二軸四檔汽車變速器設計

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1、沈陽建筑大學畢業(yè)設計 目 錄 第一章 緒論······························································1 第二章 變速器的基本設計方案··············································6 2.1概述···································································6 2.2變速器的結構分析與型式選擇·············································6 2.3轎

2、車變速器機構方案的選擇···············································9 2.4變速器設計的基本要求··················································10 第三章 變速器齒輪的設計·················································11 3.1確定車輪直徑··························································11 3.2確定主減速器傳動比·······················

3、·····························12 3.3確定一擋傳動比························································12 3.4各擋傳動比的確定······················································13 3.5確定中心距····························································13 3.6初選齒輪參數···············································

4、···········13 第四章 齒輪校核·························································22 4.1計算各軸的轉矩························································22 4.2輪齒強度計算·························································22 第五章 軸的設計及校核···················································30 5.1軸的工藝要

5、求·························································30 5.2軸的強度計算·························································30 第六章 軸承校核·························································33 6.1.1 輸入軸的軸承校核···················································33 6.1.2 輸出軸軸承校核················

6、·····································34 經濟技術分析·····························································36結論·····································································38 參考文獻········································································39 致謝·································

7、············································40 附錄一···································································1 附錄二···································································5 輕型轎車變速器設計 第一章 緒論 汽車是作為一種交通工具而產生的，但發(fā)展到今天已經不能把它理解為單純的行的手段。因為“汽車化”改變了當代世界的面貌，它已經成為當代物質文明與進步的象征及文明形態(tài)的一種代表。

8、中國汽車工業(yè)的振興也必然會使中國的面貌煥然一新，在繁榮經濟，促進四個現代化的實現，提高中國人民的生活水平，推動社會與地球上近四分之一的人類進步方面，發(fā)揮重大作用.現在人類社會在不斷的進步與繁榮，交通的變革與發(fā)展在促進社會的發(fā)展中起了突出的作用，汽車作為一種交通工具的產生對社會更具有重要的意義。人類社會及人們生活的“汽車化”，大大地擴大了人們日常活動的范圍，擴大并加速了地區(qū)間、國際間的交往，成倍地提高了人們外出辦事的效率，極大地加速了人們的活動節(jié)奏，促進了世界經濟的大發(fā)展與人類的快速進步，開創(chuàng)了現代“汽車社會”這樣一個嶄新的時代。 據統計：在以前蒸汽機輪船與蒸汽機車的問世曾推動了當時的產生革命

9、。繼蒸汽機輪船與火車出現之后，1886年德國工程師戴姆勒與奔茨二人以汽油內燃機為動力，分別獨立地制成了最早的實用汽車。1903年美國人亨利·福特創(chuàng)建了福特汽車公司，1908年推出了“T”型車，并于1913年建成了流水作業(yè)裝配線進行汽車的大批量生產。這項大生產技術的出現，為提高汽車質量、降低生產成本及以后的汽車工業(yè)大發(fā)展創(chuàng)造了條件。1921年“T”型汽車的產量已占世界汽車產量達200萬輛。1927年夏。“T”型車成為歷史，共售出1500多萬輛。 汽車問世百余年來，特別是從汽車產品的大批生產以及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車已經為世界經濟的大發(fā)展、為人類進入現代生活，產生了無法估量的巨大影響，為人類

10、社會的進步作出了不可磨滅的巨大貢獻，掀起了時代的革命。 汽車的作用對國際化的發(fā)展起著不可磨滅的作用，首先，以美國為例：美國汽車工業(yè)早已經發(fā)展成為與鋼鐵、建筑并列的三個最大的行業(yè)之一。如今美國的信息產業(yè)與高薪技術產業(yè)發(fā)展迅猛，但汽車工業(yè)仍不失為美國產業(yè)最主要的支柱之一。在全球的汽車保有量中，美國生產的汽車占34.8%。日本汽車工業(yè)在1941年已經有5萬輛的年產能力，1955年就能達到15萬輛。 下面具體介紹一下我國汽車工業(yè)的發(fā)展。 在舊中國沒有真正的制造汽車的工業(yè)，只有到中華人民共和國成立之初，毛澤東主席、周恩來總理等第一代國家領導人非常關注、親自參與建立中國汽車工業(yè)的重大決策，在前蘇聯援

11、助中國建設一批重點工業(yè)項目中列入建設一座現代化的載貨汽車工廠，并在中央重工業(yè)部下屬機器工業(yè)局籌備組建期間，開始了籌建的前期工作。1953年7月，毛主席親筆題名的第一汽車制造廠在吉林省長春市動工興建，在中央動員、全國支援和參與建設者的奮力拼搏下，實現了黨中央提出“力爭三年建成長春汽車廠和出汽車、出人才、出經驗”的目標，國產第一輛解放牌載貨汽車于1956年7月13日駛下總裝配生產線，從此結束了中國自己不能制造汽車的歷史，圓了中國人自己生產國產汽車之夢。1957年5月，一汽開始仿照國外樣車自行設計轎車；1958年先后試制成功CA71型東風牌小轎車和CA72型紅旗牌高級轎車，毛主席等國家領導人親自試乘

