车辆工程毕业设计82大众速腾轿车五档手动变速器设计说明书

车辆工程毕业设计82大众速腾轿车五档手动变速器设计说明 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 第1章 绪 论 1.1 本次设计的目的意义 随着经济和科学技术的不断发展，汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。而随着我国人民生活水平的不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。 在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车工业面临的是机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。在面临着前所未有机遇同时不得不承认在许多技术上，我国与发达国家还存在着一定的差距。 发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。在经济方面考虑合适的变速器也非常重。本次设计对轿车变速器的结构进行了介绍，阐述了轿车主要参数的确定，在机构方面选择了机械式变速器确定变速设计的主要参数，在变速器的寿命方面以及与变速器相关的操纵机构也进行了介绍。 1.2 变速器的发展现状 汽车问世百余年来，特别是从汽车的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车已经成为世界经济的发展、为人类进入现代生活，产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步做出了不可磨灭的巨大贡献，掀起了一场划时代的革命。自从汽车采用内燃机作为动力装置开始变速器就成为了汽车重要的组成部分，现代汽车广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点，但其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，故其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾，这对矛盾靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。因此在汽车传动系中设置了变速器和主减速器，以达到减速增矩的目的。变速器对整车的动力性与经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着较为直接的影响。汽车行驶的速度是不断变化的，即要求汽车变速器的变速必要尽量多，尽管传统的齿轮变速器并不理想但以其结构简单、效率高、功率大三大显著特点依然占领者汽车变速器的主流地位。虽然传统机械师的手动变速器具有换挡冲击大，体积大，操纵麻烦等诸多缺点，但仍以其传动效率高、生产制造 1 工艺成熟以及成本低等特点，广泛应用于现代汽车上。 早在1889年，法国标致研制成功世界上第一台手动机械式4挡齿轮传动汽车变速器。在现在汽车中，变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数作优化匹配，可得到良好的动力性与经济性;采用自锁及互锁装置，倒档安全装置可使操纵可靠，不跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档;采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声;采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换 [9]。 挡机构等新结构也相继问世 到目前为止变速器主要经历了以下发展阶段: 1)手动变速器 手动变速器(MT:Manual Transmission)主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶的换挡工作，也就是通过操纵机构式变速器内不同的齿轮副工作。如在低速时，让让传动比大的齿轮副工作，而在高速时让传动比小的齿轮副工作。由于每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的速度比是个定值。手动变速器是最常见的变速器，它的基本构造用一句话概括，就是两轴一中轴，即指输入轴、输出轴和中间轴，它们构成了变速器的主体，当然还有一根倒档轴。手动变速器又称为手动齿轮变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合达到变速变矩的目的。手动变速器的换挡操作可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、故障相对较低、物美价廉。 手动变速器也有自身的缺点:在当今的大城市中，“堵车”现象愈演愈烈，驾驶员需要频繁地踩离合器换挡，体力消耗大，发动机很难工作在最佳的状态，动力性没有完全发挥，经济性差，排气中有害物质含量高，污染严重。 2)自动变速器 自动变速器(AT:Automatic Transmission)是根据车速和负荷来进行双参数控制，档位根据上面的两个参数来自动升降。AT与MT的共同点，就是二者都是有级式变速器，只不过AT能根据车速的快慢来自动实现换挡，可以消除手动变速器“顿挫”的换挡感觉。AT的结构与手动变速器相比，液力自动变速器在结构和使用上有很大不同。手动变速器主要由齿轮和轴组成，通过不同的齿轮组合产生变速变矩;而自动变速器是液力变矩器、行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩。自动变速器采用液力便举起来代替离合器，因此减少了离合器换挡 2 带来的冲击，档位少变化大，连接平稳，因此容易操作，提高驾驶方便性，减少驾驶员的劳动强度，也提高了驾驶员的舒适性。 自动变速器也存在不足之处:一是对速度变化反应慢，没有手动离合器灵敏，因此许多驾驶员选用手动变速器车;二是费油不经济，液力变矩器的传动效率不高，变矩范围有限，近几年引入电子控制技术对此做了改进;三是机构复杂，维修困难。在液力变矩器内告诉循环流动的液压油会产生高温所以要用指定的耐高温液压油。 机械式自动变速器是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成主要改变了手动换挡操纵部分。即在手动变速器结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。机械式自动变速器控制单元(简称ECU)的输入信号有驾驶员的意图(加速踏板的位置和党委的选择)和汽车的工作状态(包括发动机转速、节气门开度、车速等) 3)无级变速器 无级变速器(CVT:Continuously Variable Transmission)，又称为连续变速式无级变速器。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别是它省去了复杂而笨重的齿轮组合变速传动。金属带式无级变速器主要包括主动轮组、从动轮组、金属带和液压泵等基本部件主动和被动工作轮由固定和可动两部分组成，形成V型槽，与金属片构成的金属带啮合。当主动轮和被动轮和被动轮可动部分作轴向移动时，相应改变主动轮与从动轮上传动带的接触半径，从而改变传动比。可动轮的轴向移动通过液压控制系统进行连续的调节可实现无级变速。 4)无限变速式机械无级变速器 无限变速式机械无级变速器(IVT:Infinitely Variable Transmission)由英国Torotrak公司研发出来，只是业界一直将他视为CVT，直至2003年3月在美国底特律举行的SAE(美国汽车工程师学会)年会上才将他单独分类。IVT采用的是一种摩擦板式变速原理。早在1905年就出现过这种无级变速器，它由圆盘和滚轮构成，结构简单，但由于摩擦本身带来的能量损耗大，发热量高，传递转矩小和材料不耐用等缺点，没有进行批量生产。这种变速器原理便是今天的IVT的基础。 IVT与其它自动变速器之一是不使用变矩器，Torotrak 公司开发的IVT使用了2套离合器，驱动力由一套称为Variato的装置传递，通过锁止离合器和行星齿轮机构将动力传递至传动轴。