三軸五擋變速器的設計與校核-參考東風風神H30【含6張cad圖紙+文檔全套資料】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 目錄 摘 要 II Abstract III 1 緒 論 1 1.1 本次設計的目的及意義 1 1.2 變速器的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 1 1.3 變速器設計所面臨的主要問題 1 2 變速器總體方案的設計 3 2.1 畢業(yè)設計的任務和要求 3 2.2 變速器的功用及設計要求 3 2.3 變速器傳動機構的結構分析與選擇 3 2.4 變速器主要零件的選擇方案 6 2.5 傳動方案的確定 7 3 變速器主要參數(shù)的確定及齒輪設計 8 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 8 3.2 各擋傳動比和齒輪齒數(shù)的確定 12 3.3 齒輪的主要參數(shù) 14 4 變速器齒輪的材料選擇和強度計算 16 4.1 齒輪損壞的原因 16 4.2 齒輪材料的選擇原則 16 4.3 齒輪設計與計算 17 4.4 齒輪的強度計算和接觸應力的計算 17 5 5 變速器軸的設計與校核 21 5.1 變速器軸的結構選擇和尺寸確定 21 5.2 軸的校核 21 6 結論 26 參考文獻 27 致 謝 28 27 三軸五擋變速器的設計與校核 摘 要 每種類型的汽車會根據(jù)客戶的需求和品牌的定位來選擇不同型號的變速器，變速器的選擇直接影響了汽車的性能。本文的目的主要設計用于轎車上的三軸五擋變速器，主要包括設計和校核兩部分，其主要參數(shù)參考東風風神H30的變速器。 本次論文的目的是設計適合用于轎車上的一臺變速器。本次的設計流程是先比較變速器的各種結構方案，最終確定變速器的傳動形式，然后再根據(jù)參照的主要參數(shù)來計算出變速器的各項主要參數(shù)，最后對各項數(shù)據(jù)進行校核。設計的最后需要用CAD軟件畫出變速的裝配圖和零件圖，來呈現(xiàn)最后的設計成果。 關鍵詞：三軸五擋；手動變速器；齒輪；軸 The design and checking of Triaxial five-speed gearbox Abstract Each type of car will be based on customer demand and brand positioning to choose different models of the transmission, the choice of transmission directly affects the performance of the car.The main purpose of this paper is designed for triaxial five-speed transmission on the car, mainly including the design and verification of two parts, the main reference parameters refer Dongfeng Fengshen H30 transmission. The purpose of this paper is to design a transmission suitable for use in a car.The design process is to compare the various transmission structure of the program, and ultimately determine the form of transmission of the drive, and then according to the main reference parameters to calculate the main parameters of the transmission, finally check the data.At the end of the design, the CAD software is used to draw the variable speed assembly drawings and parts drawings,to present the final design results.. Key words: three axis five gears；Manual transmission；gear；shaft 1 緒 論 1.1 本次設計的目的及意義 在經(jīng)濟和科技迅猛發(fā)展的二十一世紀，人們的代步工具也已從馬車，自行車發(fā)展到了如今的汽車。隨著汽車需求量的不斷增加，汽車產(chǎn)業(yè)在我國也占了舉足輕重的地位。自加入WTO，國民的生活質(zhì)量和經(jīng)濟水平有了質(zhì)的飛躍，國民的經(jīng)濟力上去了自然就帶動了我國多個產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，像汽車這種曾經(jīng)的高等消費品也已經(jīng)變得很普通了。 