12、了東風牌小轎車，十分高興地稱贊：“坐上自己制造的汽車了”；之后，紅旗牌高級轎車被列為國家禮賓用車，并用作國家領導人乘坐的慶典檢閱車。 進入60年代，國民經濟實行“調整、鞏固、充實、提高”方針，在國家和省市支持下，形成了一批汽車制造廠、汽車制配廠和改裝車廠，其中，南京、上海、北京和濟南共4個較有基礎的汽車制配廠，經過技術改造成為繼一汽之后第一批地方汽車制造廠，發(fā)展汽車品種，相應建立了專業(yè)化生產模式的總成和零部件配套廠，為今后發(fā)展大批量、多品種生產協作配套體系形成了初步基礎。 在這個歷史階段，力求探索汽車工業(yè)管理的改革，國家決定試辦汽車工業(yè)托拉斯，實施了促進汽車工業(yè)發(fā)展的多項舉措，60年代

13、中期工業(yè)托拉斯停辦。與此同時，汽車改裝業(yè)和摩托車制造業(yè)起步，重點發(fā)展了一批軍用改裝車，民用消防車、救護車、自卸車和牽引車相繼問世，并為社會經濟發(fā)展提供了城市、長途和團體這三大類客車。北京最早試制二輪摩托車提供軍用，之后南京、南昌和濟南等地相繼試制三輪摩托車和機器腳踏車，當時主要用于軍事、郵電、體育和城市短途運輸，摩托車工業(yè)處于起步階段，與汽車工業(yè)創(chuàng)建密切相關的汽車科研事業(yè)和專業(yè)教育體系初步形成。 1964年，國家確定在三線建設以生產越野汽車為主的第二汽車制造廠、四川和陜西汽車制造廠。二汽是國內自行設計、國內提供裝備的工廠，采取了“包建”（專業(yè)對口老廠包建新廠、小廠包建大廠）和“聚寶”（國內的

14、先進成果移植到二汽）的方法，同時在湖北省內外安排新建、擴建26個重點協作配套廠。一個嶄新的大型汽車制造廠在湖北省十堰市興建和投產，當時主要生產中型載貨汽車和越野汽車。與此同時，川汽、陜汽和與陜汽生產配套的陜西汽車齒輪廠，分別在四川省重慶市大足縣和陜西省寶雞市（現已遷西安）興建和投產，主要生產重型載貨汽車和越野汽車。 60年代中后期，國家提出“大打礦山之仗”的決策，礦用自卸車成為其重點裝備，上海32噸試制成功投產之后，天津15噸、常州15噸、北京20噸、一汽60噸（后轉本溪）和甘肅白銀42噸電動輪礦用自卸車也相繼試制成功投產，緩解了冶金行業(yè)采礦生產裝備需要。 為適應國民經濟發(fā)展對重型載貨

15、汽車的需求，濟南汽車制造廠擴建黃河牌8噸重型載貨汽車的生產能力，安徽淝河、南陽、丹東、黑龍江和湖南等地方汽車也投入同類車型生產。邢臺長征牌12噸重型載貨汽車（源于北京新都廠遷建）、上海15噸重載載貨汽車投產問世。 據不完全統計：在此期間，一汽、南汽、上汽、北汽和濟汽5個老廠分別承擔了包建和支援三線汽車廠（二汽、川汽、陜汽和陜齒）的建設任務，其自身投入技術改造擴大生產能力；地方發(fā)展汽車工業(yè)，幾乎全部仿制國產車型重復生產；據粗略統計，解放牌車型20多家，北京130車型20多家，躍進車型近20家，北京越野車近10家；改裝車生產向多品種、專業(yè)化發(fā)展，生產廠點近200家；1980年大中輕型客車生產1

16、3400輛，其中：長途客車6000多輛；汽車零部件品種增多，廠家增加到2100家；摩托車工業(yè)初步形成，1980年24個廠家生產4.9萬輛。 汽車設計理論是指導汽車設計實踐的，而汽車設計實踐經驗的長期積累和汽車生產技術的發(fā)展與進步，又使汽車設計理論得到不斷的發(fā)展與提高。汽車設計技術是汽車產品設計的方法和手段，是汽車設計實踐的軟件和硬件。 汽車設計技術在近百年中也經歷了由經驗設計發(fā)展到以科學實驗和技術分析為基礎的設計階段，進而自60年代中期在設計中引入電子計算機后又形成了計算機輔助設計等新方法，并使設計逐步實現半自動化和自動化。 在20世紀90年代，國際汽車界興起一種逆向工程的汽車產品開發(fā)

17、新方式。經過幾年的發(fā)展，積累了很多經驗，取得巨大進步，可以說已成為現代汽車產品開發(fā)的主流形式。 逆向工程主要是依靠高度集成化、可視化、開放型的計算機技術和網絡技術，構筑汽車產品，從概念構思、產品設計、工程分析、工藝制造、應用工程、市場服務，全過程實現無紙化、高精度、系統化的操作平臺。雖然，目前仍需制造樣品，進行實物試驗、論證和評價，但這已經不是一種重要的手段，最終將會取消這一過程。就這種思維的方法而言，是思維先于實體、實體用于反證思維的逆向邏輯形式，國際汽車界稱之為逆向工程。 實施逆向工程的目的是為了更好地實現汽車產品設計的并行工程，使產品設計及其相關過程實行同步作業(yè)，并使之優(yōu)化，大大提高

