1、?汽車設(shè)計(jì)實(shí)踐?課程設(shè)計(jì)經(jīng)濟(jì)型轎車機(jī)械式手動(dòng)變速箱設(shè)計(jì)計(jì)算說明書目錄1. 設(shè)計(jì)任務(wù)書22. 總體方案論證23. 變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇54. 變速器主要零部件的幾何尺寸計(jì)算及可靠性分析15 4.1變速器齒輪154.2變速器的軸194.3變速器軸承245.驅(qū)動(dòng)橋主減速器齒輪局部參數(shù)的設(shè)計(jì)與校核316.普通錐齒輪差速器的設(shè)計(jì)377.設(shè)計(jì)參數(shù)匯總優(yōu)化后45*參考文獻(xiàn)481 設(shè)計(jì)任務(wù)書根據(jù)給定汽車車型的性能參數(shù)，進(jìn)行汽車變速箱總體傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)，選擇并匹配各總成部件的結(jié)構(gòu)型式，計(jì)算確定各總成部件的主要參數(shù)；詳細(xì)計(jì)算指定總成的設(shè)計(jì)參數(shù)，繪出指定總成的裝配圖和局部零件圖。表1-1 轎車傳動(dòng)系統(tǒng)的主要

2、參數(shù)組別發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)11.6L橫置前驅(qū)FF，MT 5擋 ，m0=1285kg，Temax=155Nm，T=3800r/min，Pemax=77kw，np=5000r/min2 總體方案論證變速器的根本功用是在不同的使用條件下，改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車得到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。此外，應(yīng)保證汽車能倒退行駛和在滑行時(shí)或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系保持別離。需要時(shí)還應(yīng)有動(dòng)力輸出的功能。變速器設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足如下根本要求：F 具有正確的檔數(shù)和傳動(dòng)比，保證汽車有需要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)；F 有空檔和倒檔，使發(fā)動(dòng)機(jī)可以與驅(qū)動(dòng)輪長期別離，使汽車能倒車；F 換檔迅速

3、、省力，以便縮短加速時(shí)間并提高汽車動(dòng)力性自動(dòng)、半自動(dòng)和電子操縱機(jī)構(gòu)；F 工作可靠。汽車行駛中，變速器不得跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；F 應(yīng)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，以便必要時(shí)進(jìn)行功率輸出；F 效率高、噪聲低、體積小、重量輕便于制造、本錢低。變速器是由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)的不同，變速箱有三、四、五和多擋幾種。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速箱。在已經(jīng)給出的設(shè)計(jì)條件中，具體的參數(shù)說明如下：表2-1 汽車傳動(dòng)系統(tǒng)主要參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)1.6L橫置變速器MT 5擋發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩Nm/rpm155/3800發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率kw/rpm7

4、7/5000驅(qū)動(dòng)形式FF汽車裝備質(zhì)量kg12852.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析1傳動(dòng)方案的選取根據(jù)提供的參數(shù)及設(shè)計(jì)需求，變速器傳動(dòng)方案的選擇如下：1輸入軸 2輸入軸一檔齒輪 3輸入軸倒檔齒輪 4倒檔軸 5倒檔軸倒檔齒輪 6輸入軸二檔齒輪 7輸入軸三檔齒輪 8三、四檔同步器 9輸入軸四檔齒輪 10支撐 11輸入軸五檔齒輪 12五檔同步器 13輸出軸 14輸出軸五檔齒輪 15輸出軸四檔齒輪 16輸出軸三檔齒輪 17輸出軸二檔齒輪 18一、二檔同步器 19輸出軸倒檔齒輪 20差速器半軸齒輪 21差速器星行星齒輪圖2-1 變速器傳動(dòng)方案該方案的的特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，由于發(fā)動(dòng)機(jī)

5、橫置，故主減速器不需要有改變轉(zhuǎn)矩方向的作用，主減速器齒輪選用斜齒圓柱齒輪。因考慮到滑動(dòng)齒套換擋對(duì)齒輪齒端不利，故使倒檔齒輪與其它傳動(dòng)齒輪一樣為常嚙合直齒輪，并用同步器換擋，同步器與倒檔的布置如下圖。2倒擋布置方案根據(jù)選取的傳動(dòng)方案，倒擋的布置形式如下所示：圖2-2 倒擋方案由上圖可知，該方案能使換擋更加輕便。3變速器結(jié)構(gòu)圖圖2-3 五擋變速器結(jié)構(gòu)圖該圖主減速器為錐齒輪如上圖所示，為了提高軸的剛度，變速器軸增加了中間支承。2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析1齒輪形式變速器兩軸傳動(dòng)齒輪采用斜齒常嚙合齒輪，優(yōu)點(diǎn)是使用壽命長、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低。D倒檔齒輪采用直齒常嚙合圓柱齒輪，主減速器采用斜齒圓柱齒輪。2

6、換擋機(jī)構(gòu)形式變速器采用同步器換擋，其優(yōu)點(diǎn)是換擋迅速、無沖擊、換擋噪聲小，提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛平安性。3變速器軸承初選輸出端為短圓柱滾子軸承，其余為向心球軸承具體選型與計(jì)算在軸承的壽命計(jì)算中詳細(xì)分析。3 變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇3.1 擋數(shù)按設(shè)計(jì)要求，變速器檔位數(shù)為5擋，其中最高檔位超速擋。3.2 傳動(dòng)比范圍的選擇變速器的傳動(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。最高擋通常為直接擋，而本次設(shè)計(jì)為了提高汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性，將最高擋設(shè)為超速擋，檔位數(shù)為五擋。超速檔的傳動(dòng)比一般為0.70.8。最低擋的傳動(dòng)比那么要求考慮發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能