我們國家的汽車產(chǎn)業(yè)興起的比較晚。雖然現(xiàn)在正是汽車產(chǎn)業(yè)飛速發(fā)展的時期，但是汽車產(chǎn)業(yè)仍然有許多急待解決的問題，怎樣的汽車才是經(jīng)濟實惠、性能優(yōu)異并且符合我國國情這是汽車設計者一直需要思考的一個問題。雖然我國在汽車產(chǎn)業(yè)上還存在著許多的問題，在技術研發(fā)方面與發(fā)達國家還有些差距，但這并不足以讓我們氣餒。我國每年都會有大量的汽車人才向社會輸出，這使得我國汽車產(chǎn)業(yè)的前景一片光明。 這四年在大學里我學到了特別多的汽車知識，大學之前我連車標都不認識，如今我已經(jīng)能清楚地知道汽車的整體結構，了解汽車的各大系統(tǒng)的作用和原理。在大學畢業(yè)之際，我對汽車的變速器進行了設計。通過這次的畢業(yè)設計讓我對大學四年所學的知識做一個鞏固，為以后的工作打下良好的基礎，同時這也是對我大學四年的一個總結，為四年的學習交上一份滿意的答卷。 1.2 變速器的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 汽車變速器在全球已經(jīng)有了一百多年的歷史了，其類型也發(fā)生了很大的變化。現(xiàn)如今全球上用的最多的變速器有手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級變速器(CVT)還有雙離合變速器（DCT）五種。? 這幾種變速器各有千秋：MT的操縱性好、經(jīng)濟性強、制造成本低、可靠性高，但對駕駛者的技術要求高；AT的操作簡單，但節(jié)能效果差；AMT的生產(chǎn)繼承性好、傳動效率高、維修容易，但換擋性能差；CVT的重量輕、體積小、傳動效率高，但制造復雜、成本高、傳動帶壽命相對較短；DCT的燃油經(jīng)濟性好、舒適性高、加速性好，以現(xiàn)在的變速器水平來說DCT堪稱完美。? 據(jù)調(diào)查，2007年手動變速器占我國變速器市場份額的70%，而且自動變速器的市場占有率也在2002到2007年間有了大幅的增長，并且在未來的幾年里還會持續(xù)增長。隨著自動變速器的市場份額的增長，乘用車中的自動擋的市場也有了較大幅度的增長。女性使用自動擋的數(shù)量也在2002到2006年間也有了很大的增長，這主要取決于自動擋的使用方便性，適合女性來開。在我們國家，自動變速器的市場形勢一片大好，雖然自動變速器的市場份額在飛速增長，但它也不能完全替代手動變速器，手動變速器仍然因它獨有的特色而有著不可撼動的地位。 通過分析國內(nèi)的變速器市場，Global?lnsight的段誠武說出了自己的看法：? 一、 在接下來的幾年中，手動變速器的主體地位雖然不能被自動變速器取代，但自動變速器的發(fā)展還是不容小覷的。 二、因為我國人數(shù)眾多，用戶群體復雜，所以不會有哪一種變速器獨占霸主地位，多種變速器并駕齊驅(qū)，共同發(fā)展。? 三、從長期角度來看，國內(nèi)的的企業(yè)應該注重發(fā)展DCT，因為它代表了變速器的最高水平，發(fā)展前景也是可想而知的。 1.3 變速器設計所面臨的主要問題 現(xiàn)在，全球各地的燃油價格都變貴了，許多汽車汽車零配件廠也如雨后春筍般出現(xiàn)了，就是因為汽車產(chǎn)業(yè)的興起才會出現(xiàn)這種現(xiàn)象。但是變速器在發(fā)展的同時問題也出現(xiàn)了好多，主要的問題就是：? 1.怎么樣才能造出性價比高又不污染環(huán)境的變速器。? 2.自動檔的變速器正是因為它操縱簡單方便的特點才能得以迅速發(fā)展，但迅速發(fā)展的同時也減少了不少駕車的樂趣。 3.怎樣才能讓造出來的變速器擁有更加簡單的結構、更加高的傳動效率，讓駕駛者在駕駛的時候能體驗到舒適感。? 2 變速器總體方案的設計 2.1 畢業(yè)設計的任務和要求 這次的任務是設計一種可以用在轎車上的三軸五擋變速器，設計要用的基本參數(shù)可以參照東風風神H30變速器。 本次畢設的任務是要求完成手動變速器的造型設計、主要零件的設計計算以及繪制變速器的裝配圖和部分零件圖。 2.2 變速器的功用及設計要求 變速器是用來改變來自發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的機構，它能通過改變輸出軸和輸入軸的傳動比來達到變速的目的。它在汽車傳動系統(tǒng)中的地位很重要，主要就是從發(fā)動機曲軸傳輸動力，從而讓汽車在不同的路況下都能平穩(wěn)行駛。此外，變速器既能通過改變傳動比來實現(xiàn)變速，又能實現(xiàn)汽車的倒車和重新啟動，同時為了保證汽車滑行和停車時發(fā)動機與傳動系統(tǒng)緊密結合，變速器有的時候要保證動力能很好的傳輸出去的。 設計出的變速器應當要滿足以下的幾點要求：? 1.變速器設計最基本的一點就是汽車的性價比要好。能做到這一點最重要的就是要合理的選擇汽車的傳動比，這一點可以根據(jù)汽車的發(fā)動機系數(shù)和使用要求來決定，從而來滿足這一要求。? 2.設置空擋，保證汽車發(fā)動機在必要的時候能與傳動系分開；設置倒擋，使汽車可以倒車。 