18、產品設計的一次成功率，從而縮短周期，降低成本，減少風險，提高質量，增強企業(yè)競爭力。 我國汽車工業(yè)在實行逆向工程中已經做了一些工作，并且具有廣泛的社會基礎，特別是軍工和院校部門已經先行一步，水平也不算低，如果我們能把集成和整合工作做得好些，進步就會更快、更大。 汽車的設計開發(fā)工作是由根據市場調查及使用要求而制定的設計任務書開始的。 汽車設計的內容包括整車總體設計、總成設計和零件設計。整車總體設計又稱為汽車的總布置設計，其任務是使所設計的產品達到設計任務書所規(guī)定的整車參數和性能指標的要求，并將這些整車參數和性能指標分解為有關總成的參數和功能。在這項高層次的設計工作中，既有汽車各總成間的聯系問

19、題，又有人與汽車之間的聯系問題。解決人車之間的聯系問題屬于人——機工程設計，它在汽車設計工作中占有極重要的位置。 ⑴零件標準化、部件通用化、產品系列化 由于汽車的產量大、品種及型號多，設計中實行零件標準化、部件通用化和產品系列化，可簡化生產，提高工效，保證產品質量，降低生產成本，減少配件品種，方便維修。 所謂“系列化”是指制造廠為了能供應各種型號的產品（可為汽車，亦可為總成和部件），又能進行大量生產，而將產品合理分擋，組成系列，并考慮各種變型。例如驅動型式為4×4的越野汽車加上一根驅動橋則可變成6×6的越野汽車，加上兩根則又可變成8×8的越野汽車，組成系列；發(fā)動機可按缸數分為4缸、6缸或

20、V6缸、V8缸等組成系列。這樣即可較少的基本型衍生出較多的系列產品，以滿足廣泛的需求。 所謂“通用化”是指在同一系列或總質量相近的一些車型上，采用通用的總成或部件，以簡化生產。 所謂“標準化”是指在設計中廣泛采用標準件，以利于組織生產、提高質量、降低造價和方便維修。 ⑵考慮使用條件的復雜多變 為了使所設計的汽車產品在全國和全世界這樣的廣闊市場上具有競爭力，設計中就要充分考慮提高其對復雜多變的使用條件的適應性。特別應注意熱帶、寒帶等不同的氣候條件和高原、山區(qū)、丘陵、沼澤、沿海等不同的地理條件，以及燃料供應、維修能力等不同的使用條件對汽車結構、性能、材料、附件等的特殊要求。例如：在高原地區(qū)

21、發(fā)動機應增壓；在熱帶地區(qū)要考慮車廂的隔熱、空調或通風；在寒帶要考慮發(fā)動機的冷起動；在山區(qū)則應提高汽車的爬坡能力并附加發(fā)動機排氣制動等。 ⑶重視汽車使用中的安全、可靠、經濟與環(huán)保 良好的使用性能顯然是各種產品的設計者都要追求的目標，汽車設計者更是如此，所不同的是汽車的使用性能是多方面的（例如：動力性、燃油經濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性、平順性、舒適性、通過性以及可靠性、耐久性、維修性和對環(huán)境保護的影響性能等），而且在默寫性能之間有時是相互矛盾的。因此，汽車設計的特點還在于：要在給定的使用條件下，協調各種使用性能的要求、優(yōu)選各種使用性能指標，使汽車在該使用條件下的綜合使用性能達到最優(yōu)。特別要重視使

22、用中的安全、可靠、經濟與環(huán)保。 ⑷車身設計既重視工程要求更注重外觀造型 汽車車身的外形、油漆及色彩是汽車給人們的第一個外觀印象，是人們評價汽車的最直接方面，也是轎車的最重要市場競爭因素，是汽車設計非常重要的內容。車身造型既是工程設計，又是美工設計。從工程設計來看，它既是滿足結構的強度要求、整車布置的匹配要求和沖壓分快的工藝要求，又要適應車身的空氣動力學的要求而具有最小的風阻系數；從美工設計來看，它應當適應時代的特點和人們的愛好，要像對待工藝品那樣進行美工設計，給人以高度美感，起到美化環(huán)境的作用。 ⑸在保證可靠性的前提下盡量減小汽車的自身質量 和固定的機械設備不同，作為運輸用的汽車其自身

23、質量直接影響起燃油經濟性。和單間生產、小批量生產的產品不同，作為大批量生產的汽車，減小其自身質量可節(jié)約大量的制造材料，降低生產成本。合理地減小汽車的自身質量對汽車工業(yè)和汽車運輸業(yè)會帶來巨大的經濟效益。最優(yōu)化設計方法可滿足這方面的設計要求。 第二章 變速器的基本設計方案 2.1 概述 變速器的結構對汽車的動力性、燃油經濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性，傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。采用優(yōu)化設計方法對變速器與主減速器，以及變速器的參數做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與燃油經濟性；采用自鎖及互鎖裝置、倒檔安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側（或越程接合、錯位接合、齒厚

