遠艦汽車變速器設(shè)計[兩軸式五檔手動]【帶同步器】,兩軸式五檔手動,帶同步器,汽車,變速器,設(shè)計,兩軸式,五檔,手動,同步器 本科學生畢業(yè)設(shè)計 遠艦汽車變速器設(shè)計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程07-2班 學生姓名： 馬 榮 指導教師： 臧 杰 職 稱： 教 授 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Yuanjian Automotive Transmission Candidate：Ma Rong Specialty：Automobile Engineering Class：07-2 Supervisor: Prof. Zang Jie Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 摘 要 在汽車行駛時的動力傳遞過程中，變速器是其中的重要環(huán)節(jié)。汽車變速器是汽車傳動系統(tǒng)的主要組成部分，主要作用是將發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩經(jīng)過改變后傳遞給主減速器，最終將動力有效而經(jīng)濟地傳至驅(qū)動車輪，以滿足汽車的使用要求。設(shè)置空檔用來中斷動力傳遞，設(shè)置倒檔，使汽車能夠倒退行駛。 本設(shè)計以現(xiàn)有企業(yè)正在生產(chǎn)的遠艦汽車變速器為基礎(chǔ)，在給定發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、總質(zhì)量、車輪滾動半徑等條件下，著重對變速器齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)、軸的結(jié)構(gòu)尺寸等進行設(shè)計計算；并對變速器的傳動方案和結(jié)構(gòu)形式進行設(shè)計；同時對操縱機構(gòu)和同步器的結(jié)構(gòu)進行設(shè)計；從而提高汽車的整體性能。 文中對變速器的主要參數(shù)進行驗證，包括齒輪強度的校核、變速器軸強度和剛度的校核、軸承壽命的驗算等，計算結(jié)果表明整體性能滿足要求。 關(guān)鍵詞：兩軸式；變速器；齒輪；同步器；設(shè)計；校核 ABSTRACT In the process of power delivery of the auto movement, transmission is the necessary link. Auto transmission is the main component of the drive train, the main effect is to transfer torque from engine to final drive through by changing gear ratio is to expand the scope and speed to adapt to the driving conditions effectively and economically. Setting neutral is to interrupt power transmission; Setting up to reverse, the vehicle can drive back. The design based on the existing enterprises production Yuanjian Transmission, In conditions that knowing the engine output torque speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focus on the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design; Meanwhile on the structure of components to manipulation and synchronous design; thereby enhancing the overall performance of cars. The main parameters for transmission have been checked, including the strength of gear, the transmission shaft strength and stiffness of the coupling, Bearing life, results show overall performance meet the requirement. Key words: Twin-shaft; Transmission; Gears; Synchronizer; Design; Parameters II 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.1.1 汽車變速器的設(shè)計要求 1 1.1.2 國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.2 設(shè)計的內(nèi)容及方法 2 第2章 變速器傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)方案選擇 4 2.1 變速器傳動機構(gòu)布置方案 4 2.1.1 變速器傳動方案分析與選擇 4 2.1.2 倒檔布置方案 4 2.1.3 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 5 2.2 變速器操縱機構(gòu)布置方案 7 2.2.1 概述 7 2.2.2 典型的操縱機構(gòu)及其鎖定裝置 8 2.3 本章小結(jié) 10 第3章 變速器傳動機構(gòu)的設(shè)計與計算 11 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 11 3.1.1 檔數(shù) 11 3.1.2 傳動比范圍 11 3.1.3 變速器各檔傳動比的確定 11 3.1.4 中心距的選擇 14 3.1.5 變速器的外形尺寸 15 3.1.6 齒輪參數(shù)的選擇 15 3.1.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 16 3.1.8 變速器齒輪的變位 19 3.2 變速器齒輪強度校核 23 3.2.1 齒輪材料的選擇原則 23 3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核 23 3.2.3 輪齒接觸應(yīng)力校核 27 3.2.4 倒檔齒輪的校核 31 3.3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計 32 3.3.1 軸的工藝要求 33 3.3.2 初選軸的直徑 33 3.3.3 軸最小直徑的確定 34 3.4 軸的強度驗算 35 3.4.1 軸的剛度計算 35 3.4.2 軸的強度計算 42 3.5 軸承選擇與壽命計算 48 3.5.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算 49 3.5.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算 52 3.6 本章小結(jié) 53 第4章 變速器同步器及操縱機構(gòu)的設(shè)計 54 4.1 同步器 54 4.1.1 同步器工作原理 54 4.1.2 慣性式同步器 54 4.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 56 4.1.4 主要參數(shù)的確定 56 4.2 操縱機構(gòu) 59 4.2.1 概述 59 4.2.2 典型操縱換檔機構(gòu) 59 4.3 變速器殼體 60 4.4 本章小結(jié) 60 結(jié)論 61 參考文獻 62 致謝 63 附錄A1 64 附錄A2 67 第1章 緒 論 1.1 概述 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是適應(yīng)汽車在起步、加速以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅(qū)動車輪的不同要求的需要，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標，對乘用車而言，其設(shè)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(shè)計不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大，影響汽車的整體性。 