3.工作可靠，操縱方便。變速器的設計目的應當要提高駕乘者的駕駛舒適性和駕乘者的安全性。? 4.重量輕、體積小。這可以通過減小變速器的中心距來實現(xiàn)。? 5.保證較高的傳動效率和較小的噪聲。可以在變速器制造的過程中，提高變速器零件的制造精度和安裝精度。?? 6.進行零件的標準化，零件的選擇和相關參數(shù)的選擇要符合國家標準和相關的法律法規(guī)。 7.因為變速器有時要起到動力傳輸?shù)淖饔茫栽O計時要考慮到這一點。 2.3 變速器傳動機構的結構分析與選擇 現(xiàn)如今變速器的種類繁多，分類的標準也不盡相同，有級、無級和綜合式變速器就是以傳動比改變方式來分的。 2.3.1 兩軸式變速器與三軸式變速器的比較 如今的很多汽車都是用的三軸式變速器，但也有部分汽車采用二軸式變速器，下面我們就來將兩種變速器的傳動方案做一個比較。 圖2-1就是三軸式變速器的結構簡圖，從圖中可以看出變速器的第一軸與第二軸同心。三軸式變速器最大的特點就是有直接擋，直接擋的傳動效率是最高的，噪聲也是最小的。三軸式變速器的另一個特點就是能在齒輪中心距較小的前提下獲得較大的一檔傳動比。但在直接擋能獲得最高傳動的同時其他擋位的會有所下降。 圖2-1 三軸四擋式變速器 從圖2-2可以看出來，兩軸式變速器比三軸式的少了個直接擋。外形簡單、結構緊湊是兩軸式變速器給人的第一印象，另外它的各檔傳輸動力的性能很好并且產(chǎn)生的噪音也很小。 兩軸式變速器的缺點是當它在高檔工作時，由于沒有直接擋來分擔工作載荷所以工作負荷大，齒輪的使用期限就沒有想象中的長。這也影響了變速器低檔傳動比的選擇，但這個問題可以通過改變其余各檔的傳動比來解決。 圖2-2 兩軸式變速器 由于本次的數(shù)據(jù)參考東風風神發(fā)動機，因為該車型的發(fā)動機放置在汽車前部，驅(qū)動裝置在汽車后部，所以可以采用三軸式變速器。 2.3.2變速器主傳動比方案的選擇 三軸五擋變速器的傳動布置方法可參考圖2-3所示。對于第一軸和第二軸的同心問題而言，這幾種布置方法都是沒有區(qū)別的，并且都是使用嚙合套來實現(xiàn)和直接擋的連接。由于直接擋的存在，所以變速器的軸承是不承受載荷的，當然齒輪及中間軸也不承擔，如今變速器的傳動效率變得比過去高了，這歸功于發(fā)動機轉(zhuǎn)矩可經(jīng)由變速器的第一、二軸直接輸出，除此之外軸承和齒輪之間的磨損也減小了，而這也和直接擋有關，直接擋的利用率遠高于其他檔位，變速器的使用年限也因此被延長；絕大部分變速器除了一擋的換擋機構大都是用同步器換擋，或者使用嚙合套換擋的，當然也有少部分的是一擋同樣用同步器或嚙合套換擋。三軸式變速器在檔數(shù)相同時能體現(xiàn)他們不同的地方就是常嚙合齒輪副的數(shù)量、切換擋位的方式，最大的區(qū)別還是它們選擇的倒擋傳動形式。 圖2-3α的方案體現(xiàn)的是通過兩種形式來換擋，一檔和倒擋用直齒輪，剩下的用常嚙合齒輪；圖2-3b、c、d的方案和上個方案不同的是它全部用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d的方案中變速器的內(nèi)部結構比較合理，它除了前進擋和直接擋，其余的都放在變速器的副箱體中。這種布置方案可以保護齒輪延長它的使用期限，更重要的是它還可以不用超速檔，變速器直接只包含四個前進擋。 在下圖所示的四種方案中，凡是用常嚙合齒輪傳動的，他們?nèi)羰且袚Q擋位都得依靠同步器或嚙合套。在相同的一個變速器中，若是存在不同檔位使用不同元件來達到換擋目的的話，那么高擋位切換擋位得用同步器，低擋位靠嚙合套來切換擋位。? 本次設計的變速器選用圖2-3c所示意的傳動方案，這種方案能使軸的剛度變大。 圖2-3是三軸五擋變速器傳動方案 2.3.3?倒擋的布置方案 倒擋結構方案如圖2-4所示： 圖2-4a是用的最多的一種方案。此方案的特點是結構簡單，原理是在傳動系統(tǒng)中在加一個傳動，但這種方案也有缺陷，變速器齒輪工作時受力不均齒輪容易損壞。 圖2-4b方案中的中間軸較短，因為它的一檔沒有經(jīng)過中間軸直接換到倒擋的。但這樣會讓換擋變的不容易。? 圖2-4c方案的最大特點是倒擋的傳動比高，缺陷是變速器中的擋位布置和換擋都顯得不合常理。 圖2-4d的方案是對上面的方案進行了改進，更適合用在貨車上。 圖2-4e所示方案是把一擋和倒擋齒輪與中間軸做成一體。 圖2-4f所示方案由于換擋簡單方便，全部采用常嚙合齒輪來傳動，所以成為最常用的一種方案。 圖2-4g所示方案的操縱機構比較復雜，因為一擋和倒擋分別用了一根撥叉軸。 結合本次設計的目的考慮，可選用圖2-4f的的方案。 圖2-4 變速器的倒擋傳動方案 2.4 變速器主要零件的選擇方案 2.4.1 齒輪型式 齒輪作為汽車變速器中的重要零件，它的種類也是在逐漸增多，但萬變不離其宗主要還是直齒和斜齒兩個種類[1]。? 通過使用斜齒輪來使常嚙合齒輪副的數(shù)目增加，這是有級變速器目前的發(fā)展目標。雖說斜齒輪制造過程比較復雜，工作時還會產(chǎn)生軸向力，但它的齒輪壽命長，工作噪聲小，所以變速器中還是經(jīng)常用斜齒輪來做常嚙合齒輪。? 本次設計中倒擋的布置方案是全部采用常嚙合齒輪，所以倒擋也用斜齒輪的傳動方案，所以本次設計是除了一擋齒輪，其他都采用斜齒輪傳動。 