24、減薄、臺階齒側）等措施，以及其他結構措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便、無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質量和設計、工藝水平的關鍵。 汽車傳動系統的基本功能是將發(fā)動機輸出的運動和動力傳給車輪，以驅動汽車行使。變速器是汽車傳動系統的重要組成部分。變速器用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩及轉速，以適應汽車在起步，加速，行使以及克服各種道路障礙等不同行使條件下對驅動輪牽引力及不同要求的需要。用變速器轉變發(fā)動機轉矩，轉速的必要性在與內燃機轉矩-轉速變化特性的特點是具有相對小的對外部載荷改變的適應性。以下

25、從變速器的作用分類來介紹。 變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。它的作用是： 在較大范圍內改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。 ⑴由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度和驅動扭矩能在很大范圍內變化。例如在高速路上車速應能達到100km/h，而在市區(qū)內，車速常在50km/h左右?？哲囋谄街钡墓飞闲旭倳r，行駛阻力很小，則當滿載上坡時，行駛阻力便很大。而汽車發(fā)動機的特性是轉速變化范圍較小，而轉矩變化范圍更不能滿足實際路況需要。 ⑵實現倒車行駛 汽車發(fā)動機曲軸一般都是只能向一個方向轉動的，而汽車有時需要能倒退行駛，因此，往往利用變速箱中設置的倒擋來實現汽車倒車行駛。 ⑶實現

26、空擋 當離合器接合時，變速箱可以不輸出動力。例如可以保證駕駛員在發(fā)動機不熄火時松開離合器踏板離開駕駛員座位。 變速箱由變速傳動機構和變速操縱機構兩部分組成。變速傳動機構的主要作用是改變轉矩和轉速的數值和方向；操縱機構的主要作用是控制傳動機構，實現變速器傳動比的變換，即實現換擋，以達到變速變矩。 機械式變速箱主要應用了齒輪傳動的降速原理。簡單的說，變速箱內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋行為，也就是通過操縱機構使變速箱內不同的齒輪副工作。如在低速時，讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時，讓傳動比小的齒輪副工作。 2.2 變速器的結構分析與型式選擇 ⑴簡單式變速器的基本結構

27、：由殼體、傳動部分和操縱部分組成。 a．殼體 殼體是基礎件，用以安裝支承變速器全部零件及存放潤滑油)：其上有安裝軸承的精確鏜孔。變速器承受變載荷，所以殼體應有足夠的剛度，內壁有加強，形狀復雜，多為鑄件(材料為灰鑄鐵，常用HT200)。 為便于安裝，傳動部分和操縱部分常做成剖分式，箱蓋與殼體用螺栓聯接并可靠定位。殼體上有加油、放油口，油面檢查尺口，還應考慮散熱。 b．傳動部分 是指齒輪、軸、軸承等傳動件。軸的幾何尺寸通過強度、剛度計算確定。因主要決定于剛度，而碳鋼與合金鋼彈性模量近乎相等，所以一般用碳鋼。只有齒輪與軸制成一體或軸載荷嚴重才用合金鋼。軸與齒輪多為花鍵聯接(對中性好，能可靠

28、傳遞動力，擠壓應力小等)。軸的花鍵部分和放軸承處經表面淬火處理。軸多用滾動軸承支承，潤滑簡單，效率高、徑向間隙小，軸向定位應可靠。潤滑方式多用飛濺潤滑 (υ>25m/s，只要粘度適宜可甩到壁上)。 c．操縱部分 主要零件位于變速器蓋內。 組成式變速器結構特點 簡單式變速器有效率高、構造簡單使用方便鈞優(yōu)點擋數少，i變化范圍小(牽引力、速度范圍小)，只宜在擋數不多的某些車工采用。若增加i的范圍，則使變速器尺寸加大，軸跨度增加，為了既增加擋數又不使軸跨度過大，可采用組成式變速器。 ⑵組成式變速器的優(yōu)點： 可以減少齒輪個數，而且擋數越多減少齒輪個數的優(yōu)點愈明顯。同簡單式變速器相比，它可

29、縮短軸的長度，減少整個變速器的外部尺寸和重量，并且能方便地得到不止一個倒擋。 缺點： a．擋組間傳動比有對應關系，不易使每擋的2，(速度及牽引力)都很理想。 b．換擋操縱麻煩，有時要操縱兩個變速部分，若為插花換擋還不便記憶。 為了減少操縱動作，最好能順序換擋。為此要求重視擋次編排十使第滅擋組傳動比全部大于第11擋組，達到多數相領排擋的變換只需操縱主變速的目的，這樣才最為方便。 變速器是由變速傳動機構和操縱機構組成，需要時，還可以加裝動力輸出器。在分類上有兩種方按傳動比變化方式和按操縱方式的不同來分。 按傳動比變化方式來分： a)有級式變速器 這是目前使用最廣的一種。它采用