IVT的核心部分由输入传动盘、输出传动盘分别位于两端，输出传动盘只有1个位于中间位置，Variato传动盘则夹于输入传动盘和输出传动盘中间，他们之间的接触点以润滑油作介质，金金属间不接触， 3 [12]通过改变Variato装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化。 回顾变速器的技术的发展可以清楚的知道，变速器作为汽车传动系统的主要组成部分，其技术的发展是衡量汽车技术水平的一项主要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器的发展。并且向着节能与环境保护;应用新型材料;高性能、成本低、微型化;智能化、集成化发展。 1.3 变速器设计面临的主要问题 在汽车工业高速发展的今天，随着世界燃油价格的日益上涨和运用在汽车各种配件上的技术日趋成熟，变速器发展面临的主要问题如下: 1. 如何设计出节能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临的 一个巨大问题。 2. 自动变速器之所以发展如此迅速是因为它操纵起来简单方便，但同时也减少了 驾车乐趣。因此，在不减少驾车娱乐性的同时，又能使操纵更加方便快捷，也 是变速器设计时要考虑的一个重要问题。 3. 如何设计出结构简单、传动效率更高、使汽车车速变化更加平稳以及驾车舒适 性更高的变速器，则一直都是变速器设计所要攻克的技术难关。 4 第2章 变速器的总体 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 设计 2.1 变速器的功用及设计要求 变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动轮牵引力以及车速的不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在启动发动机以 [7]及汽车滑行或停车时使发动机传动系保持分离;必要时还应有动力输出功能。 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求: 1.保证汽车有必要的动力性和经济型。 2.设置空挡。用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3.设置倒档，使汽车能倒退行驶。 4.设置动力传输装置，需要时进行功率输出。 5.换挡迅速、省力、方便。 6.工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。 7.变速器应有高的工作效率。 8.变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应该满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。 满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。 2.2变速器传动机构的形式选择与结构分析 变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式。有级变速器根据前进挡的不同可以分为三、四、五档和多档变速器;按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线和综合式。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。 2.2.1三轴式变速器与两轴式变速器 5 现代汽车大多采用三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。 三轴式变速器如图2.1所示，其第一周的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪声也小，这是三轴式变速器的主要优点。其它前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是:除直接档外其他各档的传动效率有所下降。 1. 第一轴;2.第二轴;3.中间轴 图2.1轿车三轴式四档变速器 1.第一轴;2.第二轴;3.同步器 图2.2轿车两轴式变速器 两轴式变速器如图2.2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力传动系统紧凑、 6 操纵性良好且可使汽车质量降低6%-10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传东西的结构简单。如图所示两轴式变速器的输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可使用螺旋锥齿轮或双面齿轮;当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮外，其他档均采用常啮合齿轮传动;个档的同步器多装在输出轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难;而高档的同步器也可装在输入轴后端如图所示。 两轴式变速器没有直接档因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是他的缺点。另外低档传动比的上限也受到较大的限制，但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。 本设计的变速器采用两轴式变速器。 2.2.2倒档的布置方案 常见的倒档结构方案有以下几种: 图2.3倒档布置方案 图2.1a为常见的倒档布置方案。在前进挡的传动路线中加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛应用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。 图2.1b所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合使换挡困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。 图2.1c所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换挡程序不合理。 图2.1d所示方案针对前者的缺点作了修改，因而经常载货车变速器中使用。 图2.1e所示方案将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。 7 图2.1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。 为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-61所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些 本设计采用图2f所示的传动方案。 2.3 变速器主要零件的结构方案分析 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构形式、轴承型式等因素。 2.3.1齿轮型式 齿轮型式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。 有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮使用寿命长，工作时噪声低;缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使斜齿圆柱齿轮数增加，导致变速器的转动惯量增大。 直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。 2.3.2 换挡结构形式 现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种形式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛用于各式变速器中。 