1.1.1 汽車變速器的設(shè)計要求 汽車傳動系是汽車的核心組成部分。其任務(wù)是調(diào)節(jié)、變換發(fā)動機的性能，將動力有效而經(jīng)濟地傳至驅(qū)動車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動系任務(wù)的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動力性、燃料經(jīng)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。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設(shè)計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽車變速器的設(shè)計工作開始之前，首先要根據(jù)變速器運用的實際場合來對一些主要參數(shù)做出選擇。主要參數(shù)包括中心距、變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數(shù)、各檔齒輪的齒數(shù)等。 變速器的基本設(shè)計要求：保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性；設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸；設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛；換檔迅速、省力、方便；工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔，以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn)；工作效率高，噪聲?。唤Y(jié)構(gòu)簡單、方案合理；在滿載及沖擊載荷條件下，使用壽命長；除此之外，變速器還應(yīng)當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 變速器按其傳動比的改變方式分為有級、無級和綜合式的。有級變速器按其前進擋的檔位數(shù)分為三、四、五檔及多檔的；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、旋轉(zhuǎn)軸線（行星齒輪）式和綜合式的。固定軸線式變速器又分為兩軸式、三軸式和多軸式的。變速器按其操縱方式又分為自動式、半自動式、預(yù)選式、指令式、直接操縱式和遠距離操縱式。 1.1.2 國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 變速器的結(jié)構(gòu)對汽車的動力性、經(jīng)濟性、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影響。變速器及發(fā)動機的參數(shù)作優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經(jīng)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(cè)（或越程接合、錯位接合、齒厚減薄、臺階齒側(cè)）措施以及其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自動脫檔和誤掛倒檔；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(shù)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(zhì)量和設(shè)計、工藝水平的關(guān)鍵。隨著汽車技術(shù)的發(fā)展，增力式同步器，雙（三）中間軸式變速器，后置常嚙合傳動齒輪、短第二軸的變速器，各種自動、半自動以及電子控制的自動換擋機構(gòu)等新結(jié)構(gòu)也相繼問世。 目前，國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展十分迅速，普遍研究和采用電控自動變速器，這種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、以及更高的行車安全性。但是駕駛員失去了駕駛樂趣，不能更好的體驗駕駛所帶來的樂趣。機械式手動變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。在檔位的設(shè)置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時，6檔變速器的裝車率也在日益上升。 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(nèi)企業(yè)已經(jīng)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(shù)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(chǎn)權(quán)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(chǎn)權(quán)，悉數(shù)依賴國外技術(shù)和進口。 1.2 設(shè)計的內(nèi)容及方法 本次設(shè)計的變速器是在給定發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，主要完成傳動機構(gòu)的設(shè)計，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。 1、對變速器傳動機構(gòu)的分析與選擇。 通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點，以及所設(shè)計車輛的特點，確定傳動機構(gòu)的布置形式。 2、變速器主要參數(shù)的選擇 變速器主要參數(shù)的選擇：檔數(shù)、傳動比、中心距、齒輪參數(shù)等。 3、變速器齒輪強度的校核 變速器齒輪強度的校核主要對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進行校核。 4、軸的基本尺寸的確定及強度計算。 對于軸的強度計算則是對軸的剛度和強度分別進行校核。 5、軸承的選擇與壽命計算。 對變速器軸的支撐部分選用圓錐滾子軸承，壽命計算是按汽車的大修里程來衡量，轎車的為30萬公里。 本次設(shè)計主要是查閱近幾年來有關(guān)國內(nèi)外變速器設(shè)計的文獻資料，結(jié)合所學專業(yè)知識，在老師的正確指導下進行設(shè)計。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進行設(shè)計，計算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對其進行校核計算；同時對同步器、換檔操縱機構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進行分析設(shè)計；另外，對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進行改進、完善。 第2章 變速器傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)方案選擇 2.1 變速器傳動機構(gòu)布置方案 機械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。 2.1.1 變速器傳動方案分析與選擇 機械式變速器傳動機構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè)計的很大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時直接輸出動力。 而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。 對不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同。而傳動系的檔位數(shù)與汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性有著密切的聯(lián)系。