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車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書
第一章 前 言
汽車是重要的交通運(yùn)輸工具，是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的標(biāo)志。汽車工業(yè)是資金密集，技術(shù)密集，人才密集，綜合性強(qiáng)，經(jīng)濟(jì)效益高的產(chǎn)業(yè)，世界各個(gè)工業(yè)發(fā)達(dá)的國家?guī)缀鯚o一例外的把汽車工業(yè)作為國民經(jīng)濟(jì)支柱產(chǎn)業(yè)。
汽車的研究、生產(chǎn)、銷售、營運(yùn)與國民經(jīng)濟(jì)許多部門都息息相關(guān)，對(duì)社會(huì)經(jīng)濟(jì)建設(shè)和科學(xué)技術(shù)發(fā)展起重要作用。
汽車也是社會(huì)物質(zhì)生活發(fā)展的標(biāo)志，汽車的保有量隨著國民人均收入的提高而增加，在許多發(fā)達(dá)國家中汽車已經(jīng)普及到家家戶戶，促使人們的社會(huì)生活方式發(fā)生顯著的變化，但是，汽車的數(shù)量過多也會(huì)造成環(huán)境污染以及交通擁堵，交通事故等社會(huì)問題，汽車工業(yè)還必須創(chuàng)造更新的產(chǎn)品來適應(yīng)環(huán)境保護(hù)，交通管理等方面的法規(guī)和政策的嚴(yán)格限制。
自第一輛車誕生到現(xiàn)在已經(jīng)有一百多年的時(shí)間了，在這一百多年的時(shí)間里，汽車工業(yè)從無到有，迅猛發(fā)展，產(chǎn)量大幅度增加，技術(shù)日新月異。目前，日本、美國、歐洲等資本主義國家的汽車工業(yè)已經(jīng)很成熟了，而發(fā)展中國家的汽車工業(yè)也正在崛起，但是還是需要面對(duì)很多困難，比如:技術(shù)落后，資金匱乏，人才不足，原料短缺等等。中國的汽車工業(yè)是解放以后才發(fā)展起來的，但是經(jīng)過幾十年的發(fā)展已經(jīng)有了翻天覆地的變化，相信在不久的將來中國的汽車工業(yè)會(huì)更加的強(qiáng)大。
第一章 方案選擇
§2.1 概述
變速器用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，可在起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、汽車滑行或停車時(shí)使閥動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪傳輸。變速器設(shè)有到黨，是汽車獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。
對(duì)變速器題述如下基本要求：
1） 保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。
2） 設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。
3） 設(shè)置倒擋，是汽車能倒退行駛。
4） 設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要時(shí)能進(jìn)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，變速器不得有挑擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。
7） 變速器應(yīng)當(dāng)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(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)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(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。
變速器由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)可按前進(jìn)擋數(shù)和軸的形式不同分類。
在原由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)基礎(chǔ)上，再附加一個(gè)副箱體，這就在結(jié)構(gòu)變化不大的基礎(chǔ)上，達(dá)到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機(jī)構(gòu)有向自動(dòng)操縱方向發(fā)展的趨勢。
§2.2變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案
機(jī)械式變速器應(yīng)具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動(dòng)效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車上的到廣泛應(yīng)用。
§2.2.1傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析
1.固定軸式變速器
（1）兩軸式變速器 固定軸式變速器的兩軸式和中間軸式變速器應(yīng)用廣泛。其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)汽車上。
（2）中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承載發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動(dòng)盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。
SUV柴油車屬于多功能型轎車，工況復(fù)雜多變。所以對(duì)變速器有較高的要求，要求較寬的傳動(dòng)比范圍，所以選擇5加1擋變速器。此SUV車是發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)，所以采用中間軸式變速器，帶副箱的變速器倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高周的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速擋的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)擋的變速器。這樣的變速器很符合柴油SUV的工作條件，所以此車可以采用帶副箱的變速器。
第三章 變速器主要參數(shù)的選擇計(jì)算
§3.1擋數(shù)
柴油SUV是多功能轎車，可選五前進(jìn)擋和一個(gè)倒擋，即5+1擋?！ ?