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。 2.3.3 轴承型式 变速器轴承采用圆锥滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆柱滚子轴承、滑动轴套等。 在本设计中采用圆锥滚子轴承和滚针轴承。 2.4传动方案的最终确定 通过对变速器型式、传动方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图2.4 8 图2.4变速器传动简图 2.5本章小结 本章主要对变速器的功用进行了介绍，对变速器传动机构的型式与结构进行了分析对两轴式、三轴式变速器进行了介绍并结合已有的变速器传动方案在本次设计的基础上对变速器的传动方案进行最终的确定，并对变速器上主要零件的结构方案进行了分析与介绍。 9 第3章 变速器主要参数的选择与计算 3.1设计初始数据 最高车速: =185Km/h uamax Pemax 发动机功率:=74KW TemaxN,m 转矩: =145 总质量: =1353Kg ma 车轮: 205/55R16 r=315.95 3.2变速器各挡传动比的确定 初选传动比: nr = (3.1) uamaxiigmax0 u式中: —最高车速 amax n —发动机最大功率转速 —车轮半径 r —变速器最小传动比 乘用车取0.85 igmax i —主减速器传动比 0 PemaxT=9550× (3.2) emaxnp 74n 所以，=9550×=4874r/min p145 ,3nr4847，315.95，10pi=0.377×=0.377×=3.9 (3.3) 00.8，185iugmaxamax i最大传动比的选择: g1 ?满足最大爬坡度。 10 ,,Grf，，cos，sini (3.4) ,g1Ti,emax0T式中:G—作用在汽车上的重力，，—汽车质量，—重力加速度，mG,mgg =13530N; G,mg .—发动机最大转矩，=145Nm; TTemaxemax —主减速器传动比，=3.9 ii00 —传动系效率，=90%; ,,TT —车轮半径，=0.316m; rr —滚动阻力系数; f ,—爬坡度，取,=16.7? ig1,2.52带入数值计算得 ? ?满足附着条件: Tii,emaxg10T,F ?φ (3.5) z2r Φ为附着系数，取值范围为0.5-0.6，取为0.6 F为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取70%mg ; z2 i计算得?5.418 ; ? g1 ii由??得2.52??5.418 ; 取=3.4 ; g1g1 i3.4g1,,4.25校核最大传动比 ; i0.8gmax 在3.0~4.5范围内，故符合。 其他各挡传动比的确定: 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系: iiiig1g2g3g4,,,,q (3.6) iiiig2g3g4g5式中:—常数，也就是各挡之间的公比;因此，各挡的传动比为: q 11 432 ，，， i,qi,qi,qi,qgggg4123 4n,13.2==1.44 q,ig1 所以其他各挡传动比为: 32 i=3.45， i==2.36，i==1.64，i==1.14 ，i=0.8 qqqg1g2g3g4g53.3中心距A的确定 初选中心距:发动机前置前驱的乘用车变速器中心距A，可根据发动机排量与变速器中心距A的统计数据初选。 3A=K T，i，,，emax1ga ,KK——中心距系数;=8.9~9.3.， ——变速器传动比 ，——变速器传动igaa1 ,T效率 取=96%，——发动机的最大输出转矩，单位为(Nm); gemax 3—72.83 所以A初选: 72mm A,(8.9~9.3)145，3.45，0.96,69.6991.43 3.4齿轮参数 3.4.1 模数 对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数;从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的 m接合齿模数相同。其取值范围是:乘用车和总质量在1.8,14.0t的货车为2.0,a m3.5mm;总质量大于14.0t的货车为3.5,5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，a 有利于换挡如图表3.1与表3.2。 表3.1 汽车变速器齿轮法向模数 m货车的最大总质量/t 乘用车的发动机排量V/L a 车型 mm6.0,?14 ,14.0 1.0?V?1.6 1.6,V?2.5 aa m模数/mm 2.25,2.75 2.75,3.00 3.50,4.50 4.50~6.00 n 12 表3.2 汽车变速器常用齿轮模数 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 —— 发动机排量为1.6L，根据表2.2.1及2.2.2，齿轮的模数定为2.25-2.75mm。 3.4.2 压力角 , 理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5?、15?、16?、16.5?等小些的压力角;对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5?或25?等大些的压力角。 国家 规定 关于下班后关闭电源的规定党章中关于入党时间的规定公务员考核规定下载规定办法文件下载宁波关于闷顶的规定 的 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 压力角为20?，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20?。 3.4.3 螺旋角 , 实验证明:随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。 乘用车两轴式变速器螺旋角:20?,25? 3.4.4 齿宽 b k直齿b,km，为齿宽系数，取为4.5,8.0，取7.0; cc kb,km斜齿，取为6.0,8.5。 ccn 3.4.5 齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00. 3.5本章小结 本章通过对初始数据的计算确定变速器的最大传动比，然后根据最大传动比，确定挡数及各挡传动比的大小，初选变速器的中心距。然后确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数的计算做准备。 13 第4章 齿轮的设计计算与校核 4.1齿轮的设计与计算 4.1.1 一挡齿轮齿数的分配 cos,一挡齿轮为斜齿轮，模数为2.75，初选=23? Z2i,一挡传动比为 (4.1) g1Z1 为了求，的齿数，先求其齿数和Z， ZZh12 A2cos,Z,斜齿 (4.2) hmn 2，72cos23:　 ==48.2取整为48 2.75 即=11 =37 ZZ21 对中心距进行修正 A ZZ因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和hh A齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依A 据。 2.75，(11，37)mZnhA,==71.7mm (4.3) 02cos23:2cos, 对一挡齿轮进行角度变位: ,,,,端面啮合角 : tan=tan/cos (4.4) ttn ？, =21.43? t A,,o,,啮合角 : cos= (4.5) cos,tttA ,？, =22.03? t ,,0.42变位系数之和 (4.6) n, 14 z2u,,3.45查变位系数线图得: ,,0.47,,,0.0512z1 mZnh对修正 A,,02cos, mz，z，，12n,,arccos,23.562A0 (4.7) 计算一挡齿轮1、2参数: 分度圆直径 =2.75×11/cos23?=33mm d,mz/cos,1n1 =2.75×37/23?