優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要CAD圖紙，Q咨詢414951605或1304139763兩軸六速手動變速器設計摘要轎車作為一種最常用汽車，已在現(xiàn)代的社會中占有舉足輕重的地位。而變速器是汽車傳動系統(tǒng)結構中最重要的部分之一，汽車的前進、后退，增速、減速都要靠變速器傳動來實現(xiàn)。而且變速器在汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性上也有很重要的影響。本次設計的汽車變速箱主要是從強度方面來對齒輪的尺寸計算及校核，軸的尺寸計算和位置的確定，選擇設計滿足其承載能力的同步器。另外，針對齒輪作用力的不同，在不同的軸上選擇合適的軸承。利用軟件AUTCAD完成變速器總成圖、第一軸、第二軸、各個擋齒輪及同步器的設計。隨著我國汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，人們對汽車的需求也越來越高。通過對轎車車變速器的設計，我了解到變速器在汽車結構中具有著重要的作用，因此變速器結構的改進對汽車行業(yè)的發(fā)展與進步具有著深遠的意義。關鍵詞變速器；齒輪；同步器；設計IITWOSIXSPEEDMANUALTRANSMISSIONSHAFTDESIGNABSTRACTASONEOFTHEMOSTPOPULARSEDANCAR,ALREADYOCCUPIESAPIVOTALPOSITIONINMODERNSOCIETYTHETRANSMISSIONISACARTRANSMISSIONSTRUCTUREISONEOFTHEMOSTIMPORTANTPARTOFTHECARFORWARD,BACKWARD,GROWTHRATE,HAVETORELYONTHETRANSMISSIONGEARDRIVETOACHIEVEANDTRANSMISSIONALSOHASAVERYIMPORTANTINFLUENCEINTHECARSPOWERANDFUELECONOMYTHEDESIGNOFTHECARGEARBOXISMAINLYFROMSTRENGTHTODETERMINETHESIZEOFTHECOMPUTINGGEARANDCHECKINGTHESIZEANDPOSITIONOFTHEAXISISCALCULATED,SELECTTHEDESIGNTOMEETTHEIRCARRYINGCAPACITYSYNCHRONIZERINADDITION,DIFFERENTFORCEFORTHEGEAR,THESHAFTINADIFFERENTCHOICEOFSUITABLEBEARINGSTRANSMISSIONASSEMBLYISCOMPLETEDUSINGSOFTWAREAUTCADFIGURE,THEFIRSTSHAFT,ASECONDSHAFT,ANDTHERESPECTIVESPEEDGEARSYNCHRONIZERDESIGNWITHTHERAPIDDEVELOPMENTOFCHINASAUTOMOBILEINDUSTRY,THEDEMANDFORCARSISINCREASINGBYCARVEHICLETRANSMISSIONDESIGN,ILEARNEDTHATTHETRANSMISSIONHASANIMPORTANTROLEINTHEAUTOMOTIVESTRUCTURE,THUSIMPROVINGTRANSMISSIONSTRUCTUREOFTHEAUTOMOTIVEINDUSTRYSDEVELOPMENTANDPROGRESSHAVEFARREACHINGSIGNIFICANCEKEYWORDSTRANSMISSIONGEARSYNCHRONIZERDESIGNIII目錄第1章緒論111變速器的概述112變速器的種類213設計要求3第2章變速器傳動機構布置方案421變速器傳動方案分析與選擇422倒檔布置方案423零部件結構方案分析5231齒輪形式5232變速器軸6233變速器軸承的選擇6第3章變速器主要參數(shù)的選擇與零件的設計731主要參數(shù)的選擇7311檔數(shù)7312傳動比范圍7313變速器各檔傳動比的確定7314中心距的選擇9315變速器的外形尺寸10316齒輪參數(shù)的選擇1032各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算1133變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整14第4章變速器齒輪強度校核1641齒輪材料的選擇原則1642變速器齒輪彎曲強度校核1643輪齒接觸應力校核1844倒檔齒輪的校核20第5章軸的及軸上零件的設計與選擇2151初選軸的直徑2152軸的強度驗算22521軸的剛度計算22522軸的強度計算2553軸承選擇與壽命計算28IV531輸入軸軸承的選擇與壽命計算28532輸出軸軸承的選擇與壽命計算30第6章變速器同步器及結構元件設計3261同步器設計32611同步器的功用及分類32612慣性式同步器32613鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定33614主要參數(shù)的確定3462速器的操縱機構3563速器殼體36參考文獻37致謝38湖州師范學院本科畢業(yè)論文1第1章緒論隨著汽車工業(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。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在各種行駛工況下，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，對轎車而言，其設計意義更為明顯。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。11變速器的概述變速器作為傳遞力和改變汽車車速的主要裝置，現(xiàn)在對其操縱的方便性和檔位數(shù)方面的要求愈來愈高。目前，四、五檔特別是五檔的變速器的用量有日漸增加的趨勢。同時，六擋變速器的裝車率也在上升。