§3.2傳動(dòng)比范圍
變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的
比值，最高擋是超速擋傳動(dòng)比為0.7~0.8，直接擋傳動(dòng)比是1，影響最低擋傳動(dòng)比的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著能力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最底穩(wěn)定行駛車速等，目前乘用車傳動(dòng)比范圍在3.0~4.5之間，重質(zhì)量輕些的商用車在5.0~8.0之間，其他商用車則更大。
§3.3中心距A
對(duì)中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、在、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對(duì)輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。
1、中間軸式變速器中心距A的確定
初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：
（3-1）
式中A為變速器中心距（mm）;Ka為中心距系數(shù)可，乘用車：Ka=8.9~9.3，
商用車：Ka=8.6~9.6，多擋變速器：Ka=9.5~11.0;Temax 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Nm）；i1為變速器一擋傳動(dòng)比；為變速器傳動(dòng)效率，取96%。
計(jì)算：Temax=225Nm i1=4.11 =0.96 Ka=9.0
§3.4外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸可，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間（過渡）齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置確定。
影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式及齒輪形式。
§3.5齒輪參數(shù)
§3.5.1各參數(shù)的初選
1.模數(shù)
齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響他的選取因數(shù)有很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪音、工藝要求等。
初選模數(shù)時(shí)可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式下面計(jì)算：
= (3-2)
計(jì)算： K=1 Temax=225N·m
=
=
所以初選模數(shù)為3。
2.壓力角
齒輪壓力角較小時(shí)，重合度較121212大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時(shí)，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。
實(shí)際上，因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為
3.螺旋角
斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)是齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實(shí)驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。
采用斜齒輪欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件
由于T=Fa1r1=Fa2r2,為時(shí)兩軸向力平衡，需滿足
式中，F(xiàn)a1、Fa2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力；Fn1、Fn2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r1、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。
4.齒寬b
在選擇齒寬時(shí)，應(yīng)該注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸，質(zhì)量、齒
輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等有影響。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(mn)的大小來選定齒寬。
斜齒b=，取為6.0~8.5
直齒b=，取為4.5~8.0
§3.5.2一擋齒輪參數(shù)的確定
主箱齒輪參數(shù)應(yīng)根據(jù)中心距、軸向力平衡條件、傳動(dòng)比綜合確定。
變速箱傳動(dòng)方案確定如下圖：
圖5-1變速箱傳動(dòng)方案
計(jì)算一擋齒輪 Z1，Z2
圓整取A為86.5，初選mn為3，螺旋角初選為
取Z1=17，Z2=40。
修正中心距A
修正螺旋角
一擋齒輪主要參數(shù)確定如下：
Z2=40，Z1=17，=3,=
中心距修正為88mm
§3.5.3直接擋齒輪參數(shù)的確定
長嚙合擋齒輪即直接擋齒輪的計(jì)算：
A=88mm, 初選，
圓整得=52，
由 得
解得 Z8=18.93 圓整取得Z8=19
Z7=52-19=33
修正，
此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式
=
相差不大，所以可以滿足上述要求，
修正ig1, ig1=
計(jì)算得直接擋齒輪主要參數(shù)如下：
mn=3,Z8=19,Z7=33, =
一擋傳動(dòng)比ig1為4.09
§3.5.4其它擋齒輪參數(shù)的確定
其它擋齒輪同理，依次按此步驟計(jì)算可得個(gè)擋齒輪主要參數(shù):
二擋齒輪主要參數(shù)：
齒數(shù)：Z4=31，Z3=24，螺旋角，端面模數(shù)mn=3
二擋傳動(dòng)比ig2為2.24
三擋齒輪主要參數(shù)：
齒數(shù)：Z6=24，Z5=29，螺旋角，端面模數(shù)mn=3
三擋傳動(dòng)比ig3為1.44
五擋齒輪主要參數(shù)：
齒數(shù)：Z10=16，Z9=35，螺旋角，端面模數(shù)mn=3