2.4.2 換擋結構型式 用同步器來換擋已是如今大多汽車變速器的選擇。用同步器來換擋可以延長齒輪的使用期限，使齒輪的發(fā)揮達到最大化，與此同時使用同步器可以讓駕駛者駕駛方便，快速換擋，使汽車的性能得以提高。但是同步器的結構較復雜，制造精度高。 由于此次設計的是乘用車上的變速器所以選用鎖環(huán)式同步器，這種同步器是靠摩擦效果來切換擋位的，大多用在轎車和輕型貨車上[2]。 2.4.3 軸承型式 變速器中選用的軸承正常包括深溝球軸承、滾針軸承、滑動軸承、圓錐滾子軸承等。 本次設計中，齒輪與第一軸的接觸部分的空間較小，可以用滾針軸承來承載，第二軸與第一軸相同。第一、二軸的后部用深溝球軸承來承載。中間軸的前后端都采用圓錐滾子軸承來承載。 2.5 傳動方案的確定 根據(jù)本次設計的要求和之前對各個方案的分析和比較，最終選用了如圖2-5所示的傳動方案： 圖2-5 五擋變速器示意圖 3 變速器主要參數(shù)的確定及齒輪設計 這次設計要用到的相關參數(shù)參照東風風神H30發(fā)動機，基本參數(shù)如下： 最高時速:183km/h； 輪胎型號：205/50?R16； 最大扭矩：142Nm/4000rpm； 最大功率：78kw/5750rpm； 總質(zhì)量：1581Kg； 主減速比：4.782； 圖3-1東風風神尊雅型 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1.1 位數(shù)和傳動比 變速器擋位數(shù)的選擇很重要，這關系著汽車能否滿足用戶需求的問題。但是擋位數(shù)要是增加，變速箱里的結構就沒有之前那么簡單了，同時變速器的操縱機構更加復雜，這使汽車的換擋頻率增高換擋難度加大。乘用車大多都是用的四擋或者五檔的變速器。本設計用5擋的。? 最低擋傳動比[2]的選擇受很多因素的影響，其中最主要的因素包括汽車的爬坡能力、主減速比、驅(qū)動輪的滾動半徑和變速器所能夠達到的最低穩(wěn)定車速。如今市場上乘用車的傳動比在3.0-4.5之間。? 根據(jù)現(xiàn)實生活中來考慮，汽車在上坡的時候車體自身的速度不高，那在上坡時受到的空氣阻力會很小幾乎沒有，可以不算，那么算汽車的最大驅(qū)動力時可以省去空氣阻力，故有： Ι擋的傳動比h 　　 (3-1) 式中m—汽車總質(zhì)量； g—重力加速度； —道路最大阻力系數(shù)； —驅(qū)動輪滾動半徑； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； -主減速比； —汽車傳動系的傳動效率。 汽車驅(qū)動輪可以在道路上行駛的前提 Ι擋的傳動比為： （3-2） 式中—滿載時的載荷； —路面的附著系數(shù)，取0.5～0.6； 由已知參數(shù)：滿載質(zhì)量?1581kg；=297.23mm；=142Nm；=4.782；=0.95? 由公式（3-2）可得:=3.85 超速擋的傳動比一般為0.7～0.8。五擋傳動比可取 =0.75。 理論上中間擋傳動比的公比為： (3-3) 3 但根據(jù)實際情況考慮，齒輪的齒數(shù)肯定不能是小數(shù)而且變速器各擋位間的公比宜小不宜大，另外要從發(fā)動機的總體性能考慮來確定公比，這就要對理論算出的傳動比進行修正，從式（3-3）可得出：q=1.51。 故有： =2.55、 =1.69、 =1 3.1.2 中心距A 中心距的大小很重要，它的值對變速器的各項指標都有著或多或少的影響，另外齒輪的強度能否得到保證也是由中心距來決定的。三軸式變速器的中心距A，可以根據(jù)下面所示的公式進行初步的選擇。 (3-4) 式中?—中心距系數(shù)。對轎車取=8.9—9.3； — 一擋工作時的輸出扭矩： = = 519.36N·m 則由上面的公式得到初步的值A=72.33mm。 3.1.3 齒輪的模數(shù) 變速器的一個比較重要的指標就是模數(shù)值，模數(shù)的選擇也是有很多要求的， 1） 在要求中心距相同的情況下，可以選擇相較而言較小的模數(shù)；? 2） 為了減小齒輪的質(zhì)量，可以在不影響變速器性能的前提下，從齒寬和模數(shù)來下手。 3） 為了加工的方便性，變速器的齒輪模數(shù)可以是一樣的值； 4）若從齒輪的強度著想，變速器的齒輪模數(shù)可以不同的值。? 對乘用車而言，模數(shù)要選擇較小的數(shù)值，這樣可以減小噪音來提高駕駛人的駕乘舒適感。但模數(shù)值要按照國家標準來選擇。? 齒輪模數(shù)的選取可以依據(jù)下列各式來計算， 第一軸上斜齒輪的法向模數(shù) （3-5） =142Nm，可以算到=2.5 一擋直齒輪的模數(shù)m （3-6） 可以算出m=2.75 各種車型的齒輪模數(shù)可在表3-1中選擇： 齒輪的模數(shù)值要按照國家標準GB/T1357-1987來選擇。模數(shù)盡量選取第一系列，當?shù)谝幌盗胁环麜r可以考慮括號內(nèi)的的模數(shù)。 變速器上的不同齒輪采用的齒形也不盡相同，漸開線齒形大多用在同步器和嚙合套的接合處。本設計中齒輪上花鍵的模數(shù)值可以等于2.5，也可以小一點等于2，另外結合套的模數(shù)值可以與花鍵的選的一樣。 