變速器是用于改變發(fā)動機的轉矩和轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種路障的不同條件下對驅動車輪牽引力級車速不同要求的汽車總成。設置變速器的目的是在各種行駛狀況下，是汽車獲得不同的牽引力和速度，同時是發(fā)動機在最有利的工作范圍內工作。因此它的性能直接影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性。我們知道，汽車發(fā)動機在一定的轉速下能夠達到最好的狀態(tài)，此時發(fā)出的功率你較大，燃油經(jīng)濟性也比較好。因此，我們希望發(fā)動機總能在其最佳狀態(tài)下工作。但是，汽車在實際使用中還是需要有不同的速度，這樣就產(chǎn)生了矛盾。這個矛盾需要通過變速器來解決。變速器的作用用一句話來概括就是變速變扭，即減速增扭或增速減扭。為什么減速可以增扭，而增速又要減扭呢在相同情況下，發(fā)動機輸出的功率是不變的，功率可以表示為NT，其中是傳動角速度，T是扭矩。當N固定的時候，和T是成反比的。所以減速必增扭，反之亦然。汽車變速器的就是根據(jù)變速器變速變扭的原理，分成各個檔位對應不同的傳動比，以適應不同的運行狀況。對于變速器提出如下基本要求1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機向驅動輪的動力傳輸3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出5）換擋迅速、省力、方便6）工作可靠。汽車在行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生7）變速器應當有高的工作效率8）變速器的工作噪聲低湖州師范學院本科畢業(yè)論文2此外，變速器還要滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易和維修方便等要求。12變速器的種類變速器有傳動機構和操縱機構組成。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手/自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。（1）手動變速器MT手動變速器（MANUALTRANSMISSION）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值也就是所謂的“級”。比如，一檔變速比是385,二檔是255,再到五檔的075,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有5個值即有5級，所以說它是有級變速器。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認為手動變速器不會過早的離開。（2）自動變速器（AT）自動變速器（AUTOMATICTRANSMISSION），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機如果使用手動檔，則會反復地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。（3）手動/自動變速器（AMT）其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠911車型上首先推出，稱為TIPTRONIC，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“”、“”選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔或加檔，如同手動檔一樣。自動手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。（4）無級變速器當今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范湖州師范學院本科畢業(yè)論文3多尼斯（VANDOORNES）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。本次設計的變速器為手動變速器。13設計要求本次設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計，整車主要技術參數(shù)如下大眾寶來2014款16L手動時尚型參數(shù)車身尺寸長寬高452317751467軸距2610MM最高車速180KM/H百公里加速時間118S整備質量1265KG最大功率/最大功率轉速77KW/5600RPM最大扭矩/最大扭矩轉速155NM/3800RPM輪胎尺寸前輪195/65R15；后輪195/65R15湖州師范學院本科畢業(yè)論文4第2章變速器傳動機構布置方案21變速器傳動方案分析與選擇機械式變速器傳動機構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，結構簡單、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，受結構限制其一檔速比不能設計的很大。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)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。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。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)會使變速器機構復雜和質量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。綜上所述，由于此次設計的寶來16L手動變速器是中檔轎車變速器，驅動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅動，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，設計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。