=111mm d,mz/cos,2n2 ,齿顶高 =3019mm ，，h,h，,,,yma1an1nn , =1.76mm ，，h,h，,,,yma2an2nn式中: =0.11 y,(A,A)/mn0n ,y,,,y= 0.42-0.11 = 0.31 nn,n ,,，，h,h，c,,m齿根高 =2.145mm f1an1n ,,，，h,h，c,,m =3.575mm f2an2n齿顶圆直径 d,d，2h=36.38mm a11a1 d,d，2h=114.52mm a22a2 d,d,2h齿根圆直径 =28.71mm f11f1 d,d,2h =103.85mm f22f2 3Z,Z/cos, 当量齿数 =14.28 v11 3Z,Z/cos, =48.04 v22 4.1.2 二挡齿轮齿数的分配 ,二挡齿轮为斜齿轮，模数为2.75，初选=25? 15 Z4i, 2gZ3 ，，mZ，Zn34 A,2cos, 2Acos,2，72cos25:==48.2取整为48 ，,ZZ342.75mn =14 =34 ZZ34 对二挡齿轮进行角度变位: ，，mZ，Zn34理论中心距 =71.7mm A,o2cos,端面压力角 tan,=tan/cos ,,tn , =21.43? t A,ocos,,cos,端面啮合角 ttA , ,,22.03:t 变位系数之和 0.3 ,,n, z4u,,2.33,,查变位系数线图得: 0.3 ,=0.41 n3,z3 ,,,,,0.11= ,n34, mZnh对修正 A,,02cos, mz，z，，34n ,,arccos,23.56?2A0 二挡齿轮参数: zm3n分度圆直径 =42mm d,3cos, 16 zm4n =102mm d,4cos, ,齿顶高 =3.355mm ，，h,h，,,,yma3an3nn , =1.925mm ，，h,h，,,,yma4an4nn式中: = 0.11 y,(A,A)/mn0n =0.19 ,y,,,ynn,n ,,齿根高 =2.31mm ，，h,h，c,m,f3ann3n ,, =3.74mm ，，h,h，c,,mf4ann4n齿顶圆直径 =48.71mm d,d，2ha33a3 =105.85mm d,d，2ha44a4 =37.38mm 齿根圆直径 d,d,2hf33f3 =94.52mm d,d,2hf44f4 3z,z/cos, 当量齿数 =18.18 v33 3z,z/cos, =44.14 v44 4.1.3 三挡齿轮齿数的分配 三挡齿轮为斜齿轮，初选=22?模数为2.75 , Z6i, 3Z5 =1.66 ，，mZ，Zn56 A,2cos, Z,Z，Z =48 h56 ZZ得=18，=30 56 对三挡齿轮进行角度变为: 17 ，，mZ，Zn56理论中心距 =71.18mm A,o2cos,5,6端面压力角 tan=tan/cos ,,,tn =21.43? ,t A71.18,ocos,,cos,端面啮合角 =cos21.43: ttA72 , ,,23.04:t变位系数之和 0.62 ,,n, z6u,,1.63,,查变位系数线图得: =0.42 = 0.2 56z5 mZnh对修正 A,,02cos, mz，z，，56n ,,arccos,23.55?2A0 三挡齿轮5、6参数: zm5n分度圆直径 =54mm d,5cos, zm6n =90mm d,6cos, ,齿顶高 =2.283mm h,，，h，,,,yma5an5nn , =2.288mm h,，，h，,,,yma6an6nn y,(A,A)/m式中: = 0.3 n0n ,y,,,y =0.32 nn,n ,,，，h,h，c,,m齿根高 =2.283mm f5ann5n ,,，，h,h，c,,m =3.938mm f6ann6n d,d，2h齿顶圆直径 =56.245mm a55a5 18 =84.686mm d,d，2ha66a6齿根圆直径 =46.191mm d,d,2hf55f5 =74.633mm d,d,2hf66f6 3 当量齿数 =26.389 z,z/cos,v555,6 3 =42.660 z,z/cos,v665,6 4.1.4 四挡齿轮齿数的分配 四挡齿轮为斜齿轮，初选=22?模数=2.75 ,mn Z8i, 4gZ7 1.16 = ，，mZ，Zn78 A,2cos, Z，Z,48.5578 =22.47，取整为22=26 ZZ87 对四挡齿轮进行角度变位: ，，mZ，Zn784理论中心距 =71.18mm A,o2cos, ,,,端面压力角 tan=tan/cos tn , =21.43? t A,ocos,,cos,端面啮合角 ttA , ,,23.03:t ,,变位系数之和 0.58 n, z8u,,1.17,,查变位系数线图得: =0.48 = 0.1 78z7 19 mZnh对修正 A,,02cos, mz，z，，78n ,,arccos,23.55?2A0 四挡齿轮7、8参数: zm7n分度圆直径 =65.99mm d,7cos, zm8n =77.99mm d,8cos, ,齿顶高 =3.3mm ，，h,h，,,,yma7an7nn , =2.26mm ，，h,h，,,,yma8an8nn式中: =0.3 y,(A,A)/mn0n =0.28 ,y,,,ynn,n ,,齿根高 ，，=2.12mm h,h，c,,mf7ann7n ,,，， =3.16mm h,h，c,,mf8ann8n齿顶圆直径 d,d，2h=72.6mm a77a7 d,d，2h=80.51mm a88a8 d,d,2h齿根圆直径 =61.76mm f77f7 d,d,2h =70.8mm f88f8 3z,z/cos, 当量齿数 =28.56 v77 3z,z/cos, =33.75 v88 4.1.5 五挡齿轮齿数的分配 m,五挡齿轮为斜齿轮，初选=25?模数=2.75 n Z10i, 5gZ9 20 = 0.8 ，，mZ，Zn910 A,2cos, Z，Z,47.46 取整为47 910 =26 =21 ZZ109 对五挡齿轮进行角度变位: ，，mZ，Zn109理论中心距 =71.3mm A,o2cos,端面压力角 tan,=tan/cos ,,tn ,=21.88? t A,ocos,,cos,端面啮合角 ttA , ,,23.23:t 变位系数之和 0.58 ,,n, Z10u,,0.79查变位系数线图得: = 0.25 = 0.33 ,,910Z9 mZnh对修正 A,,02cos, mz，z，，910n ,,arccos,23.55?2A0 五挡齿轮9、10参数: zm9n分度圆直径 =79.69mm d,9cos, zm10n =54.34mm d,10cos, ,齿顶高 ，，h,h，,,,ym=1.98mm a9an9nn ,，， h,h，,,,ym=2.2mm a10an10nn 21 式中: =-0.25 y,(A,A)/mn0n =0.53 ,y,,,ynn,n ,,齿根高 =2.75mm ，，h,h，c,,mf9ann9n ,, =2.53mm ，，h,h，c,,mf10ann10n齿顶圆直径 =83.65mm d,d，2ha99a9 =68.74mm d,d，2ha1010a10齿根圆直径 =74.19mm d,d,2hf99f9 =58.28mm d,d,2hf1010f10 3 当量齿数 z,z/cos,=35.96 v99 3 z,z/cos,=29.04 v1010 4.1.6 倒挡齿轮齿数的分配 Z倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在21,23之间，初选13 ,ZZ后，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距。初选=13，=23，则: ZA121113 1,AmZZ，，,， 11132 1，，，2.75，13，21= 2 =49.5mm 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有 D0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为 e11 DDe11e12，0.5，,A 22 D,2A,D,1 e11e12 =2×72,2.75×(13+2),1 =101.75mm 22 De11Z,,2 12m 101.75 =,2 2.75 =35 计算倒挡轴和输出轴的中心距 ,,A ，，mz，z,,1311A, 2 2.75，2，35，， = 2 =81.1mm 计算倒挡传动比 zz1311i,， 倒zz1211 =2.77 4.2轮齿的强度计算与材料选择 4.2.1 齿轮的损坏原因 齿轮的损坏形式分三种:齿轮折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。 