就動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產(chǎn)率，降低運輸成木。不過，增加檔數(shù)會使變速器機構(gòu)復雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。 綜上所述，由于此次設(shè)計的遠艦汽車變速器是中檔轎車變速器，驅(qū)動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲小，設(shè)計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。 2.1.2 倒檔布置方案 常見的倒檔布置方案如圖2.1所示。圖2.1b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖2.1c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖2.1d方案對2.1c的缺點做了修改；圖2.1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，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的齒輪，換檔換更為輕便。 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖2.1f所示方案。 圖2.1 倒檔布置方案 2.1.3 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 1、齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設(shè)計全部選用斜齒輪。 變速器齒輪可以與軸設(shè)計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2.2）影響齒輪強度。要求尺寸應(yīng)該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。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，在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿足尺寸要求： （2.1） 式中：——花鍵內(nèi)徑。 為了減小質(zhì)量，輪輻處厚度應(yīng)在滿足強度條件下設(shè)計得薄些。圖2.2中的尺寸可取為花鍵內(nèi)徑的1.25～1.40倍。 圖2.2 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在μm范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精度不低于7級。 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)。當變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動。 用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，應(yīng)選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開線花鍵要容易。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設(shè)置有滾針軸承、滑動軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。此時，軸的表面粗糙度不應(yīng)低與μm，硬度不低于58～63HRC。因漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸，并由螺栓固定。 由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設(shè)計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應(yīng)當可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關(guān)問題。 3、變速器軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 由于本設(shè)計的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。 2.2 變速器操縱機構(gòu)布置方案 2.2.1 概述 根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構(gòu)完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機構(gòu)應(yīng)當滿足如下主要要求：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。 變速器操縱機構(gòu)通常裝在頂蓋或側(cè)蓋內(nèi)，也有少數(shù)是分開的。變速器操縱機構(gòu)操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。 用于機械式變速器的操縱機構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。 1、直接操縱式手動換檔變速器 當變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，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。近年來 ，單軌式操縱機構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構(gòu)簡化，但它要求各檔換檔行程相等。 2、遠距離操縱手動換檔變速器 平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅(qū)動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換檔手力經(jīng)過這些轉(zhuǎn)換機構(gòu)才能完成換檔功能。這種手動換檔變速器，稱為遠距離操縱手動換檔變速器。 3、電動自動換檔變速器 20世紀80年代以后，在固定軸式機械變速器基礎(chǔ)上，通過應(yīng)用計算機和電子控制技術(shù)，使之實現(xiàn)自動換檔，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換檔，這種變速器成為電動自動換檔變速器。 由于所設(shè)計的變速器為兩軸變速器，采用發(fā)動機前置前輪驅(qū)動，變速器離駕駛員座椅較近，所以采用直接操縱式手動換檔變速器。 2.2.2 典型的操縱機構(gòu)及其鎖定裝置 圖2.3 為典型的操縱機構(gòu)圖 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機構(gòu)。 1、換檔機構(gòu) 變速器換檔機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應(yīng)用。 使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。 通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設(shè)計全部檔位均選用同步器換檔。 2、防脫檔設(shè)計 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構(gòu)的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機構(gòu)有： （1）互鎖銷式 圖2.4是汽車上用得最廣泛的一種機構(gòu)，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。 圖2.4，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖2.4，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。 圖2.4 互鎖銷式互鎖機構(gòu) （2）擺動鎖塊式 圖2.5為擺動鎖塊式互鎖機構(gòu)工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。 （3）轉(zhuǎn)動鉗口式 圖2.6為與上述鎖塊機構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉(zhuǎn)動。