選擇6檔變速器，并且六檔為超速檔。22倒檔布置方案常見的倒檔布置方案如圖21所示。圖21B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21C方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖21D方案對21C的缺點做了修改；圖21E所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖21F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21F所示方案。湖州師范學院本科畢業(yè)論文5圖21倒檔布置方案23零部件結構方案分析231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、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設計全部選用斜齒輪。變速器齒輪可以與軸設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，其內徑直徑到齒根圓處的厚度（圖22）影響齒輪強度6。要求B尺寸應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，B齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸要求C（21）241D式中花鍵內徑。2D為了減小質量，輪輻處厚度應在滿足強度條件下設計得薄些。圖22中的尺寸可取為花1D鍵內徑的125140倍。湖州師范學院本科畢業(yè)論文6圖22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在M范圍內選用。要求齒輪制造精度不低于7級。408AA，R232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。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的磨削比漸開線花鍵要容易7。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低與M，硬度不80AR低于5863HRC。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，所以設計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應當可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關問題。233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8。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，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。由于本設計的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。湖州師范學院本科畢業(yè)論文7第3章變速器主要參數(shù)的選擇與零件的設計31主要參數(shù)的選擇本次設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計，大眾寶來2014款16L手動時尚型整車主要技術參數(shù)如下車身尺寸長寬高452317751467軸距2610MM最高車速180KM/H百公里加速時間118S整備質量1265KG最大功率/最大功率轉速77KW/5600RPM最大扭矩/最大扭矩轉速155NM/3800RPM輪胎尺寸前輪195/65R15；后輪195/65R15311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45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45個檔或多檔。載質量在2035T的貨車采用五檔變速器，載質量在4080T的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質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18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，本次設計的轎車變速器為6檔變速器。312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10；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0708。影響最低檔傳動比選取的因素有發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅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3045之間，總質量輕些的商用車在5080之間，其它商用車則更大。本設計最高檔傳動比為078。313變速器各檔傳動比的確定（1）主減速器傳動比的確定發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為12（31）037IRNUGA湖州師范學院本科畢業(yè)論文8式中汽車行駛速度（KM/H）；AU發(fā)動機轉速（R/MIN）；N車輪滾動半徑（M）；R變速器傳動比；GI主減速器傳動比。0已知最高車速180KM/H；最高檔為超速檔，傳動比078；車輪滾動半徑MAXUVGI由所選用的輪胎規(guī)格195/65R15得到MR25317619524發(fā)動機轉速5600（R/MIN）；由公式（31）得到主減速器傳動比計算公式NP74180730730AGUINRI（2）最抵檔傳動比計算按最大爬坡度設計，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，MAX驅動力應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）13。