4.2.2齿轮材料的选择原则 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对 如对硬度?350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30,50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。 3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值: m,3.5渗碳层深度0.8,1.2 法 23 时渗碳层深度0.9,1.3 m,3.5法 时渗碳层深度1.0,1.3 m,5法 表面硬度HRC58,63;心部硬度HRC33,48 [12]对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2;表面硬度HRC。 48~53 对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnM，20CrNiM，12Cr3A等钢材，OO [13]这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。 4.2.3计算各轴的转矩 .发动机最大扭矩为145Nm，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效 率96%。 .输入轴 T=T=145×99%×96%=137.81 Nm ,,1emax承离 .输出轴一挡 =137.81×0.96×0.99×38/11=452.46Nm T,T,,i1111承齿 .输出轴二挡 =137.81×0.96×0.99×35/15=305.61Nm T,T,,i1212承齿 .输出轴三挡 =137.81×0.96×0.99×31/19=213.7Nm T,Ti1323 .输出轴四挡 =137.81×0.96×0.99×27/23=153.75Nm T,Ti1424 .输出轴五挡 =137.81×0.96×0.99×22/28=102.91Nm T,Ti5152 .2倒挡 =150×(0.96×0.99)×37/13=354.28Nm T,T(,,)i承倒齿倒1 4.2.4轮齿弯曲强度计算 ,1、倒档直齿 轮弯曲应力如图4.1 w TKK2gf,,, (4.8) w3,mzKyc ,式中:—弯曲应力(MP); aw .T—计算载荷(Nmm); g KK—应力集中系数，可近似取=1.65; ,, K—摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯f 24 曲应力的影响也不同;主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9; KKff —齿宽(mm); b —模数; m —齿形系数，如图4.1。 y 图4.1 齿形系数图 TT当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用gemax弯曲应力在400,850MP，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应a 力应取下限。 ,,,计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力 ，， w11w12w13 zyzzyy=13，=37，=23，=0.136，=0.132，=0.149， 131311121112 2TKKf,,, w113,mzKy11c11 2，137.81，1.65，1.13，10= 3,2.75，13，7，0.136 =618.98MPa<400,850MPa 2TKKf,,, w123,mzKy12c12 25 2，354.28，1.65，0.93 = ，103,2.75，37，7，0.132. =471.3MPa<400,850MPa 2TKKf,, ,w133,mzKy13c13 2，137.81，23/23，1.65，0.93 = ，103,2.75，23，7.0，0.149 = 462.26MPa<400,850MPa 2、斜齿轮弯曲应力 ,w ,TK2cos,g, (4.9) ,w3,zmyKKnc, T式中:—计算载荷，N?mm; g m—法向模数，mm; n —齿数; z ,—斜齿轮螺旋角; KK—应力集中系数，=1.50; ,, 3—齿形系数，可按当量齿数在图中查得; z,zcos,yn K—齿宽系数 c KK—重合度影响系数，=2.0。 ,, TT当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮gemax 和高挡齿轮，许用应力在180,350MP范围，对货车为100,250MP。 aa ,,(1)计算一挡齿轮1，2的弯曲应力 ， w1w2 ..T=11，=37，=0.16，=0.13，=452.46Nm，=137.81Nm， zyTzy1121121 ,TK2cos,1,, w13,zmyKK1n1c, 。2，137.81，cos23.56，1.503，10= 3,11，2.75，0.16，7.0，2.0 26 =235.51MP<180,350MP aa ,TK2cos,11, ,w23,zmyKK2n2c, 。2，452.46，cos23.56，1.503 = ，103,37，2.75，0.16，8.0，2.0 =229.13MP<180,350MP aa (2)计算二挡齿轮3，4的弯曲应力 ..=14，=34，=0.162，=0.143，=305.61Nm，=137.81Nm， TzyyTz1334412 ,TK2cos,1, ,w33zmyKK,n3c, =332.3MP<180,350MP aa ,TK2cos,12, ,w43,zmyKK4n4c, =343.76MP<180,350MP aa (3)计算三挡齿轮5，6的弯曲应力 ..zzyyT=18，=30，=0.164，=0.157，=213.7Nm，=137.81Nm T5656113 ,TK2cos,156,,, w53,zmyKK5n5c, =255.33MP<180,350MP aa ,TK2cos,13,, w63,zmyKK6n6c, =272.45MP<180,350MP aa (4)计算四挡齿轮7，8的弯曲应力 ..Tzzyy=22，=26，=0.134，=0.145，=153.75Nm，=137.81Nm T1778814 ,TK2cos,1,, w73,zmyKK7n7c, =255.68MP<180,350MP aa ,TK2cos,14,, w83,zmyKK8n8c, 27 =233.68MP<180,350MP aa (5)计算五挡齿轮9，10的弯曲应力 ..=26，=21，=0.144，=0.147，=137.81Nm，=153.75Nm TzzyyT191091015 ,TK2cos,1, ,w93,zmyKK9n9c, =187.06MP<180,350MP aa ,TK2cos,15,, w103,zmyKK10n10c, =224.11MP<180,350MPaa 4.2.5轮齿接触应力σ j TE,,11g,,, (4.10) ,，0.418j,,,bd,,,,coscoszb,,,—轮齿的接触应力，MP; 式中:aj .T—计算载荷，Nmm; g ,—节圆直径，mm; d ,,—节点处压力角，?，—齿轮螺旋角，?; —齿轮材料的弹性模量，MP; Ea —齿轮接触的实际宽度，mm; b ,,,,rsin, 、—主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm，直齿轮,,rsin,、，bzbbzz 22斜齿轮、，，; ，，,,rsin,cos,,,rsin,cos,bbzz rr 、—主、从动齿轮节圆半径(mm)。 