3.1.4 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b的選擇 齒輪壓力角的大小對變速器的影響很大，壓力角的取值較小時，會大大提高齒輪的重合度但不足的是會使輪齒的剛度有所降低；取值較大時可以使輪齒的抗彎強度和表面接觸強度都有所增強。根據(jù)本次設計的要求，齒輪壓力角應取小一些，因此齒輪的壓力角α可取20°，嚙合套或同步器的壓力角可取30°。 本次設計的齒輪除了一檔其余各檔都采用的斜齒輪，斜齒輪的最大問題就是在工作時會產(chǎn)生軸向力，因此消除軸向力顯得尤為重要，在此我們可以通過相嚙合的齒輪選擇相同的螺旋角來解決這一問題。本次變速器的設計中第一軸與第二軸上的斜齒輪一律左旋，中間軸上的齒輪一律右旋。 齒輪寬度b的選擇對齒輪的承受能力有著直接的影響，所以齒寬的大小很重要。在一定的范圍內(nèi)，齒寬可以適度的增大，若超過范圍，齒輪則會因為所受的載荷不均反而承受不了這么大的工作壓力。所以在已知齒輪強度夠的前提下，可以思考一下用較大一點的齒寬，這樣可以加強齒輪的承受能力。 正常通過下面兩個關系式來選擇直齒和斜齒齒輪的齒寬： 直齒b=（4.5～8.0），mm 斜齒b=（6.0～8.5），mm 為了提高汽車傳動的平穩(wěn)性以及齒輪的壽命，在選取第一軸齒輪的齒寬系數(shù)時可取大一些。對于模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)應當要取的稍大些。 3.1.5 齒輪變位系數(shù)的選擇 變位齒輪的種類也有很多，但用的比較多的就兩種。其中一種就是高度變位齒輪，這種齒輪最大的特點就是主動齒輪的變位系數(shù)和被動齒輪的變位系數(shù)相加之和等于零，另外這種變位齒輪可以讓大、小齒輪的齒根強度差距減小，但高度變位齒輪的強度只能逐個改變，不能同時。還有一種叫做角度變位齒輪，它恰恰與與高度齒輪相反，它的主動齒輪和被動齒輪的和不等于零。角度變位齒輪因為它的嚙合性能很好而且在所有的變位齒輪中它的傳動質(zhì)量也是最好的，所以被廠家用的最多。 變位系數(shù)可以按照下面的原則來選?。? 1）對高擋齒輪來說，選擇的變位系數(shù)要能保證齒輪的最大的接觸強度，不能讓齒輪間產(chǎn)生膠合，還要能保證齒輪的使用期限。 2）對低擋齒輪來說，選擇的變位系數(shù)要能增加變速器中小齒輪的齒根強度。 3）齒輪齒根部的抗彎強度會隨著變位系數(shù)值的降低而下降。但噪聲會小一點。 按照變位系數(shù)中的第三點，我們可以將各檔位的總變位系數(shù)選的小一些來減小噪聲。一般來說，總變位系數(shù)應隨著檔數(shù)的降低而增加，但變速器的一、二檔和倒擋還是應該選擇較大的值。 變位齒輪的變位系數(shù)可從圖3-2中選取。 3.2 各擋傳動比和齒輪齒數(shù)的確定 3.2.1 一擋齒輪齒數(shù)的確定 一擋的傳動比計算公式如下 (3-7) 通過求齒數(shù)和，來確定和的齒數(shù)，： （3-8） 其中A=72.34mm、m=2.7；故有=53.5，要注意的是形成齒輪副的兩個齒輪它們相加的數(shù)最好為奇數(shù)，這樣可以防止兩個齒輪相互磨損，延長齒輪的使用期限。則取=53。當變速器的 =3.5～3.8時，則=15～16，此處可取=16，根據(jù)公式可以算出=37。 根據(jù)之前算出的A和m而得到的不是整數(shù)，所以要將其改為整數(shù)，然后再根據(jù)式（3–8）計算出新的中心距。 修改為為53，則根據(jù)式（3–8）反推出A=72.12mm。 3.2.2 常嚙合齒輪副齒數(shù)的確定 從式（3–7）可以計算出常嚙合齒輪的傳動比 （3-9） 從之前算到的數(shù)據(jù)可知： 常嚙合齒輪的中心距和一擋齒輪的中心距是相等的。斜齒輪的中心距可以根據(jù)下面的公式計算出： （3-10） 由此可得： （3-11） 已知A和可計算出： 綜合上面兩式可得出：、 則根據(jù)式（3–7）可計算出一擋實際傳動比為： 3.2.3 其他各擋位齒數(shù)的確定 二擋齒輪的傳動比 （3-12） 而，則有： 對于斜齒輪來說 （3-13） 則有： 由（3-12），（3-13）兩式可計算出：。 同上可計算出： 三擋的齒輪數(shù) ； 四擋的齒輪數(shù) 。 3.2.4 倒擋齒輪的齒數(shù)確定 倒擋傳動比的數(shù)值可以根據(jù)一檔傳動比來確定，倒擋傳動比與一檔的相差較小，可取為3.6。中間軸上的倒擋齒輪的齒數(shù)和一擋主動齒輪相比要小一些，可取。倒擋軸的齒輪，此處取。 由 可以得出。 因為本次的設計中倒擋齒輪采用的是斜齒輪，所以我們可以算出中間軸與倒擋軸的中心距： 而倒擋軸與第二軸的中心： 3.3 齒輪的主要參數(shù) 表3-4 漸開線齒輪基準齒形 基本要素名稱 代號 標準齒 短齒 增大齒形角 齒形角（°） 20° 20° 25° 齒頂高系數(shù) f 0 1.0 0.8 1.0 徑向間隙系數(shù) 0.25 0.30m 0.2m 齒根圓半徑 0.38 0.46m 0.35m 表3–5??