用公式表示如下（32）MAXMAX0MAXSINCOGFRITTGE式中G車輛總重量N；坡道面滾動阻力系數(shù)對瀝青路面001002；F發(fā)動機最大扭矩NM；MAXET主減速器傳動比；0I變速器傳動比；G為傳動效率（08509）；TR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）MAX716由公式（32）得（33）TEGITRGI0MAXAX1SNCO已知M1265KG；R0317M；G98M/S205F76MAXNE15AX740I湖州師范學院本科畢業(yè)論文9；，把以上數(shù)據(jù)代入（33）式8640T856186407153701SIN92COS089125GI滿足不產(chǎn)生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產(chǎn)生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下NTGEFRIT10MAX（34）TENGII0MAX1式中驅動輪的地面法向反力，；NFFN1驅動輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或瀝青路面可取0708之間。已知前輪軸荷KG；取06，把數(shù)據(jù)代入（34）式得265801M9347579261GI所以，一檔轉動比的選擇范圍是5211GI初選一檔傳動比為29。（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QIII6543213017892541I01532761320954312QIQI314中心距的選擇初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算14（35）31MAXGEAITK式中湖州師范學院本科畢業(yè)論文10A變速器中心距（MM）；中心距系數(shù)，乘用車8993；KAK發(fā)動機最大輸出轉距為155（NM）；MAXET變速器一檔傳動比為29；1I變速器傳動效率，取96。G（8993）（8993）75576725570278MMA3960215轎車變速器的中心距在6080MM范圍內變化。初取A68MM。315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231046830430ALMM初選長度為230MM。316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合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。表32汽車變速器齒輪的法向模數(shù)轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表32選取各檔模數(shù)為，由于轎車對752NM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，應選用145、15、16、165等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用225或25等大些的壓力角15。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。乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量/TA車型1014模數(shù)/MMNM225275275300350450450600湖州師范學院本科畢業(yè)論文11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，應當選用較大的螺旋角。本設計初選螺旋角全部為22。（4）齒寬B齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、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?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。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NM斜齒，取為6085，取78NCKBCMM452178（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075080的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為100。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100的細高齒。本設計取為100。32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)。應該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻16。根據(jù)圖31確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。（1）一檔齒數(shù)及傳動比的確定湖州師范學院本科畢業(yè)論文12一檔傳動比為921ZI85472COS685COS2HNNHZMAZ取整得46。轎車可在1217之間選取，取12，則。1Z342Z則一檔傳動比為3212I（2）對中心距A進行修正COSHNZM2682475取整得MM，為標準中心距。