bz T/2将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触emax ,应力见表3.2。 j 4-2b,Km,Km弹性模量=20.6×10 N?mm，齿宽 Eccn 28 ,MPaj齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900,2000 950,1000 常啮合齿轮和高挡 1300,1400 650,700 表4.2 变速器齿轮的许用接触应力 (1)计算一挡齿轮1，2的接触应力 ..=456.192Nm，=137.81Nm， ，， T,,23.56:Tz,11z,37111112 , ， d,2A(/u，1)1 ,, =u dd92 ,d29,,sin,/cos23.56:=6.72mm z92 ,d22,,sin,/cos23.56:=21.4mm b22 ,,TE111,,,,， 0.418j9,,,bd,,,,:coscos9b10z9,, 5150，2.06，1011,,3 = 0.418，，10　,,,6.7221.47，2.5，31.429cos20cos22:,, =1802.4MP<1900,2000MP aa ,,TE1121,,,,， 0.418j10,,,bd,,,:coscos2210b10z9,, 5456.192，2.06，1011,,3 = 0.418，，10　,,,6.7221.48，2.5，100.573cos20cos22:,, =1780.8MP<1900,2000MP aa (2)计算二挡齿轮3，4的接触应力 ..Tz,14=305.61Nm，=137.81Nm，， Tz,3413124 ,d,2A(/u，1)， 3 ,,d,ud 43 29 ,d23,,sin,/cos23.56:=8.55mm b32 ,d24,,sin,/cos23.56:=20.76mm z42 ,,TE111,,, ,，0.418j3,,,bd,,,:coscos23.563z4b3,, 52，137.81，2.06，1011,,3 = 0.418，，10　,,,7.8820.537，2.75，42，cos20cos23.56:,, =1332.92MP<1300,1400MP aa ,,TE1112,,, ,，0.418j4,,,bd,,,:coscos23.564b4z3,, 52，305.61，2.06，1011,,3 = 0.418，，10　,,,7.8120.532.75，7，103.6cos20cos21.71:,, =1308.92MP<1300,1400MP aa (3)计算三挡齿轮5，6的接触应力 ..T=213.7Nm，=137.81Nm，，， Tz,18z,3015136 ,d,2A(/u，1)， 5 ,,d,ud 65 ,d26,,sin,/cos,:=18.31mm b62 ,d25,,sin,/cos,:=10.99mm z52 ,,TE111,,,,， 0.418j5,,,bd,,,,:coscos5b6z5,, 52，137.81，2.06，1011,,30.418，，10　 = ,,,10.9918.31,2.75，7，56.24cos20cos，:,, =1213.51MP<1300,1400MP aa 30 ,,TE1113,,, ,，0.418j6,,,bd,,,:coscos6b6z5,, 52，213.7，2.06，1011,,30.418，，10　 = ,,,10.9918.31,2.75，7，91.76cos20cos:,, =1170.53MP<1300,1400MP aa (4)计算四挡齿轮3，4的接触应力 ..=153.75Nm，=137.81Nm，， Tz,22z,26T17814 ,， d,2A(/u，1)7 ,, d,ud87 ,d28,,sin,/cos23.56:=15.87mm b82 ,d27,,sin,/cos23.56:=13.43mm z72 ,,TE111,,,,， 0.418j7,,,bd,,,:coscos23.567b8z7,, 52，137.81，2.06，1011,,3 = 0.418，，10　,,,13.4615.877，2.75，66cos20cos23.56:,, =1127.02MP<1300,1400MP aa ,,TE1114,,,,， 0.418j8,,,bd,,,:coscos23.568b8z7,, 52，153.75，2.06，1011,,3 = 0.418，，10　,,,13.4615.872.75，7，78cos20cos23.56:,, =1095.03MP<1300,1400MP aa (5)五挡齿轮9，10的接触应力 ..TTz,26z,21=137.81Nm，=102.91Nm，，， 115910 ,d,2A(/u，1)， 9 ,,d,ud 109 31 ,d29,,sin,/cos22:=16.91mm z92 ,d210,,sin,/cos22:=13.66mm b102 ,,TE111,,, ,，0.418j9,,,bd,,,:coscos229z9b10,, 52，137.81，2.06，1011,,3 = 0.418，，10　,,,13.6616.912.75，7，79.66cos20cos22:,, =845.38MP<1300,1400MP aa ,,TE1115,,, ,，0.418j10,,,bd,,,:coscos2210z9b10,, 52，102.91，2.06，1011,,3 = 0.418，，10　,,,16.9113.662.75，7，64.34cos20cos22,, = 483.22MP<1300,1400MP aa 4.3本章小结 本章根据第3章计算出主减速器的传动比，计算出变速器的各挡传动比;确定齿轮的参数，齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数;并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，同时对各挡齿轮进行变位。然后简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。根据齿形系数图查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力。 32 第5章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核 5.1轴的设计计算 5.1.1 轴的工艺要求 倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理， [14]但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58,63，表面光洁度 [14]不低于?。 8 对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于?，并规定7 [15]其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 [16]对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 5.1.2 初选轴的直径 传动轴的强度设计只需按照扭转强度进行计算，输入轴轴颈 p7433d,c =103×取整后d=25mm (5.1) n4874 图5.1 轴的示意图 33 5.1.3 轴的刚度计算 若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用式计算 ffcs 2222Fab64Fabrr (5.2) f,,c43EIL3,ELd 2222Fab64Fabttf (5.3) ,,s43EIL3,ELd Fabba64Fabba，，，，,,rr, (5.4) ,,43EIL3,ELd 式中:—齿轮齿宽中间平面上的径向力(N); Fr F—齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N); t 5—弹性模量(MP)，=2.1×10MP; EEaa 44—惯性矩(mm)，对于实心轴，;—轴的直径(mm)，花键I,,d64dI 处按平均直径计算; a、—齿轮上的作用力距支座、的距离(mm); bAB —支座间的距离(mm)。 