30、齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。按所用輪系型式不同，有軸線固定式變速器(普通變速器)和軸線旋轉式變速器(行星齒輪變速器)兩種。目前，轎車和輕、中型貨車變速器的傳動比通常有3-5個前進擋和一個倒擋，在重型貨車用的組合式變速器中，則有更多擋位。所謂變速器擋數即指其前進擋位數。 b)無級式變速器 傳動比在一定的數值范圍內可按無限多級變化，常見的有電力式和液力式(動液式)兩種。電力式無級變速器的變速傳動部件為直流串激電動機，除在無軌電車上應用外，在超重型自卸車傳動系中也有廣泛采用的趨勢。動液式無級變速器的傳動部件為液力變矩器。 c)綜合式變速器 是指由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液

31、力機械式變速器，其傳動比可在最大指與最小值之間的幾個間斷的范圍內作無級變化。 按操縱方式來分： a)強制操縱式變速器是靠駕駛員直接操縱變速桿換擋。 b)自動操縱式變速器其傳動比選擇和換擋是自動進行的，所謂“自動”，是指機械變速器每個擋位的變換是借助反映發(fā)動機負荷和車速的信號系統來控制換擋系統的執(zhí)行元件而實現的。駕駛員只需操縱加速踏板以控制車速。 c)半自動操縱式變速器 有兩種型式：一種是常用的幾個擋位自動操縱，其余擋位則由駕駛員操縱；另一種是預選式，即駕駛員預先用按鈕選定擋位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時，接通一個電磁裝置或液壓裝置來進行換擋。 本設計采用的是二軸式四檔變

32、速器。 2.3 轎車變速器機構方案的選擇 汽車變速器的結構方案必須滿足使用性能、制造條件、維修簡便及標準化、系列化和通用化等要求，應從齒輪型式、換擋結構、軸型布置、倒擋設置以及軸承型式、潤滑和密封等方面綜合考慮及全面評價，以求得到合理的設計方案。 a)齒輪型式 汽車變速器普遍采用直齒或斜齒的圓柱齒輪。前者嚙合性能較差、重合小、強度低、噪音大，僅在低擋和倒擋中使用；后者應用廣泛。本設計使用直齒。 b)換擋結構 汽車變速器的換擋方式常用有直齒滑移齒輪、嚙合套和同步器等三種方式。 直齒滑移齒輪的換擋結構簡單、緊湊；嚙合套換擋一般是配合斜齒圓柱齒輪副使用的。這兩種型式在滑移齒輪或嚙

33、合套的圓周速度與相嚙合的圓周速度不一致的情況下，會產生換擋沖擊與燥聲，容易引起齒輪的破壞和磨損。 采用同步器換擋可保證齒輪不發(fā)生換擋沖擊，同時操作輕便，縮短了換擋的時間，相應提高了汽車的加速性、經濟性、行使安全性，而且有利于實現操縱自動化。但是這種換擋方式的結構復雜、制造精度要求高，軸向尺寸有所增加。而本變速器就是應用的同步器換擋機構。 c)同步器的選擇 同步器是在接合套換擋機構基礎上發(fā)展起來的，除有接合套、花鍵轂、對應齒輪上的接合齒圈外，還增設了使接合套與對應接合齒圈的圓周速度達到并保持一致（同步）的機構，以及阻止二者在達到同步之前接合以防止沖擊的結構。 同步器有常壓式、慣性式、自行

34、增力式等種類，目前廣泛采用的是慣性式同步器。 類型:a：鎖環(huán)式慣性同步器，鎖銷式慣性同步器，滑塊式同步器。 本次設計采用鎖銷式慣性同步器。 2.4 變速器設計的基本要求 1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。 3）設置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置。 5）換擋迅速、省力、方便。 6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋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，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。 固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多

35、用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。兩軸式變速器有結構簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。兩軸式變速器不能設置直接擋，一擋速比不可能設計得很大。 第三章 變速器齒輪的設計 3.1確定車輪直徑 四個車輪承受的最大負荷為： m為汽車總質量：1700kg,g為重力加速度：9.8kN/ 。帶入數據得：49.98N。 根據輪胎的規(guī)格185/60R14S，可計算知，輪胎半徑=289mm。 3.2確定主減速器傳動比 原始設計條件 發(fā)動機功率 73kw 最高車速

36、 165km/h 發(fā)動機最大轉矩 164N·m 總質量 1700kg 平均轉速 3200r/min 車輪 185/60R14S 由發(fā)動機最大轉矩確定最大功率轉速： —最大功率轉速； —轉矩適應性系數，取值范圍：1.1~1.3，取值為：1.2； —最大功率 則將參數帶入計算得：=5100.56r/min，取整為：5101r/min。 利用公式計算主減速器傳動比： ：汽車最大車速：165km/h； ：汽車最大轉速，==5101 r/min； ：變速器最高檔傳動比，轎車一般為：0.8； ：主減速器傳動比； 計算得=4.236 3.3確定一擋傳動比