0A0中心距調整后取則35,12Z62（3）二檔齒數(shù)及傳動比的確定（36）3142ZI（37）COS430MAN已知70MM，2231，275，；將數(shù)據(jù)代入（36）、（37）兩式，齒數(shù)0A2IN2取整得，143Z3所以二檔傳動比為1354Z（4）計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比（38）76563ZI（39）COS260MAN已知70MM，1716，275，；將數(shù)據(jù)代入（38）、（39）兩式，齒數(shù)0A3IN湖州師范學院本科畢業(yè)論文13取整得，所以三檔傳動比為175Z306765130563ZI（5）計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比（310）21784ZI（311）COS80ZMAN已知70MM，132，275，；將數(shù)據(jù)代入（310）、（311）兩式，齒數(shù)0A4IN2取整得，所以四檔傳動比為27Z78Z3510784ZI（6）計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比（310）01594ZI（311）COS21090ZMAN已知70MM，1015，275，；將數(shù)據(jù)代入（310）、（311）兩式，齒0A4IN數(shù)取整得，所以五檔傳動比為239Z10043129104ZI（7）計算六檔齒輪齒數(shù)及傳動比（312）780125ZI（313）COS120ZMAN已知70MM，078，275，；將數(shù)據(jù)代入（312）、（313）兩式，齒數(shù)0A5IN取整得，所以六檔傳動比為261Z1Z802615ZI（8）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23，輸入軸齒輪齒數(shù)11，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運1413動干涉齒輪13和齒輪15的齒頂圓之間應保持有05MM以上的間隙，即滿足以下公式湖州師范學院本科畢業(yè)論文14（314）013552COSAMZN已知，把數(shù)據(jù)代入（314）式，齒數(shù)取整，解得2137NM0A，則倒檔傳動比為51Z1823513ZIR輸入軸與倒檔軸之間的距離MM取052COS7COS2134ZMAN50A輸出軸與倒檔軸之間的距離MM取4281CS35CS1345ZN833變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整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17。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)應該逐檔增大。本次設計螺旋角定為一檔至五檔，倒檔21根據(jù)設計手冊及相關圖表得一檔齒輪的變位當A070Z112Z235時，查得總變位系數(shù)X0522變位系數(shù)分2配為X10324X20198二檔齒輪的變位當A070Z314Z433時，查得總變位系數(shù)X0522變位系數(shù)分配為X30311X40211三檔齒輪的變位當A070Z517Z630時，查得總變位系數(shù)X05222變位系數(shù)分配為X50296X60226四檔齒輪的變位當A070Z720Z827時，查得總變位系數(shù)X0522變位系數(shù)分配為X70270X80252五檔齒輪的變位當A070Z923Z1024時，查得總變位系數(shù)X05222湖州師范學院本科畢業(yè)論文15變位系數(shù)分配為X90234X100288六檔齒輪的變位當A070Z1126Z1221時，查得總變位系數(shù)X05222變位系數(shù)分配為X110234X120288倒檔齒輪的變位輸入軸與倒檔軸之間當A046Z1311Z1535時，查得總變位系數(shù)X020021變位系數(shù)分配為X13017X15003輸出軸與倒檔軸之間當A080Z1423Z1535時，查得總變位系數(shù)X012變位系數(shù)分配為X14003X15015湖州師范學院本科畢業(yè)論文16第4章變速器齒輪強度校核41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，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。（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)正火或調質處理后，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5862HRC。42變速器齒輪彎曲強度校核齒輪彎曲強度校核（斜齒輪）315BTYKFW1式中圓周力（N），；1FDTG21計算載荷（NMM）；GT節(jié)圓直徑（MM），為法向模數(shù)（MM）；DCOSZMDNN湖州師范學院本科畢業(yè)論文17斜齒輪螺旋角；應力集中系數(shù)，150；KK齒面寬（MM）；B法向齒距，；TNMT齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖32中查得；Y3COSZN重合度影響系數(shù)，20。KK圖32齒形系數(shù)圖將上述有關參數(shù)據(jù)代入公式（315），整理得到316KYZMTCNGW3OS2（1）一檔齒輪校核已知3105GTNMM；MM；X10324；2K752N07C02K，查齒形系數(shù)圖32得Y0153，把以上數(shù)據(jù)代入316式，得3016COS33ZNMPA042857153072143COS52331KYMZTCNGW（2）二檔齒輪校核湖州師范學院本科畢業(yè)論文18已知3105GTNMM；MM；X30311；2K752NM07CK02K，查齒形系數(shù)圖32得Y0157，把以上數(shù)據(jù)代入316式，得0COS433ZNMPA6925715072143COS52333KYMZTCNGW其他各檔位齒輪的校核同理，此處不再一一復述。對于轎車當計算載荷取變速器輸入軸最大轉距時，其許用應力不超過180350MPA，以上各檔均合適。