齒輪的主要參數(shù) 主要參數(shù) 齒數(shù) 模數(shù)（mm） 螺旋角 變位系數(shù) 分度圓直徑（mm） 齒根圓直徑（mm） 齒頂圓直徑（mm） 1 擋 16 2.7 30° 0.8 44 41.500 46.0 37 -0.8 100 97.500 102.0 2 擋 20 2.45 30° -0.4 56 49.875 60.9 31 0.4 88 81.875 92.9 3 擋 25 2.45 30° 0 70 63.875 74.9 26 0 74 67.875 78.9 5 擋 35 2.45 30° -0.2 99 92.875 103.9 16 0.2 45 38.875 49.9 常 嚙 32 2.45 30° -0.2 90 83.875 94.9 19 0.2 54 47.875 58.9 倒 擋 13 2.45 30° -0.8 36 33.200 38.0 23 0.132 66 63.500 68.0 29 0.8 82 79.500 84.0 4 變速器齒輪的材料選擇和強度計算 4.1 齒輪損壞的原因 齒輪的使用壽命會因為很多因素的影響而縮短，影響齒輪壽命的原因主要有三點：1.輪齒點蝕；2.輪齒折斷；3.移動換擋齒輪端部被破壞[9]。 齒輪齒部發(fā)生折斷的情況主要有以下幾種：由于齒輪承受到了極限的沖擊力，無法承受載荷，所以輪齒發(fā)生了彎曲折斷；輪齒在工作出現(xiàn)了疲勞裂紋，裂紋不斷上升最后造成彎曲折斷。前面一種情況在變速器中發(fā)生的幾率很少，但時后一種情形較為常見。 在齒輪運行的時候，相互接觸一組齒輪產(chǎn)生嚙合，它們的齒面也發(fā)生擠壓，這個時候會導致裂縫的擴大，究其原因是擠壓致使裂縫內(nèi)的潤滑油油壓的增大，此時齒表面會有塊狀脫落物而且出現(xiàn)多個點狀小坑，這種現(xiàn)象稱為齒面點蝕。這種現(xiàn)象會改變齒輪的齒形，齒輪所受的載荷就發(fā)生變化，這也會造成輪齒折斷。 我們一般情形下完成換擋，例如低擋和倒擋齒輪，是通過移動齒輪的方式，又因為在換擋的時候兩個工作的齒輪的轉(zhuǎn)動速度勢必不會同步，因此會在換擋的瞬間兩個齒輪因為不同步而相撞，從而損壞齒輪。 4.2 齒輪材料的選擇原則 （1）滿足工作條件的要求 變速器在不同的條件下對齒輪的傳動有著不同的要求，對齒輪的材料也有不同的要求[10]。通常對一般動力傳輸齒輪只要求材料有足夠的強度和耐磨性，并且齒面硬，齒芯軟。 （2）合理選擇配對材料 對于軟齒面齒輪，其硬度小于350HBS，為了讓兩個齒輪的工作時間相近，小齒輪的材料硬度需要稍微高于大齒輪，它們之間的硬度差應控制在大約30～50HBS。為了增大抗膠合的功用，大、小齒輪建議使用不一樣的鋼號材料[11]。 （3）考慮加工工藝及熱處理工藝 目前，我們通常使用鑄造的辦法來制作尺寸較大的齒輪的毛坯，而毛坯的材料基本上會在鑄鋼或鑄鐵之中選擇；尺寸并且制造精度不嚴格時，毛坯可以用圓鋼進行制造。中碳鋼和中碳合金鋼常常會用軟齒面齒輪的制造，首先進行正火或調(diào)質(zhì)等熱處理，然后再進行切削加工；硬度比350HBS大的硬齒面齒輪，沒有特殊要求下會使用低碳合金鋼切齒，然后再由表面滲碳淬火處理來獲得齒面[11]。 常嚙合齒輪因為它的傳遞轉(zhuǎn)矩很大并且一直處于工作狀態(tài)，所以損耗嚴重，應該使用硬齒面齒輪，相對較小的齒輪使用20GrMNTi材料在滲碳之后進行淬火，硬度范圍處于58～62HRC之間，同時相對較大的齒輪用40Cr進行調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度范圍在48～55HRC之間。一擋小齒輪采用的材料是20GrMNTi，它先進行滲碳后淬火，其硬度范圍是56～62HRC，大齒輪則使用40Cr作為制造材料，調(diào)質(zhì)后再進行表面淬火，其硬度范圍是46～55HRC；所有剩下的小齒輪無一例外都使用40Cr，并且在調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度范圍是48～55HRC，與此同時大齒輪采用45鋼，調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為40～50HRC[12]。 4.3 齒輪設計與計算 齒輪損壞的方式有很多，而常見的幾種就是齒面點蝕、輪齒折斷和移動換擋齒輪端部破壞[13]。鑒于這種情況，我們有必要對齒輪的的強度進行一下校核。 4.4 齒輪的強度計算和接觸應力計算 現(xiàn)代的汽車工業(yè)中的齒輪材料大多都是用的低碳合金鋼，齒輪的精加工是用剃齒來完成的，再通過熱處理工藝來對齒輪的表面進行再次加工，通過一系列的處理讓它的精度保證在7級以上才能符合標準。在這里我們可以用一些簡化過的公式來計算齒輪的強度部分，這些公式計算出來的結果還會更精準一些。本次變速器的齒輪材質(zhì)我們選用40Cr。 4.4.1 齒輪的彎曲強度計算 （1）直齒齒輪的彎曲應力： 式中—彎曲應力（MPa）； Ft10—齒輪10的圓周力，；其中為計算載荷，d為節(jié)圓半徑； —應力集中系數(shù)，取1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪與從動齒輪分別選1.1、0.9； b—齒寬； t—端面齒距； y—齒形系數(shù)，如圖4–1所示： 圖4-1齒形系數(shù)圖 一擋齒輪工作時，中間軸上的計算扭矩為： 可以計算出 再根據(jù) 可以算出；再將算出的代到公式 就可以算出： 當?shù)谝惠S上受到的最大扭矩作用在計算載荷上，這是變速器中的一擋直齒輪的彎曲應力[5]要控制在400～850Ma的范圍內(nèi)。 （2）斜齒輪的彎曲應力的計算： 式子里的是齒輪的重合度影響系數(shù)，取2.0；；齒形系數(shù)y的值可以用公式算出，然后在圖4-1中查出y。 二擋齒輪的圓周力： 通過斜齒輪的計算公式可以計算出： 齒輪8的當量模數(shù)=47.7，從圖上可知：=0.153。 進一步得到：MPa? 同理可算出：MPa? 剩下的檔位也可以用相同的方法算出彎曲應力，計算得出的結果如下： 三擋：=276.2MPa?;=266.4MPa? 常嚙：=211.5MPa;=197.4MPa 五擋：=218.8MPa;=216.9MPa 當常嚙合齒輪和高擋齒輪計算出來的載荷施加在第一軸上的最大扭矩時，齒輪的許用應力在180～350MPa范圍內(nèi)[15]。從而我們可以看出，各檔齒輪的彎曲應力都滿足彎曲強度的要求。 4.4.2 齒輪接觸強度的計算 齒輪齒面的接觸應力 式中： -齒輪的接觸應力； F-齒面上法向力， ,F1-圓周力； β—齒輪的螺旋角； E—齒輪材料的彈性模數(shù),； —齒寬； -主、從動輪的曲率半徑。 直齒輪： 斜齒輪： 式中的、是主、從動輪的節(jié)圓半徑（mm）。 當最大扭矩作為變速器第一軸上的計算載荷的時候，許用接觸應力的取值范圍可以在表4-1中查出： 根據(jù)公式（4-5）可以計算出各擋齒輪的接觸應力： 一擋：MPa 二擋：MPa? 三擋：MPa 四擋: MPa? 五擋：MPa 倒擋：MPa 將計算出的各檔齒輪的接觸應力與表4–1對照可以知道，基本符合要求。 5 變速器軸的設計與校核 5.1 變速器軸的結構選擇和尺寸確定 5.1.1 軸結構的選擇? 正常為了避免安裝的復雜性，將一檔齒輪與第一軸做成一個整體，一軸的前面部分大都是用軸承來固定的，這種軸承不需要承載斜齒輪產(chǎn)生的軸向力[16]。軸的后面部分是用卡環(huán)或者軸承蓋一類的東西來固定的。第一軸的結構就像圖5–1所畫的這樣。 圖5-1 變速器第一軸 圖5-1 變速器第一軸 中間軸正常用到的種類有兩種，一種是固定軸式，我們這次設計采用的就是固定軸式；還有一種是旋轉(zhuǎn)軸式。我們這次方案的結構簡圖如圖5-2所示： 圖5-2 變速器中間軸 5.1.2 軸的尺寸確定 變速器的第二軸和中間軸的中部直徑d為（0.45～0.60）A，軸的最大直徑d與支承間的距離的比值： 中間軸： 第二軸： 變速器第一軸上的花鍵直徑d可以通過下式進行初步計算： （5–1） 式中：K—經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0～4.6； 第二軸和中間軸中部直徑：mm。 第二軸最大軸徑可取45mm；中間軸最大軸徑可取40mm。 中間軸的長度可依據(jù)下式進行初步選擇： （5–2） 取L=222mm。 第二軸的長度可依據(jù)下式進行初步選擇： （5–3） 取L=235mm。 第一軸長度可依據(jù)下式進行初步選擇： mm 取d=24mm。 mm 取L=140mm。 5.2 軸的校核 由于先確定變速器的結構，再計算的軸的大小，所以一般來說軸的強度是足夠的。本次軸的校核只需校核軸的幾個危險斷面就可以了。在前面的設計中已經(jīng)軸的強度和剛度留了一定的余量，所以本次只需校核一擋就可以了；汽車在行駛時，一檔處的傳動扭矩最大，其一檔齒輪所處的軸承受的扭矩也是最大的[17]。第二軸是本次校核的重點，因為它的的結構最為復雜。 5.2.1 第一軸的強度與剛度校核 第一軸在工作過程中受到的彎矩很小，所以可以忽略不計，在軸的強度計算時可以只計算扭矩： （5-4） 式中-扭矩切應力； T—軸所受的扭矩； —軸的抗扭截面系數(shù)，mm3； P—軸傳遞的功率； d—計算截面處軸的直徑； []—許用扭轉(zhuǎn)切應力。 其中；代入下面的公式： 查表可以知道，則,結果滿足強度要求。 扭轉(zhuǎn)角是用來表示軸的扭轉(zhuǎn)變形的，根據(jù)下式可以求出： （5-5） 式中:T—軸所受的扭矩； G—軸的材料的剪切彈性模數(shù)，對于鋼材，G=8.1×104MPa； —軸截面的極慣性矩，=πd4/32； 把已知的數(shù)據(jù)代到以上公式可以計算出： 對于正常的傳動軸；所以剛度要求也滿足。 5.2.2 第二軸的強度與剛度校核 （1）軸的強度校核 齒輪的圓周力、徑向力和軸向力可以按照以下的公式來算： （5-6） （5-7） （5-8） 式中 —各擋位的傳動比，此處為一擋傳動比3.89； d —計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，d=100mm； —節(jié)點處的壓力角，為16°； —螺旋角，為30°； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，此處=142000N·mm。 