37、為避免在松軟地面上行駛時土壤受沖擊剪切破壞而損害地面附著力，應保證汽車能在極低車速下穩(wěn)定行駛。 為滿足汽車爬坡性的要求： 計算得到 根據驅動車輪與地面輻照條件確定： 即： 為道路附著系數，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， 這里初選 校核最大傳動比：=3.0~4.5 校核得到=3.5 在3.0~4.5之間，故 3.4各擋傳動比的確定 兩軸式變速器各檔傳動比都不設為整數，因為輸入軸和輸出軸直接嚙合，如果傳動比是整數的話會造成嚙合齒輪

38、副的不均勻磨損。每次嚙合的兩個齒都是隨機的，這樣會延長變速器的使用壽命。 —常數，也就是各擋之間的公比；各擋的傳動公比為 3.5確定中心距 初選中心距A時可根據下面的經驗公式計算： A= KA 式中 A —變速器中心距（mm）； KA —中心距系數，轎車：K=8.9~9.3 取9.3； Temax —發(fā)動機最大轉矩（N?m）； I1—變速器一擋傳動比2.8 ηg —變速器傳動效率，取96%； 所以 A= KA=9.3×=67.82mm 符合轎車變速器的中心距變化范圍65~80mm。 初選：A=68mm. 3.6初選齒輪

39、參數 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。 根據發(fā)動機排量選擇變速器齒輪的法向模數。 變速器用齒輪模數的范圍見表3-1： 表3-1 汽車變速器齒輪的法向模數 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

40、≤2.5 6.0＜≤14.0 >14.0 模數/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.0 所選模數值應符合國家標準GB/T1357-1987的規(guī)定， 故取齒輪的模數為：3.0 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°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。 3、螺旋角 隨著螺旋

41、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。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。 兩軸式變速器為20o~25o取o 4、齒頂高系數：在齒輪加工精度提高以后，在我國齒頂高系數為1.00。 3.7各擋齒數分配 1)一擋： = = =41.41取=43，則=10.898取=12

42、則=28 修正中心距：=則A=70.604取A=71則=24o 2)二擋： = = =41.41取=43，則=14.429，取=15，則 = 28 則A=70.604取A=71則=24o 3)三擋：==1.4， = =41.41取=43則=41.41取=43則=17.92則=18則=19, 則o,A=70.604取A=71 4)四擋： = = =41.41取=43則=41.41取=43則=23.89則=18則=19 則o,A=70.604取A=71 5)倒擋齒輪：（直齒） 倒擋選用的模數往往與一擋相近，故選用為=3.00 倒擋傳動比比

43、一擋略大些取=3.0 初選倒擋齒輪后齒數一般在21～23之間取=21取=39取=14 3.8求各擋齒輪的變位系數并進行修正 各擋齒輪的變位系數根據變位系數線圖來選?。? 表2-3 變位系數線圖 一擋： =70.604 A=71 A 進行角度變位： 則計算得=20.8602 則計算得 通過選擇變位系數線圖查得： 由u= 則在線圖的左側可以查得：，則 則 則：（1.0+0.33-0.028）3=3.906 （1.0+0.25-0.33）3=2.76 39.628 47

44、.440 34.108 （1.0-0.17-0.028）3=2.406 （1.0+0.25+0.17）3=4.26 102.372 107.184 93.852 二擋：=70.604 A=71 A 進行角度變位： 則計算得=20.8602 則計算得 通過選擇變位系數線圖查得： 由u= 則在線圖的左側可以查得：，則 則 則：（1.0+0.26-0.028）3=3.696 （1.0+0.25-0.26）3=2.97 49.535 59.927 43.595 （1.0-0.10-

45、0.028）3=2.616 （1.0+0.25+0.10）3=4.05 92.465 97.697 84.365 三擋：=70.604 A=71 A 進行角度變位： 則計算得=20.8602 則計算得 通過選擇變位系數線圖查得： 由u= 則在線圖的左側可以查得：，則 則 則：（1.0+0.25-0.028）3=3.66 （1.0+0.25-0.25）3=3 59.442 66.762 53.442 （1.0-0.09-0.028）3=2.646 （1.0+0.25+0.09）3=4.

46、02 82.558 87.850 74.518 四擋：=70.604 A=71 A 進行角度變位： 則計算得=20.8602 則計算得 通過選擇變位系數線圖查得： 由u= 則在線圖的左側可以查得：，則 則 則：（1.0-0.05-0.028）3=2.77 （1.0+0.25+0.05）3=3.9 79.256 84.796 71.456 （1.0+0.21-0.028）3=3.546 （1.0+0.25-0.21）3=3.12 62.744 69.836 56.504

47、 倒擋： =96 則 則倒擋傳動比合適 （1.0+0.3-0）3=3.9 （1.0+0.25-0.3）3=2.85 =66 73.8 60.3 （1.0-0.21-0）3=2.37 （1.0+0.25+0.21）3=4.38 =39 43.74 33.3 （1.0-0.21-0）3=2.37 （1.0+0.25+0.21）3=4.38 =90 94.74 81.24 倒擋軸中心距：