五擋傳動(dòng)比ig2為0.79
倒擋齒輪計(jì)算：
由于倒擋使用的很少所以可以將倒擋設(shè)計(jì)成直齒輪。
選模數(shù)m=3,倒擋齒輪Z13的齒數(shù)，一般在21~23之間。
為保證倒擋齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪11和12的齒頂圓指甲應(yīng)保證有0.5mm以上的間隙。即;
取Z11+Z12=54，mm
則可計(jì)算得:Z11=17,Z12=37,Z13選為21，
倒擋傳動(dòng)比=3.78
第四章 變速器的計(jì)算與校核
§4.1齒輪強(qiáng)度計(jì)算
變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動(dòng)換擋齒輪端面破壞以及齒面膠合。與其他機(jī)械設(shè)備變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車比速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支承方式也基本一致。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。下面介紹的是計(jì)算汽車變速器齒輪強(qiáng)度用的簡化計(jì)算公式。
1. 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算
（1） 直齒輪彎曲應(yīng)力
(4-1)
式中，為彎曲應(yīng)力（MPa）；為圓周力（N），；為計(jì)算載荷（）;d 為節(jié)圓直徑（mm）;為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動(dòng)齒輪=1.1從動(dòng)齒輪=0.9；b為齒寬（mm）；t為端面齒距（mm），,m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，
因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑d=mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入上式后得
(4-2)
當(dāng)計(jì)算載荷去作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa，貨車可取下限，承受雙向教鞭載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。
（2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力
(4-3)
式中，為圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·㎜）；d為節(jié)圓直徑（㎜），，為法向模數(shù)（㎜）；z為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角（）；為應(yīng)力集中系數(shù)，；b為齒面寬（㎜）t為法向齒距（㎜），；y為齒形系數(shù)，為重合度影響系數(shù)，=2.0。
將上述有關(guān)參數(shù)代入上式整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為
(4-4)
當(dāng)計(jì)算載荷去作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍，對(duì)貨車為100~250 MPa。
計(jì)算第一軸齒輪彎曲強(qiáng)度，即齒輪7的彎曲強(qiáng)度，
彎曲應(yīng)力：
2. 輪齒彎曲接觸計(jì)算
輪齒接觸應(yīng)力
(4-5)
式中，為輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；F為齒面上的法向力（N），；為圓周力（N），；d為節(jié)圓直徑；為節(jié)圓處壓力角（），為斜齒輪螺旋角（）；E為齒輪材料的彈性模量（MPa）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（㎜），直齒輪、，斜齒輪、；、為主從、動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（㎜）。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表
表4-1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力
齒 輪
滲 碳 齒 輪
液體碳氮共滲齒輪
一擋和倒擋
1900~2000
950~1500
常嚙合齒輪
1300~1400
650~700
變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時(shí)，對(duì)可加工性及成本也應(yīng)考慮。
國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、15MnCr5、20MnCr等合金鋼，滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。
計(jì)算第一軸齒輪接觸強(qiáng)度，即齒輪7的接觸強(qiáng)度
接觸應(yīng)力：
其它斜齒輪的彎曲應(yīng)力及接觸應(yīng)力的計(jì)算同上，在此就不再重復(fù)，計(jì)算結(jié)果如下表:
表4-2各斜齒輪應(yīng)力計(jì)算結(jié)果
齒輪
齒數(shù)
齒寬
螺旋角
彎曲應(yīng)力
接觸應(yīng)力
1
17
25
13.69
388.68
1926.91
2
40
23
13.69
346.21
1926.91
3
24
23
20.36
240.09
1343.55
4
31
25
20.36
249.48
1343.55
5
29
23
25.39
200.67
1260.79
6
24
25
25.39
191.81
1260.79
7
33
23
27.58
178.29
1198.58
8
19
25
27.58
170.59
1198.58
9
35
23
29.62
154.19
1184.79
10
16
25
29.62
173.76
1184.79
倒擋齒輪為直齒輪，倒擋齒輪的強(qiáng)度計(jì)算如下：
彎曲應(yīng)力的計(jì)算：
齒輪11：
齒輪12：
齒輪12：
接觸應(yīng)力的計(jì)算：
倒擋軸與中間軸嚙合齒輪副的計(jì)算：
，有效嚙合齒寬b=30㎜.