從而可以算出： 危險截面的受力分析圖： 垂直面：(160＋75)=×75 得=1155.4N 垂直面內(nèi)受到的力矩：=160·=184.87N·m； 水平面： （5-9） 水平面內(nèi)受到的力矩： 該軸所受扭矩為： 故危險截面所受的合成彎矩為： （5-10） 可得 =1.3×10N·mm 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的共同作用下的軸的應力（MPa）: （5-11） 將代入上式能計算出：，低擋運轉(zhuǎn)時，故有≤,所以強度滿足要求。 (2)軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計算： （5-12） （5-13） 式中F3-齒輪齒寬中間平面上的徑向力，F(xiàn)3=Fr； F4-齒輪齒寬中間平面上的圓周力，F(xiàn)4=Ft； E—彈性模數(shù)，E=2.1×100000MPa； I-慣性矩，，d為軸的直徑； a、b—為齒輪座上的作用力距支座a、b距離； L—支座之間的距離。 將數(shù)值代入式（5-11）和（5-12）得：=0.13；=0.15。 故軸的全撓度為，所以軸的剛度滿足要求。 6 結論 現(xiàn)如今，我們國家的變速器技術已經(jīng)不能再以以前的眼光來看待了，現(xiàn)在已經(jīng)有了很大的進步了，雖說還有許多的技術難關需要解決，但這對于我們來說都是可以邁過去的。也是我們這些即將畢業(yè)的學生走入社會大施拳腳的一次機會和挑戰(zhàn)。 在做畢業(yè)設計之前，我對汽車變速器的了解很少。剛開始做畢業(yè)設計的時候我查閱了很多的資料文獻，對變速器有了一個大體的了解。我設計的變速器類型是5+1擋式的，這種變速器正常用在乘用車上，變速器采用了結合套換擋，這種換擋方式雖說增加了成本，但這提高了汽車的操縱舒適感。在今后進入社會，我還會繼續(xù)在變速器這方面做更多的研究和學習，并將這種努力鉆研的精神帶到以后的工作中，認真對待每一件事。 通過本次的設計，得出了以下結論： 1）變速器的驅(qū)動輪扭矩和轉(zhuǎn)速是通過改變傳動比來增加的，從而來實現(xiàn)變速器的變速。 2）變速器要滿足質(zhì)量輕、結構簡單、便于使用的要求。 3）操作簡單，工作可靠，噪音小是變速器要滿足的基本要求。 4）從汽車的整體布局、駕駛員的使用習慣和平均傳動效率等方面來安排變速器的齒輪。 參考文獻 [1]汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊（設計篇）[M].北京：人民交通出版社，2001. [2]林秉華.最新汽車設計實用手冊[M].黑龍江：黑龍江人民出版社，2005. [3]陳家瑞.汽車構造（上冊、下冊）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005. [4]清華大學汽車工程系編寫組編著.汽車構造[M].北京：人民郵電出版社，2000. [5]劉濤.汽車設計[M].北京：北京大學出版社，2008. [6]王望予.汽車設計（第3版）[M].北京：機械工業(yè)出版杜，2000.5 [7]劉惟信.汽車設計[M]，北京：清華大學出版社出版，2004. [8]林寧等.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，1999. [9]]高維山.汽車設計叢書變速器.北京：人民交通出版社出版，1990.. [10]張一民.汽車零部件可靠性設計[M]. 北京：北京理工大學出版社，2000. [11]張寶生，李杰，林明芳.汽車優(yōu)化設計理論與方法[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2000. [12]張文春.汽車理論[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005. [13]余志生.汽車理論（第5版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009. [14]機械設計手冊編委會.機械設計手冊(1-5卷) [M].北京：機械工業(yè)出版社，2004. [15]濮良貴，紀名剛.機械設計（第七版）[M].北京：高等教育出版社，2006. [16]孫桓，陳作模.機械原理（第五版）[M].北京：高等教育出版社，2006. [17] 范欽珊，郭光林.工程力學1，2（第2版）[M].北京：高等教育出版社，2011. 致 謝 這次的畢業(yè)設計雖說做的過程很不易，但我最終還是克服了種種的難題把它給完成了。畢業(yè)設計使我對專業(yè)課知識有了更深的了解，另外也了解了之前沒學到的好多知識，在做畢設的過程中，我的個人能力有了較大的提高，同時對汽車變速器也有了更深的了解。 做畢業(yè)設計的過程是緊張而忙碌的，但也讓我感到了充實。?在我做畢業(yè)設計期間，黃大宇給我提供了許多有關汽車變速器的資料同時給了我許多建議和論文的一些注意事項。若沒有黃老師在我做畢業(yè)設計期間給我的建議和幫助，我估計得需要更長的時間來完成，所以在此我向黃老師對學生負責的態(tài)度和嚴謹?shù)墓ぷ髯黠L表示敬意，對黃老師給與我的幫助表示深深的謝意。