選檔時操縱桿轉(zhuǎn)動鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。 圖2.5 擺動鎖塊式互鎖機構(gòu) 圖2.6 轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機構(gòu) 操縱機構(gòu)還應(yīng)設(shè)有保證不能誤掛倒檔的機構(gòu)。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構(gòu)，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產(chǎn)生明顯的手感。 鎖止機構(gòu)還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構(gòu)。 自鎖機構(gòu)的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止自動脫檔和掛檔。自鎖機構(gòu)有球形鎖定機構(gòu)與桿形鎖定機構(gòu)兩種類型。 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。 本次設(shè)計屬于前置前輪驅(qū)動的轎車，操縱機構(gòu)采用直接操縱方式，鎖定機構(gòu)全部采用，即設(shè)置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實現(xiàn)互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。 圖2.7 五檔變速器傳動方案簡圖 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動齒輪 11-倒檔主動齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪 2.3 本章小結(jié) 本章主要說明了變速器傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)的類型，且簡要分析了各類型機構(gòu)的優(yōu)缺點，并針對所設(shè)計的變速器的類型、特點、及功用，對變速器的傳動方式、操縱機構(gòu)的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的選擇，為后期的設(shè)計工作打下基礎(chǔ)，其傳動方案如圖2.7。 第3章 變速器傳動機構(gòu)的設(shè)計與計算 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設(shè)計是在已知主要整車參數(shù)的情況下進行設(shè)計，遠艦汽車整車主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所示： 表3.1 遠艦汽車整車主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動機最大功率 103kw 車輪型號 205/60 R15 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 178N·m 最大功率時轉(zhuǎn)速 6000 r/min 最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速 4500r/min 最高車速 200km/h 總質(zhì)量 1794kg 前軸載荷 1205kg 3.1.1 檔數(shù) 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用4～5個檔或多檔。載質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.0～8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。 檔數(shù)選擇的要求： 1、相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。 2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設(shè)計的遠艦汽車變速器為5檔變速器。 3.1.2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 本設(shè)計最高檔傳動比為0.8。 3.1.3 變速器各檔傳動比的確定 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為： （3.1） 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 對于轎車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，主減速比一般應(yīng)選得比按式（3.1）求得的要大10％～25％，即按下式選擇： （3.2） 式中：—分動器或加力器的高檔傳動比； —輪邊減速器傳動比。 按式（3.1）或式（3.2）求得的值應(yīng)與同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動主減速齒輪可能有的齒數(shù)，對值予以校正并最后確定下來。 已知：最高車速==200 km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.8；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格205/60 R15得到rr=314mm；發(fā)動機轉(zhuǎn)速==6000r/min；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式： 同類汽車的主減速比相比較取主減速比為4.5。 2、最抵檔傳動比計算 按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。用公式表示如下： （3.2） 式中： G ——車輛總重量(N)； ——坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面μ=0.01~0.02)； ——發(fā)動機最大扭矩(N·m)； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——為傳動效率（0.85~0.9）； R ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約） 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=1794kg；rr=0.314m； N·m；；g=9.8m/s2；；=f+i=0.02+0.29=0.31，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4） 式中： ——前軸載荷； ——驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.5~0.6之間。 已知：kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是： 初選一檔傳動比為3.2。 3、變速器各檔速比的配置 按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比，即： 3.1.4 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算： （3.5） 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，乘用車=8.9~9.3； ——發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為178（N·m）； ——變速器一檔傳動比為3.2； ——變速器傳動效率，取96%。 （8.9~9.3）=（8.9-9.3）8.177=72.78~76.05mm 轎車變速器的中心距在65～80mm范圍內(nèi)變化。初取A=76mm。 3.1.5 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： 初選長度為258mm。 