同理可得二軸與倒擋嚙合齒輪副的接觸應(yīng)力
§4.2 軸的強(qiáng)度計(jì)算
變速器工作時(shí)，由于齒輪上的圓周力，徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。變速器的軸應(yīng)由足夠的剛度和強(qiáng)度。剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。確定軸和齒輪的尺寸后就可以進(jìn)行剛度和強(qiáng)度的計(jì)算。軸的強(qiáng)度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)只計(jì)算齒輪位置處周的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，負(fù)荷又小通常撓度不大，就可以不必計(jì)算。
1.軸剛度計(jì)算
若軸在垂直面內(nèi)的撓的為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角，則可以用下式計(jì)算
(4-6)
(4-7)
(4-8)
式中，為齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；為齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）E為彈性模量（MPa）；I為慣性矩，d為軸的直徑（㎜）。
2.軸的強(qiáng)度計(jì)算
作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直平面和水平面內(nèi)的支反力和之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩和，軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為
(4-9)
式中，；d為軸的直徑（㎜），花鍵處取內(nèi)徑；W為抗彎截面系數(shù)（）。
低擋工作時(shí)，。
除此之外，對(duì)軸上的花鍵，應(yīng)計(jì)算齒面的擠壓應(yīng)力。
變速器軸用與齒輪相同的材料制造。
§4.2.1軸的受力分析與計(jì)算
（1） 計(jì)算中間軸上各擋位工作時(shí)齒輪對(duì)中間軸產(chǎn)生的力。
直接擋從動(dòng)輪，
。
其它各擋工作時(shí)，各個(gè)齒輪對(duì)軸的力計(jì)算方法相同，在此就不再重復(fù)。計(jì)算結(jié)果如下表：
表4－3中間軸各齒輪對(duì)軸產(chǎn)生的力
齒輪
直徑（㎜）
螺旋角（）
Fr（KN）
Ft（KN）
Fa（KN）
2
52.49
13.69
5.58
14.89
3.63
4
76.8
20.36
3.95
10.18
3.78
6
96.3
25.39
3.27
8.12
3.85
8
111.69
27.58
2.87
7
3.66
10
120.78
29.62
2.71
6.47
3.68
12
51
0
5.58
15.33
0
此變速器是帶副箱的，所以有中間軸承即中間軸有中間支承。
根據(jù)材料力學(xué)疊加原理，可以通過已知的各個(gè)齒輪的作用力，計(jì)算出各個(gè)軸承對(duì)中間軸的支反力。
以一擋工作時(shí)為例，受力簡圖如下圖：
圖4－1一檔工作時(shí)中間軸受力簡圖
計(jì)算結(jié)果如下表：
表4-4各擋工作時(shí)中間軸上各軸承的支反力
齒輪
Fa
Fr
Ft
RAH
RAV
RBH
RBV
RCH
RCV
2
3.63
5.58
14.89
-7.89
8.45
-14.477
6.43307
1.25
0.77
4
3.78
3.95
10.18
-3.18
6.82
-7.8222
4.06869
1.85
1.03
6
3.85
3.27
8.12
-1.12
6.14
-4.7746
2.98283
1.21
0.81
8
3.66
2.87
7
6.1
2.5
1.29
0.77949
-0.78
0.32
10
3.68
2.71
6.47
0.11
0.05
1.29
0.24908
-0.39
0.16
1
0
5.58
15.33
6.56
-2.33
-12.13
-5.42
2.76
-0.7
表中，分別為各個(gè)齒輪的軸向力、徑向力和圓周力；分別為中間軸左，中，右三個(gè)軸承對(duì)中間軸的水平和垂直支反力。
第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，符合又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。
§4.2.2中間軸的強(qiáng)度校核：
1.作出彎矩圖
分別按水平面和垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計(jì)算結(jié)果分別作出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖；然后按下式計(jì)算出總彎矩并作出圖；
(4-10)
以一擋工作時(shí)為例中間軸受力情況如下簡圖，根據(jù)各力對(duì)軸的彎矩作彎矩圖如下：
圖4-2 軸的載荷分析圖
在彎矩和扭矩同時(shí)作用下，其應(yīng)力為：
MPa
低擋工作時(shí)，[]400MPa
所以符合要求，合格。
其它各擋工作時(shí)計(jì)算方法及過程均相同，在此就不再重復(fù)。
§4.2.3軸的剛度校核
(4-11)
(4-12)
(4-13)
各擋位工作時(shí)，上式中各值見下表：
表4-5 不同擋位下各參數(shù)的值
齒輪
F1
a
b
L
F2
E
d
I
2
5.58
229.1
29
258.1
14.89
210000
44
183891
4
3.95
142.7
115.4
258.1
10.18
210000
44
183891
6
3.27
113.7
144.4
258.1
8.12
210000
39
113503.2
10
2.71
118.4
25.3
143.7
6.47
210000
37
91951.02
12
5.58
30
113.7
143.7
15.33
210000
44
183891
分別代入公式后得到計(jì)算結(jié)果見下表：
表4-6 中間軸剛度校核結(jié)果
齒輪
fc
fs
2
-0.00025
0.00823742
0.021981
4
-5.9E-05
0.03582348
0.092325
6
8.93E-05
0.04776023
0.118597
10
-9.1E-05
0.00292119
0.006974
12
9.57E-05
0.00389978
0.010714
軸在垂直平面和水平面內(nèi)撓度的允許值為[]=0.05~0.1㎜,[]= 0.1~0.15㎜。齒輪在垂直平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad.