43輪齒接觸應力校核（317）14180BZJFE式中輪齒接觸應力（MPA）；J齒面上的法向力（N），；FCOS1F圓周力（N），；1DTFG21計算載荷（NMM）；為節(jié)圓直徑（MM）；GT節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角；齒輪材料的彈性模量（MPA）；E5102齒輪接觸的實際寬度（MM）；B，主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（MM），直齒輪，斜ZSINZRSINBR齒輪，；2COSINZR2COSINBR、主從動齒輪節(jié)圓半徑（MM）。ZB表33變速器齒輪許用接觸應力齒輪/MPAJ湖州師范學院本科畢業(yè)論文19滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔齒輪13001400650700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力見2MAXETJ表33（1）一檔齒輪接觸應力校核已知NMM；MPA；3105GT051062EMM；695472201HZADMM；310102H；MM872COS57NCMKBN59042COS0693131DTFG720COS2IN3104COS2INSII5SISI2212DRBZ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（317）可得MAXETMPA4180278710625904521，J（2）二檔齒輪接觸應力校核已知NMM；MPA；3GT2056EMM；94712303HZADMM；0863404H湖州師范學院本科畢業(yè)論文20MM；8712COS57NCMKBN18732COS0943533DTFGINCOS2INSI2RZ19COS0I896II2242DB同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（317）可得MPA9452717871834053，J其他各檔位校核同理此處不再一一復述。以上各檔變速器齒輪的接觸應力均小于齒輪的許用接觸應力，所以各檔均合格。J44倒檔齒輪的校核由于采用斜齒故與前六檔校核相同（1）齒根彎曲疲勞許用應力計算倒檔輸入齒輪已知NMM；MM；X11017；305GT215K72NM07CK；，查齒形系數(shù)圖32得Y0132，把以上數(shù)據(jù)代入2K3COS33ZN316式，得MPA357210752143COSS337KYMZTCNGW（2）齒面接觸疲勞許用應力的計算19已知NMM；MPA；3015G5106E8614COS2INSI7SS10292DRBZ湖州師范學院本科畢業(yè)論文21N0987COS29DTFG同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（317）可得MPA150389178487106290451J所以倒檔齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均合格。第5章軸的及軸上零件的設計與選擇變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性等均有不利影響。51初選軸的直徑在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內選取ADL對輸入軸，016018；對輸出軸，018021。LD/L/輸入軸花鍵部分直徑（MM）可按下式初選取3MAXETKD式中經(jīng)驗系數(shù)，4046；K發(fā)動機最大轉矩（NM）。MAXET輸入軸花鍵部分直徑21492471MM3115640，D初選輸入、輸出軸支承之間的長度270MM。L按扭轉強度條件確定軸的最小直徑（322）3320195NPD式中D軸的最小直徑（MM）；軸的許用剪應力（MPA）；P發(fā)動機的最大功率（KW）；N發(fā)動機的轉速（R/MIN）。將有關數(shù)據(jù)代入（322）式，得湖州師范學院本科畢業(yè)論文22MM3205670219201953333NPD所以，選擇軸的最小直徑為22MM。根據(jù)軸的制造工藝性要求20，將軸的各部分尺寸初步設計如圖33、34所示圖33輸入軸各部分尺寸圖34輸出軸各部分尺寸52軸的強度驗算521軸的剛度計算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內的轉角。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。湖州師范學院本科畢業(yè)論文23圖35變速器軸的撓度和轉角軸的撓度和轉角如圖35所示，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為CFSF，可分別用下式計算（323）EILBAFFC321（324）IFS2（325）EILABF31式中齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；1F齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；2彈性模量（MPA），21105MPA；EE慣性矩（MM4），對于實心軸，；I64DI軸的直徑（MM），花鍵處按平均直徑計算；D、齒輪上的作用力距支座、的距離（MM）；ABAB支座間的距離（MM）。L軸的全撓度為MM。202SCFF軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為005010MM，010015MM。齒輪所在CFSF平面的轉角不應超過0002RAD。