L 22f,f，f,0.2轴的全挠度为mm。 (5.5) cs ,,f,,f轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05,0.10mm，=0.10,0.15mm。cs 齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 变速器中一挡所受力最大，故只需校核一挡处轴的刚度与强度 轴的刚度 图5.2 输入轴受力分析图 一挡齿轮所受力 34 2，Tcos,2Tg111N F,,,8352.12t1dmz1n1 2T2，452.4611N F,,,8152.432td1112 ,tannN F,F,3316.3711rt,cos1 ,tann F,F,3237.0822rt,cos2 L,233mm，，mm mm a,65.5mmd,28d,28b,167.51111 2264Fabr111f, 输入轴 (5.6) c143,ELd1 ,0.05，0.10mm=0.089mm 2264Fabt11f, (5.7) s143,dEL1 ,0.10，0.15mm=0.114 22f,f，f,0.144mm,0.2mm cs911 64Fabba，，，,r11111,,=0.0008rad0.002rad (5.8) ,143,ELd1 2264Fabr222f 输出轴 ,2c43,ELd2 ,0.05，0.10mm=0.008 2264Fabt222f ,s243,dEL2 ,0.10，0.15mm=0.02 64Fabba，，，,r2222,,=0.0006 rad0.002rad ,243,ELd2 22f,f，f,0.022mm,0.2mm cs222 5.1.4 轴的强度计算 一挡时挠度最大，最危险，因此校核。 35 输入轴的强度校核 图5.3 输入轴的强度分析图 F,8352.43NF,3316.37Nt1r1 1)竖直平面面上 FL,Fb Ar 得 =2384.09N FA .M竖直力矩=156157.6Nmm C2)水平面内上 36 d,，65.5Fa，Ft2=2134.4 ,FA233 .由以上式可得=139803.185Nmm MS 按第三强度理论得: .222222 Nmm M,M，M，T,156157.6，139803.185，137810,250853.86CS1 M32 ,,,,,116.46MPa,,,400MPa3d,1 输出轴强度校核 d2,111mm 8152.43 F,t2 Fa2, 3237.08 3554.93 F,r2 1)竖直平面面上 FL,FbAr2 得 =2327.09N FA .M竖直力矩=152424.1Nmm C M2)水平面内上弯矩 S d,，，65.5FaFt2 ,FA233 .由上式可得=256678.78Nmm MS 按第三强度理论得: .222222M,M，M，T,152424.1，94647.65，452460,486735.39 Nmm CS21 M32,,,,,3.6MPa,,,400MPa 3d,1 因此该轴符合强度要求 5.2轴承的选择及校核 5.2.1输入轴的轴承选择与校核 37 由工作条件和轴颈直径初选输入轴的轴承型号，30205(左右)，由《机械设计手 Cr,32200NCro,37000N册》查得代号为30205的圆锥滚子轴承 ， ，e=0.37,Y=1.6; 轴承的预期寿命:=10×300×8=24000h Lh 校核轴承寿命 ?)、求水平面内支反力、RR H1H2 +=RRF H1H2t1 FL,RLt11H1 由以上两式可得=3112.61N，=203.76N RRH1H2 ?)、内部附加力F、F，由机械设计 手册 华为质量管理手册 下载焊接手册下载团建手册下载团建手册下载ld手册下载 查得Y=1.6 S1S2 F,R/2Y,1035.2NS1H1 (5.9) F,R/2Y,63.68NS2H2 FF ?)、轴向力和 a1a2 由于 F，F,3554.93，63.68,3618.605N,F,63.68Na1S2S1 所以左侧轴承被放松，右侧轴承被压紧 ' F,F，F,3554.93，63.675,3618.605Na1a1S2 ' F,F,63.6752Na2S2 ?)、求当量动载荷 查机械设计课程设计得 C,37000NCr,32200N 0r ''FFa1a2,1.11,e,,e, 故右侧轴承X=0.67 左侧轴承X=0.4 FFr1r1 P,fp(XFr1，YFa2)径向当量动载荷 (5.10) r =1.2×(0.67×3316.37+1.6×63.675)=2788.62N 校核轴承寿命 l,10，300，8，1,24000h 预期寿命 h1 38 ,610C,, ，为寿命系数，对球轴承=3;对滚子轴承=10/3。(5.11) ,,,L,,,h60nP,, ,10/366,,C101032200,,r,,,L,, =41788.78h,=24000h合格 L,,hh,,60nP60，14432788.62,,r,, 5.2.2 输出轴轴承校核 初选输出轴的轴承型号，30206(左右)，由《机械设计手册》查得代号为30206 Cr,43200NCro,50500N的圆锥滚子轴承 ， ，e=0.37,Y=1.6;轴承的预期寿命: =10×300×8=24000h Lh 校核轴承寿命 ?)、求水平面内支反力、和弯矩RRM H1H2H +=RRF H1H2t2 ,RLFLH1t21 由以上两式可得RR=198.89N，=3038.19N H1H2 FF?)、内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6 S1S2 F,R/2Y,62.15NS1H1 F,R/2Y,949.43NS2H2 FF ?)、轴向力和 a1a2 由于F，F,3554.93，949.3,4504.23N,F a2S2S1 所以右侧轴承被放松，左侧轴承被压紧 F,F，F,4504.36N a1a9S2 F,F,949.43N a2S2 ?)、求当量动载荷 查机械设计课程设计得 Cr,43200NCor,50500N FFa1a2 ,e,,e,故右侧轴承X=0.67 左侧轴承X=0.4 FFr2r2 39 径向当量动载荷 P,fp(XFr1，YFa2)r =2142.72N 校核轴承寿命 预期寿命 l,10，300，8，1,24000hh1 ,610C,, ，为寿命系数，对球轴承=3;对滚子轴承=10/3; ,,,L,,,h60nP,, ,10/366,,C10104320000,,r,,,L,, =40955.74h,=24000h L,,hh,,60nP60，14432142.72,,r,, 故该轴承合格 5.3本章小结 本章首先简要介绍了轴的工艺要求，即满足工作条件的要求。通过计算，确定轴的最小轴颈，通过轴承等确定轴的轴颈和各阶梯轴的长度，然后对轴进行刚度和强度的验算校核。通过轴颈，选择合适的轴承，通过轴向力的大小对轴承进行寿命计算。 40 第六章 变速器同步器与操纵机构的选择 6.1 同步器的选择 6.1.1 同步器的工作原理 本次设计采用锁环式同步器，此类同步器的工作原理是:换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被结合齿轮上的锥面接触位置。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一段结束。换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相同的瞬间，同步过程结束，完成换挡的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换挡离得作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步换档。 6.1.2.