3.1.6 齒輪參數(shù)的選擇 1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(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 1.014 模數(shù)/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表3.2選取一檔及倒檔模數(shù)為，其余模數(shù)為，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。 2、壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應(yīng)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°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。 本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角20°。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應(yīng)提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應(yīng)當選用較大的螺旋角。 本設(shè)計初選螺旋角一檔及倒檔為21°，其余各檔為22°。 4、齒寬 齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 斜齒，取為6.0～8.5，取6.0 一檔及倒檔mm；其余各檔mm。 5、齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細高齒。 本設(shè)計取為1.00。 3.1.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖2.7確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。 1、一檔齒數(shù)及傳動比的確定 一檔傳動比為： 取整得47。轎車可在12～17之間選取，取12，則。則一檔傳動比為： 2、對中心距A進行修正 取整得mm，為標準中心矩。 3、二檔齒數(shù)及傳動比的確定 （3.6） （3.7） 已知：=76mm，=2.263，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.6）、（3.7）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以二檔傳動比為： 4、計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3.8） （3.9） 已知：=76mm，=1.6，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.8）、（3.9）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以三檔傳動比為： 5、計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3.10） （3.11） 已知：=76mm，=1.125，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.10）、（3.11）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以四檔傳動比為： 6、計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3.12） （3.13） 已知：=76mm，=0.8，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.12）、（3.13）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以五檔傳動比為： 7、計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比 初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為=22，輸入軸齒輪齒數(shù)=12，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式： （3.14） 已知：，，，把數(shù)據(jù)代入（3.14）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒檔傳動比為： 輸入軸與倒檔軸之間的距離： mm 取整為=55mm； 輸出軸與倒檔軸之間的距離： mm 取整為=84mm。 3.1.8 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 1、一檔齒輪的變位 查機械傳動設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： ； 查選擇變位系數(shù)線圖得到： 2、二檔齒輪的變位 查機械傳動設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： ； 查選擇變位系數(shù)線圖得到： 3、三檔齒輪的變位 查機械傳動設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： ； 查選擇變位系數(shù)線圖得到： 4、四檔齒輪的變位 查機械傳動設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： ； 查選擇變位系數(shù)線圖得到： 5、五檔齒輪的變位 查機械傳動設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： ； 查選擇變位系數(shù)線圖得到： 2、輸入軸倒檔齒輪與倒檔齒輪的變位 查機械傳動設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： ； 查選擇變位系數(shù)線圖得到： 2、輸出軸倒檔齒輪的變位 查機械傳動設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： ； 查選擇變位系數(shù)線圖并已知x12=-0.114得到： 3.2 變速器齒輪強度校核 3.2.1 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(yīng)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(yīng)采用不同鋼號材料。 （3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪[18]。 由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。 3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） (3.15) 式中： 　——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； 　——節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）； 　——斜齒輪螺旋角； ——應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； 　——齒面寬（mm）； 　 ——法向齒距，； 　——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.1中查得； ——重合度影響系數(shù)，=2.0。 圖3.1 齒形系數(shù)圖 將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（3.15），整理得到 (3.16) （1）一檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.132，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.161，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa （2）二檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.138，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.16，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa (3)三檔齒輪校核 主動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.157，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa （4）四檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.151，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： N·mm （5）五檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.155，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.149，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 對于轎車當計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時，其許用應(yīng)力不超過180~350MPa，以上各檔均合適。 