核一檔處軸的剛度與撓度 輸入軸剛度： N，N mm，，mm mm （4.6） =0.035mm （4.7） =0.090 =-0.000323rad0.002rad （4.8） 一擋齒輪所受力： 圖4.2 輸入軸受力分析圖 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 輸入軸的強度校核 圖4.4 輸入軸的強度分析圖 一檔時撓度最大，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).水平面內上、和彎矩 由以上兩式可得=6483.79N，=1004987.02N.mm 按第三強度理論得： N.mm 輸出軸強度校核 1).豎直平面面上 得 =1048.05N 豎直力矩=162447.93N.mm 2).水平面內上、和彎矩 由以上兩式可得=5653.89N，=873562.59N.mm 按第三強度理論得： 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《機械設計手冊》查得代號為30205的圓錐滾子軸承,, e=0.37, Y=1.6;軸承的預期壽命：=10×300×8=24000h。 校核軸承壽命： Ⅰ）、求水平面內支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=2572.99N，=1062.39N Ⅱ）、內部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6 (4.9) (4.10) Ⅲ）、軸向力和 由于 所以左側軸承被放松，右側軸承被壓緊 Ⅳ）、求當量動載荷 查機械設計課程設計得 故右側軸承X=0.67 左側軸承X=0.4 徑向當量動載荷 (4.11) =1.2×（0.67×2572.99+1.6×322.62）=2688.11N 校核軸承壽命 預期壽命 ，為壽命系數，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《機械設計手冊》查得代號為30206的圓錐滾子軸承,, e=0.37, Y=1.6;軸承的預期壽命：=10×300×8=24000h 校核軸承壽命： Ⅰ）、求水平面內支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=2538.25N，=1048.05N Ⅱ）、內部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6 Ⅲ）、軸向力和 由于 所以右側軸承被放松，左側軸承被壓緊 Ⅳ）、求當量動載荷 查機械設計課程設計得 故右側軸承X=0.67 左側軸承X=0.4 徑向當量動載荷 =1.2×（0.67×2538.25+1.6×327.52）=2669.59N 校核軸承壽命 預期壽命 ，為壽命系數，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 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，然后對軸進行剛度和強度的驗算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進行壽命計算。 第5章 變速器同步器與操縱機構的設計 5.1同步器的結構 在前面已經說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖所示： 1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步