所以中間軸的剛度符合要求。
其它軸的剛度校核及強(qiáng)度校核方法及計(jì)算過程與此相同，在此就不在重復(fù)。
§4.2軸承壽命計(jì)算
變速器軸承在不同擋位下所受力不同，但是低速擋和倒擋的使用率很低，所校核軸承時(shí)只需校核常用擋的軸承壽命。
以三擋工作時(shí)中間軸軸端軸承的計(jì)算為例
具體計(jì)算步驟如下：
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊可知軸承7507E的。
1.求兩軸承受到的徑向載荷和
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系。
左端軸承水平力為，垂直力為；
右端軸承水平力為，垂直力為。
，
2.求兩軸承的計(jì)算軸向力和
對(duì)于7000E型軸承，軸承派生軸向力，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得 ， 。
計(jì)算得
計(jì)算派生軸向力：
計(jì)算軸向力：
3.計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得：
對(duì)軸承1
對(duì)軸承2
動(dòng)載荷系數(shù) ，則
根據(jù)公式計(jì)算軸承壽命:
式中n為三擋時(shí)中間軸承的最高轉(zhuǎn)速，n=2467n/s，
取中最大值即取。
以三擋行駛速度為50公里每小時(shí)計(jì)算，可以行駛二十多萬公里，所以所選軸承符合壽命要求。
其它常用擋的軸承壽命計(jì)算方法及步驟一樣，在此就不再重復(fù)。
考慮到一二擋及倒擋使用時(shí)間很少，所以就不用計(jì)算。
第五章 變速器操縱機(jī)構(gòu)及結(jié)構(gòu)元件
§5.1 變速器操縱機(jī)構(gòu)
根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機(jī)構(gòu)完成選擋和實(shí)現(xiàn)換擋或退空擋。變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)該滿足如下要求：換擋時(shí)只能掛入一個(gè)擋位，換擋后應(yīng)使齒輪在全吃長上嚙合，防止自動(dòng)脫擋或自動(dòng)掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。
用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見的是有變速桿、撥快、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或倒擋工作，稱為手動(dòng)換擋變速器。
此變速器采用直接操縱手動(dòng)換擋操縱機(jī)構(gòu)
當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時(shí)，可將變速桿直接按在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動(dòng)換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡單，已得到廣泛應(yīng)用
§5.2 變速器結(jié)構(gòu)元件
1.變速器齒輪
變速器齒輪可以和軸設(shè)計(jì)為一體或者與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動(dòng)支承等方式之一與軸連接。
齒輪尺寸小又與軸分開時(shí)，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度b影響齒輪強(qiáng)度。要去尺寸b應(yīng)該大于或者等于齒輪危險(xiǎn)截面處的厚度，為了使齒輪裝在軸上以后保持足夠大的穩(wěn)定性 ，齒輪輪轂部分的寬度尺寸C，在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)該盡可能取大些，至少滿足尺寸C=（1.2~1.4）c.變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在0.80~0.40范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精度不低于7級(jí)，
2．變速器軸
變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體
的軸承孔內(nèi)，第一軸前端和中間軸式變速器的第二軸前端，分別裝在飛輪內(nèi)腔，第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔里。倒擋軸為固定壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。
由上述可知，變速器軸上裝有軸承、齒輪、軸套等零件有的軸上又有矩形花鍵，所以設(shè)計(jì)時(shí)不僅要考慮裝配上的可能，而且應(yīng)當(dāng)可以順利的拆下軸上各零件，此外還應(yīng)當(dāng)注意工藝上的有關(guān)問題。
3.同步器設(shè)計(jì)