（1）變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核1）軸上受力分析一檔工作時N04679813752COS0COS211ZMTDFNGT湖州師范學院本科畢業(yè)論文24N743152COS0TAN46798COSTAN11RFN8TT1A輸入軸的撓度和轉角的計算已知A23MM；B23124MM；L25424MM；D355MM，把有關數(shù)據(jù)代入（323）、（324）、（325）得到LDEBAFIFRRC4212136MM105071250237542CFMM582453103669864541STSFLDEBAFFMM0197222SCFFRAD0278245341036453451EILABR輸出軸的撓度和轉角的計算輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知A2525MM；B23124MM；L25649MM；D43MM，把有關數(shù)據(jù)代入（323）、（324）、（325）得到LDEBAFIFRRC4212136MM1050492502357442CFMM163169845SSFFMM208970222SCFFRAD0214456314357431EILABFR二檔工作時湖州師范學院本科畢業(yè)論文25N29640152COS04COS233232ZMTDFNGTN7CSTAN960COSTA22RN256T4TN2AF輸入軸的撓度和轉角的計算已知A7674MM；B1775MM；L25424MM；D435MM，把有關數(shù)據(jù)代入（323）、（324）、（325）得到2453140236767953644222LDEBAFILFRRCMM1050168CFMM1500427954323676945222SRSFILBAFMM018022SCFFRA02140245314367769573452EILABFRD輸出軸的撓度和轉角的計算輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知A79MM；B1775MM；L25649MM；D40MM，把有關數(shù)據(jù)代入（323）、（324）、（325）得到49256014323795364222LDEBAFILFRRCMM1050468CFMM150062849532794352242STSFLDBAFMM0680622SCFFRAD021749251433677954352EILABFR湖州師范學院本科畢業(yè)論文26其他各檔位工作時剛度校核計算同理，此處不再一一復述。由以上可知道，變速器在各檔工作時均滿足剛度要求。522軸的強度計算變速器在一檔工作時對輸入軸校核計算輸入軸的支反力N0467981275COS02COS2311ZMTDFNGTNCSTAN046798COSTA1RN3827TTN1AF已知A23MM；B23124MM；L25424MM；D355MM，（1）垂直面內支反力對B點取距FAYABFA1R1FR1B0代入得FAY2623567N對A點取距FBYABFA1R1FR1A0代入得FBY512173N（2）水平面內的支反力對B點取距FAXABFT1B0代入得FAX7265402N對A點取距FBXABFT1B0代入得FBX722644N（3）計算垂直面內的彎矩軸上各點彎矩如圖36所示作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩BMH和彎矩的同時作用下，其應力為T32932DWM湖州師范學院本科畢業(yè)論文27式中（NM）；22TMBH軸的直徑（MM），花鍵處取內徑；D抗彎截面系數(shù)（MM3）。W將數(shù)據(jù)代入（329）式，得MPA0457314295032MAXINMAXD在低檔工作時，400MPA，符合要求。圖36輸入軸的彎矩圖對輸出軸校核計算輸出軸的支反力齒輪受力如下N057981275COS02COS23112ZMTDFNGT湖州師范學院本科畢業(yè)論文28N743152COS0TAN46798COSTAN12RFN8TTA已知A2525MM；B23124MM；L25649MM；D43MM軸上各點彎矩如圖37所示（1）垂直面內支反力對B點取距FAYABFA2R2FR2B0代入得FAY309758N對A點取距FBYABFA2R2FR2A0代入得FBY3816N（2）水平面內的支反力對B點取距FAXABFT2B0代入得FAX78669N對A點取距FBXABFT2B0代入得FBX735739N圖37輸出軸彎矩圖把以上數(shù)據(jù)代入（329），得MPA0213DMWAXAXM在低檔工作時，400MPA，符合要求。53軸承選擇與壽命計算軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸AMV承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。湖州師范學院本科畢業(yè)論文29AMVSL式中，H16060MAXAV3125604531輸入軸軸承的選擇與壽命計算初選軸承型號根據(jù)機械設計手冊選擇30205型號軸承KN，KN。7ORC23R（1）變速器一檔工作時N，N7435RF38271AF軸承的徑向載荷2852063N；NA62B軸承內部軸向力查機械設計手冊得Y16N7891620351YSAN2FBN6586541832789121SSA所以N1AFN12AS計算軸承當量動載荷P查機械設計手冊得到30E，查機械設計手冊得到；FAA12562857916140YX，查機械設計手冊得到EBA43當量動載荷ARPYFXFP21N29308791603854N45472為支反力。RFH8269738041236101026PCNLH湖州師范學院本科畢業(yè)論文30表34變速器各檔的相對工作時間或使用率GIF/I變速器檔位車型檔位數(shù)最高檔傳動比31130694105320765普通級以下4118236831122774105210587410532076551052418575轎車中級以上510521557525查表34可得到該檔的使用率，所以H61501856所以軸承壽命滿足要求。532輸出軸軸承的選擇與壽命計算（1）初選軸承型號根據(jù)機械設計手冊選擇軸承型號為右軸承采用30205型號KN，KN37ORC23R左軸承采用30208型號KN，KN46變速器一檔工作時一檔齒輪上力為N，N74315RF3827AF軸承的徑向載荷2825063N；NA6723BF軸承內部軸向力查機械設計手冊得Y16N7891620351YSAN2FB所以N7891AN654183272AFS（2）計算軸承當量動載荷P查機械設計手冊得到0E湖州師范學院本科畢業(yè)論文31，查機械設計手冊得到；EFAA31250628579101YX，查機械設計手冊