3.2.3 輪齒接觸應(yīng)力校核 （3.17） 式中： 　——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）； 　——齒面上的法向力（N），； 　——圓周力（N），； 　——計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 　——節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角； 　——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）。 表3.3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力[]見表3.3： 1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知：N·mm；；；MPa； mm； mm； mm； N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得： MPa 2、二檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知：N·mm；；；MPa； mm； mm； mm； N 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得： MPa 3、三檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知：N·mm；；；MPa； mm； mm； mm； N 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得： MPa 4、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知：N·mm；；；MPa； mm； mm； mm； N 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得： MPa 5、五檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知：N·mm；；；MPa； mm； mm； mm； N 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3-17）可得： MPa 以上各檔變速器齒輪的接觸應(yīng)力均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力[]，所以各檔均合格。 3.2.4 倒檔齒輪的校核 1、齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力計算 輸入軸倒檔齒輪： 已知：N·mm；；；mm；； ；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.132，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 2、齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計算[19] 已知：N·mm；；；MPa； mm； mm； mm； N 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3-17）可得： MPa 所以倒檔齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均合格。 3.3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計 變速器的軸是變速器傳遞扭矩的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)該有足夠強的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設(shè)計變速器軸時，其剛度的大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關(guān)剛度和強度方面的驗算。 3.3.1 軸的工藝要求 輸出軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面粗糙度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光粗糙度不能過低。 對于作為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)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(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。 本設(shè)計經(jīng)過綜合考慮輸入軸選用齒輪軸,材料與齒輪一樣為20CrMnTi。 3.3.2 初選軸的直徑 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選取： 式中： ——經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）。 輸入軸花鍵部分直徑： =22.50～25.88mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度=275mm。 根據(jù)軸的制造工藝性要求，將軸的各部分尺寸初步設(shè)計如圖3.2、3.3所示： 在已知兩軸式變速器中心距A時，輸入軸和輸出軸中部直徑d為（0.45~0.6）A，軸的最大直徑d和支承間距離的比值：對中間軸，對第二軸，。 圖3.2 輸入軸各部分尺寸 圖3.3 輸出軸各部分尺寸 輸入軸和輸出軸中部直徑=mm 的取值： 輸入軸長度初選： mm 輸出軸長度初選： mm 3.3.3 軸最小直徑的確定 按扭轉(zhuǎn)強度條件計算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進行計算，對實心軸，其強度條件為： （3.18） 式中： ——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩N·m，=178N·m； ——軸的抗扭截面模量(mm3)； ——軸傳遞的功率（kw），=103kw； ——軸的轉(zhuǎn)速，=6000； ——軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa），見3.4表： 表3.4 軸常用集中材料的及A值 軸的材料 Q235-A，20 Q237，35 （1C,18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn,38SiMnMo, 3Cr12,20CrMnTi /MPa 15-25 20-35 25-45 35-55 A 149-126 135-112 126-103 112-97 由式3.18得到軸直徑的計算公式： （3.19） 對輸入軸為合金鋼則A查表得為97~112；P為103kw；n=6000r/min。 代入式（3.19）得mm取為25mm。 3.4 軸的強度驗算 3.4.1 軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。 圖3.4 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖3.4所示，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，可分別用下式計算： （3