同步器有常壓式、慣性增力式和慣性式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點(diǎn)，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器，結(jié)構(gòu)如下圖：
圖5-1 鎖環(huán)式同步器
1-嚙合套座 2、7-鎖環(huán)(同步錐環(huán)) 3-滑塊 4-鋼球 5-嚙合套 6-彈簧
4．變速器殼體
變速器殼體尺寸應(yīng)該盡可能小，同時(shí)質(zhì)量也要小，并有足夠大的剛度，來保證軸和軸承工作時(shí)不會(huì)歪斜。
為了加強(qiáng)殼體的剛度，在殼體上應(yīng)該設(shè)計(jì)加強(qiáng)肋。
為了注油和放油，在變速器殼體上設(shè)計(jì)有注油孔和放油孔，注油孔應(yīng)設(shè)計(jì)在潤滑油所在平面處同時(shí)利用它作為檢查油面的檢查孔，放油孔應(yīng)設(shè)計(jì)在變速器殼體最低處。
為了減小質(zhì)量，變速器殼體采用鋁合金鑄造是壁厚取3.5~4mm。采用鑄鐵殼體時(shí)壁厚取5~6mm。增加殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強(qiáng)度，但會(huì)使質(zhì)量增加，并且消耗材料，提高了成本。
第六章 結(jié) 論
本此設(shè)計(jì)是設(shè)計(jì)柴油SUV變速器，伴隨汽車工業(yè)的發(fā)展與成熟變速器也不斷走向成熟，但其傳統(tǒng)設(shè)計(jì)理念，方法，經(jīng)驗(yàn)仍需不斷地堅(jiān)持、改進(jìn)和繼承。
我認(rèn)為本次設(shè)計(jì)的變速器有以下特點(diǎn)。1. 采用主副變速箱，傳動(dòng)比變化大可以滿足不同工況要求；2. 結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)，使用和維修方便，價(jià)格低廉；3. 換檔平穩(wěn)、可靠，噪聲低，使用壽命長；4. 變速器采用直接操縱機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡單，安裝方便。
此外，變速器的設(shè)計(jì)涉及全面系統(tǒng)機(jī)械知識(shí)、汽車?yán)碚撘约吧a(chǎn)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，且受本人水平所限，設(shè)計(jì)存在許多不足之處。本次設(shè)計(jì)中在各齒輪參數(shù)選擇上是按受力最大的那個(gè)齒輪強(qiáng)度選擇的，因此在一擋、倒檔滿足強(qiáng)度的情況下，其他各檔及常嚙合齒輪強(qiáng)度會(huì)有很大富余，這樣會(huì)使變速器結(jié)構(gòu)變大，因此本次設(shè)計(jì)的不理想之處是未能實(shí)現(xiàn)等強(qiáng)度設(shè)計(jì)，未能達(dá)到優(yōu)化設(shè)計(jì)的要求。同時(shí)在說明書中符號(hào)的使用上有點(diǎn)亂。
本次設(shè)計(jì)是對(duì)我所學(xué)知識(shí)的一次綜合檢驗(yàn)和全面考察。通過這次設(shè)計(jì)不僅使我加深了對(duì)專業(yè)知識(shí)的理解，也提高了自己獨(dú)立思考問題、解決問題的能力。最終在規(guī)定時(shí)間內(nèi)較完整地完成了設(shè)計(jì)任務(wù)，達(dá)到了系統(tǒng)的學(xué)習(xí)運(yùn)用專業(yè)知識(shí)，提高個(gè)人工作學(xué)習(xí)能力和鍛煉團(tuán)隊(duì)合作精神的目的。
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致 謝
畢業(yè)設(shè)計(jì)是對(duì)我所學(xué)專業(yè)知識(shí)的最全面考查和檢驗(yàn)，也為自己將要進(jìn)入社會(huì)邁開第一步。我是懷著極大的熱情和信心相信能夠把本次設(shè)計(jì)做好，為即將走向工作崗位的我邁開堅(jiān)實(shí)的一步。
萬事開頭難，缺乏實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)的我遇到了許多難以解決的困難和問題。由于指導(dǎo)李水良老師在設(shè)計(jì)中一直密切關(guān)注，給了我耐心細(xì)致的指導(dǎo)，提供了大量的參考書，講述了許多實(shí)際生產(chǎn)中常見問題的解決辦法，這些都是我能夠順利完成本次設(shè)計(jì)必不可少的。同時(shí)也得到其他指導(dǎo)老師及熱心同學(xué)的幫助，所有這些都是我能夠順利完成設(shè)計(jì)不可或缺的。在這里特別向一直對(duì)我畢業(yè)設(shè)計(jì)提供幫助，一直密切關(guān)注的李水良老師表示感謝；也向那些對(duì)我畢業(yè)設(shè)計(jì)提出寶貴意見的老師同學(xué)們表示誠摯的謝意！
2007年6月
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