48、 第四章 齒輪校核 齒輪損壞形式主要有：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部被破壞及齒面膠合。 齒輪常出現輪齒彎曲折斷，需校核輪齒強度與齒面接觸應力。 4.1計算各軸的轉矩 發(fā)動機最大扭矩為164N.m，最高轉速5101r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 輸入軸 ==164N.m 輸出軸 ==164×0.96×0.99=155.87N.m 倒擋軸 =164×0.96×0.99×2.31=249.38N.m 4.2輪齒

49、強度計算 輪齒彎曲強度計算 (a) 直齒輪彎曲應力 圖4-1 齒形系數圖 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4.1。 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

50、荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 計算倒擋齒輪10，11，12的彎曲應力，， =22，=13，=30， =0.160,=0.155，=0.168， = =584.05MPa<400～850MPa = =222.12MPa<400～850MPa = =258.41MPa<400～850MPa = =315.84MPa<400～850MPa (b)斜齒輪彎曲應力 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=7

51、.0 —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7，8的彎曲應力 =12，=31，=0.168，=0.126，=164Nm， =24.708° = =221.15MPa<100～250MPa = =264.08MPa<180～350MPa （2）計算二擋齒輪5，6的彎曲應力 =15，=28，=0.168，=0.175，=1641N.m，=24.708° = =176.92MPa<180～350MPa =

52、 =171.22MPa<180～350MPa （3）計算三擋齒輪3，4的彎曲應力 =18，=25，=0.147，=0.155，=1641N.m，=24.708 = =168.50MPa<180～350MPa ==149.89MPa<180～350MPa （4）計算四擋齒輪1，2的彎曲應力 =24，=18，=0.165，=0.155，=164N.m，=124.69N.m， =24.708° = =97.57MPa<180～350MPa = =112.82MPa<180～350Mpa （c）輪齒接觸應力σj 式

53、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4.1。 彈性模量=210 N·mm-2 表4-2　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

54、 1300～1400 650～700 （1）計算一擋齒輪7,8的接觸應力 mm，mm =21.22 =8.21 =1564.17MPa<1900～2000MPa =1359.49MPa<1900～2000MPa （2）計算二擋齒輪5，6的接觸應力 mm mm =10.27 =8.21 =1301.26MPa<1300～1400MPa =1359.49MPa<1300～1400MPa （3）計算三擋齒輪3,4的接觸應力 mm mm =15.74 =17.32 =1030.52MPa<1300～1400MPa =975.66MPa<1300～1400MPa

55、 （4）計算四擋齒輪1，2的接觸應力 mm mm =16.42 =13.03 =918.60MPa<1300～1400MPa =931.80MPa<1300～1400MPa （5）倒擋齒輪10，11，12的接觸應力 mm, mm =3×30=90mm =11.287 =6.669 =18.464 =1553.00MPa<900～2000MPa =1870.41MPa<1900～2000Mp =1172.39MPa<1900～2000MPa =1229.58MPa<1900～2000MPa 齒輪材料為40Cr, 40Cr為中碳調制鋼，是機械制造業(yè)使用最廣泛的

56、鋼之一。調質處理后具有良好的綜合力學性能，良好的低溫沖擊韌性和低的缺口敏感性。該鋼具有最佳的綜合力學性能，淬透性高于45鋼，適合于高頻淬火，火焰淬火等表面硬化處理等。 第五章 軸的設計及校核 5.1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。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部

57、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。 軸材料選為20CrMnTi。20CrMnTi是滲碳鋼，滲碳鋼通常為含碳量為0.17%-0.24%的低碳鋼。汽車上多用其制造傳動齒輪，是中淬透性滲碳鋼中Cr Mn Ti 鋼，其淬透性較高，在保證淬透情況下，具有較高的強度和韌性，特別是具有較高的低溫沖擊韌性。20CrMnTi表面滲碳硬化處理用鋼。良好的加工性，加工變形微小，抗疲勞性能相當好。 5.2 軸的強度計算 a）初選軸的直徑 按扭轉強度法進行最小直徑計算 故最小直徑選18mm。 支撐點距離為203mm,一擋齒輪到兩支點的距離分別為：55.8，114.5

58、。 c)一擋齒輪的各個分力： 102.372N d）軸的強度校核 則在水平面上：FA×203=Fr×58.5FA=1035.80N 則水平面上受到的力矩：Mc=1496731N.mm 在豎直面上：＇==5345.09N 水平面上受到的力矩為：Ms=772365N.mm 該軸所受的彎矩為：T=459200 N.mm 故危險截面受到的合成彎矩為：=1745742.255N.mm 在彎矩和轉矩聯合作用下，軸的應力應為： =195.138Mpa<400Mpa 故軸的強度符合要求 e)軸的剛度校核 若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用下式計算

59、 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。 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

60、超過0.002rad[18]。 故該軸符合剛度條件，該軸合格。 第六章 軸承校核 6.1軸承的校核 6.1.1 輸入軸的軸承校核 軸承的材料采用GCr9，GCr9鋼是一種合金含量較少、具有良好性能、應用最廣泛的高碳鉻軸承鋼。經過淬火加回火后具有較高的硬度、均勻的組織、良好的耐磨性、高的接觸疲勞性能。該鋼冷加工塑性中等，切削性能一般，焊接性能差，對形成白點敏感性能大，有回火脆性。用于制作各種軸承套圈和滾動體。 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸軸承型號，61804（左，內徑為20mm），61904（右，內徑為20mm）