同步环主要参数的确定 (1)同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明:螺纹的齿顶宽对 的影响很大， 随齿顶的磨损而降低，换档费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。 (2)锥面半锥角α 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大,但 过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tana? f。一般取α=6?,8?。α =6?时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向;在α=7?时就很少出现咬住现象。 本次设计中采用的锥角均为7?。 (3)摩擦锥面平均半径 R设计得越大则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束， 41 故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。 (4)锥面工作长度b Mmb= (6.1) 22,fR (5)同步环径向厚度 同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。 轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。锻造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的刚配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼(厚约0.3,0.5mm)，使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07,0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2,3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。 (6)锁止角β 锁止角β选取的正确，可以保证只有在换档得两个部分之间角速度差达到零值能进行换档。影响锁止角β选取的因素，主要有摩擦因数f、摩擦锥面的平均半径R、锁 ,,止面平均半径和最面半锥角α。已有结构的锁止角在26-46 6.2变速器的操纵机构 6.2.1变速器操纵机构的功用 变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂两个档位。 6.2.2 变速器应满足以下要求: 1.要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁。 1)互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其他变速杆叉轴互被锁止，互锁装置的结构主要有以下几种:互锁销式、摆动锁块式、转动锁止式、三向锁销式。 2)自锁装置的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向作用力而致脱档，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员有换挡的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球推入叉轴中实现的。变速叉轴的凹臼间距是由挂档齿轮移动的距离来决 42 定的。 3)在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档，以致造成安全事故和损坏传动系，在操纵机构中都设有倒档锁或倒档安全装置。倒档锁能在驾驶员挂倒档时给驾驶员明显手感，以起到提醒作用，防止误挂倒档。 2.要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度。 3.应使驾驶员得到必要的手感。 6.2.3换挡位置 设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要是从换档方便考虑。为此应该注意以下三点: 1)按换挡次序来排列; 2)将常用档放在中间其他档放在两边; 3)为了避免误挂倒档，往往将倒档安装在最靠边的位置，有时与1档组成一排。 6.4 本章小结 本章通过对变速器中同步器和操纵机构的介绍以及对其提出的设计标准为主要内容，在设计过程中明确选用依据，掌握设计准则，能够在图纸的设计中正确的画出。 43 结 论 本次设计的变速器是以速腾参数为依据，乘用车两轴变速器，通过选择中心距的大小，齿轮的模数等，确定倒挡的布置形式，确定齿轮的压力角，螺旋角，齿宽，齿形系数等，然后计算变速器的各挡传动比，各齿轮的参数，通过变为系数图查找计算变为系数，然后对各挡齿轮进行变位。然后简要的介绍了齿轮材料的选择原则，对齿轮进行校核。通过最小轴颈的计算，选择轴承，确定轴各段的长度和轴颈大小。对轴和轴承进行校核计算。 对于本次设计的变速器来说，其特点是:扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了五档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求;变速器挂档时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。 44 参考文献 [1]吴宗泽.机械设计课程设计手册[M]. 北京:高等教育出版社，2006 [2] 臧杰，阎岩.汽车构造:下册 [M] 北京: 机械工业出版社，2005 [3]马秋生.机械设计基础[M].北京:机械工业出版社,2005 [4]韩英淳.汽车制造工艺学[M].第4版 .北京:机械工业出版社,2005 [5]陈秀宁，施高义.机械设计课程设计[M]. 杭州:浙江大学出版社，2004 [6]王望予.汽车设计[M].机械工业出版社，2004 [7]毛平淮.互换性与技术测量基础[M]. 北京:机械工业出版社,2006 [8]余志生.汽车理论[M]. 北京:机械工业出版社,2009 [9]李爱琴.浅谈汽车变速器的发展[J].科技咨询导报,2007.05 [10]郝京顺.汽车变速器的发展[J]. 北京汽车,2005.04 [11]胡朝峰，过学迅.汪斌汽车变速器的发展与展望[J].汽车研究与开发,2005.05 [12]石允国.汽车变速器的现状与前景[J].机械研究与应用，2007.04 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Development of Electric Power Steering. SAE Paper No.910014. [18] Leitermann.Modern manual transmissions – innovative solutions for a mature technology.VDI – Berichte Nr.1943,2006(Germany) [19] Domian,Grumbach.Passenger car transmissions – today and in the future;ATZ, Germany,2006,2 45 致 谢 时光飞逝，四年的大学学习生涯即将结束，我的毕业设计也已定稿，回首往事，感憾万千～ 首先，要感谢我的指导老师石美玉老师。本此设计的顺利完成离不开老师的悉心指导，在此我谨致以崇高的敬意和衷心的感谢!在毕业设计的完成过程中，她深厚的学术功底、严谨的治学态度、和蔼可亲的为师之道和不知疲倦的进取精神，让我受益颇深，为我树立了人生道路上的榜样，是我今后从事教育事业道路上的楷模。 同时，我还要感谢大学期间各位任课老师在学习上给予我的指导和帮助，是他们在四年的学习中指导我学习，指导我如何做学问，教给了我许多做人治学的道理，你们的高尚的人格和行为风范，将为我今后的工作和生活产生久远的影响。 在毕业设计即将完成之际，我的心情是多么的高兴，从开始进入课题到设计的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意～虽然此设计历经几次修改，但由于本人水平有限，设计中仍会存在许多不足和缺陷，敬请诸位老师和同学不吝批评指正，以使我更加深入地学习和提高～ 46 47