61、，轉速n=5101r/min,查《機械設計手冊》左側軸承，，e=0.3,y=2。右側軸承，，e=0.30，y=2。軸承的預期壽命為：Lh′=16×365×10=58400h 計算軸承當量動載荷P 39.628 則：Fr1×203=Fr7×58.5=955.64N Fr2×203=Fr7×144.5=2360.05N 故軸承的附加軸向力：Fs1= Fr1/2Y=238.91N Fs2= Fr2/2Y=590.01N Fs1+Fa1=4047.3N Fs2=590.01N Fa2= Fs1+Fa1=4047.3N Fa1= Fs2=590.01N 則：，故右側軸承

62、X=0.67，左側軸承X=0.4 ，為考慮載荷性質引入的載荷系數 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2[0.4×955.01+2×4047.3]=10171.92N =1.2[0.67×2360.05+2×590.01]=3313.50N 左側軸承壽命命 ，為壽命系數，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。 =708460565.9h＞=58400h合格[19,20]。 右側軸承壽命 ，為壽命系數，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。 ＞=58400h合格[19,20]。 6.1.2 輸出軸軸承校核 軸承安裝方式采用反裝，即背靠背，背靠背安裝承受的荷載和承載力

63、矩最大，軸向定位最好；面對面有一定的軸向游隙，荷載小，基本不使用。 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸軸承型號30208（左，內徑為40mm），30205（右，內徑為25mm），轉速n=1821.78r/min,查《機械設計手冊》右側軸承，，e=0.3,y=2。左側軸承，，e=0.30，y=1.9。軸承的預期壽命為：Lh′=16×365×10=58400h 則：Fr1×203=Fr7×58.5=1035.79N Fr2×203=Fr7×144.5=2558.504N ，故軸承的附加軸向力：Fs1= Fr1/2Y=258.95N Fs2= Fr2/2Y=639.626N F

64、s1+Fa1=4386.76N Fs2=639.626N Fa2= Fs1+Fa1=4386.76N Fa1= Fs2=639.626N 則：，故右側軸承X=0.67，左側軸承X=0.4 ，為考慮載荷性質引入的載荷系數，見《機械設計原理與設計》 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2[0.4×1035.79+1.9×639.626]=1955.53N =1.2[0.67×2558.504+2×4386.76]=12585.26N 左側軸承壽命命 ，為壽命系數，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。 ＞=58400h合格[19,20]。 右側軸承壽命 ，為壽命系數，對球軸

65、承=3；對滾子軸承=10/3。 =204561.54＞=58400h合格[19,20]。 故軸承合格。 經濟技術分析 1、汽車變速器市場分析 中國汽車變速器市場正處于高速發(fā)展期。2007年中國汽車銷售879.15萬輛，2008年汽車產銷量將突破900萬，2010年汽車銷售規(guī)模將達到1263萬輛。在汽車行業(yè)市場規(guī)模高速增長的情況下，中國變速器行業(yè)面臨著重大機遇。2006年我國汽車變速器市場規(guī)模達300億元人民幣，并且以每年超過20%的速度增長，預計2010年有望達到600億元。依靠科技進步和自主創(chuàng)新，已形成年產銷汽車變速器100萬臺、齒輪5000萬只和汽車鍛件10萬噸的綜合生產能力。汽

66、車變速器產品在4檔—16檔市場領域實現了全方位覆蓋，廣泛匹配于輸入扭矩300—3000牛米、載重量2噸—60噸之間的重型車、大客車、中輕型卡車、工程用車和低速貨車等各種車型，被國內50多家主機廠的上千種車型選為定點配套產品。法士特變速器在國內8噸以上重型汽車配套市場占有率78%，15噸以上配套市場占有率超過90%，重型變速器產銷量世界第一。 2、結構分析 殼體：殼體是基礎件，用以安裝支承變速器全部零件及存放潤滑油。其上有安裝軸承的精確鏜孔。變速器承受變載荷，所以殼體應有足夠的剛度，內壁有加強，形狀復雜，多為鑄件(材料為灰鑄鐵，常用HT200)。 傳動部分：是指齒輪、軸、軸承等傳動件。軸的幾何尺寸通過強度、剛度計算確定。因主要決定于剛度，而碳鋼與合金鋼彈性模量近乎相等，所以一般用碳鋼(常用45鋼)。只有齒輪與軸制成一體或軸載荷嚴重才用合金鋼。軸與齒輪多為花鍵聯接(對中性好，能可靠傳遞動力，擠壓應力小等)。軸的花鍵部分和放軸承處經表面淬火處理。軸多用滾動軸承支承，潤滑簡單，效率高、徑向間隙小，軸向定位應可靠。潤滑方式多用飛濺(υ>25m/s，只要粘度適宜可甩到壁上)。 操縱部分