7、力、驅(qū)動(dòng)橋與地面的附著率、主減速器比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求到達(dá)的最低行駛車速等而對(duì)于乘用車，其范圍一般在3.04.5之間。表1是國內(nèi)外一些變速器的速比設(shè)置，可以發(fā)現(xiàn)，多數(shù)變速器的各檔速比值符合偏置等比級(jí)數(shù)。首先在滿足要求的情況下令最小傳動(dòng)比i5=0.8。3.2.1 主減速器傳動(dòng)比的初選主減速比對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)汽車的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響，可通過燃油經(jīng)濟(jì)性加速時(shí)間曲線來確定。而在設(shè)計(jì)計(jì)算中，i0的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比i一起由整車動(dòng)力計(jì)算來確定?？衫迷诓煌琲0下的功率平衡圖來研究i0對(duì)汽車動(dòng)力性的影響。通過優(yōu)化設(shè)

8、計(jì)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)作最正確匹配的方法來選擇i0值，可使汽車獲得最正確的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)藏的轎車、長途公共汽車尤其是賽車來說，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率Pemax及其轉(zhuǎn)速np的情況下，所選擇的i0值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速uamax，這時(shí)i0值應(yīng)按下式來確定：i0=0.377rnpuamaximax 3-1式中：r車輪的滾動(dòng)半徑,對(duì)于1.6排量的汽車，考慮到汽車的經(jīng)濟(jì)性，一般輪胎不宜過寬，以195/65 R15輪胎為例，即其車輪滾動(dòng)半徑為r=195×0.65×2+15×25.42×1000=0.317mimax變速器量高檔

9、傳動(dòng)比，即i5。對(duì)于其它汽車來說，為了得到足夠的功率儲(chǔ)藏而使最高車速稍有下降，i0一般選擇比上式求得的大1025，即按下式選擇：i0=(0.3770.472)rnpuamaximax 3-2根據(jù)所選定的主減速比i0值，就可根本上確定主減速器的減速型式單級(jí)、雙級(jí)等以及是否需要輪邊減速器，并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。令uamax=187km/h，把np=5000r/min，r=0.317m，i5=0.8代入式3-2中最后取主減速器傳動(dòng)比i0=4.3。3.2.2 最小傳動(dòng)比的選擇整車傳動(dòng)系的最小傳動(dòng)比可根據(jù)最高車速及其功率平衡圖來確定，且在選擇時(shí)要注意有利于汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性。選擇的結(jié)果

10、為i5=0.8。3.2.3 最大傳動(dòng)比的選擇汽車變速器最大傳動(dòng)比的選擇需要考慮三方面的因素：最大爬坡度、附著率、汽車的最低穩(wěn)定車速。得： i1G(fcosmax+sinmax)rTtqmaxi0T 3-3式中max為汽車的最大爬坡度，取max=20°。 f為滾動(dòng)阻力系數(shù)，取f=0.015。 T為整車的機(jī)械傳動(dòng)效率，取變速器傳動(dòng)效率g=95%，主減速器傳動(dòng)效率0=96%，那么有T=g×0=95%×96%=91.2%其它參數(shù)與最小傳動(dòng)比選擇時(shí)相同。i1G1rTemaxi0T 3-4式中G1為地面提供應(yīng)驅(qū)動(dòng)輪的法向作用力取平均前軸負(fù)荷61.5%G1=bLm0g=0.61

11、5×1285×9.8N=7745N 為地面附著系數(shù)，對(duì)與路況良好的混凝土或?yàn)r青路面，取0.85。 i1=0.377nminruamini0 3-5式中nmin為發(fā)動(dòng)機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，取nmin=400r/min。 uamin為汽車最低穩(wěn)定車速。G=m0g=12593N，r=0.317m，Ttqmax=Temax=155Nm，i0=4.5 綜合上述要求，可得2.339i13.434，根據(jù)設(shè)計(jì)要求，取i1=3.23.2.4 各擋傳動(dòng)比的初選在擋位數(shù)為5與i1=3.2、i5=0.8的情況下，可知，假設(shè)傳動(dòng)比分配為等比級(jí)數(shù)現(xiàn)實(shí)中高擋傳動(dòng)比間隔可以比低擋稍小，那么q=4i1i5=1.4

12、14。各擋傳動(dòng)比的初選結(jié)果如下表所示：表3-1 汽車變速器傳動(dòng)比初選擋數(shù)12345R傳動(dòng)比i3.22.01.41.00.83.5003.3 中心距A變速器的中心距A系指變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離。其主要由傳遞的扭矩、結(jié)構(gòu)和工藝情況決定，而其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，還關(guān)系到齒輪的接觸強(qiáng)度：中心距過大將使變速器的質(zhì)量增加較多；中心距過小那么會(huì)使齒輪的接觸強(qiáng)度變大，壽命變短，且影響變速器殼體的性能。因此最小允許的中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定，而且最小中心距要同時(shí)滿足最低擋的傳動(dòng)比要求。而對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)(FF)的乘用車，其中心距A也可以根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)

13、排量與中心距的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選。統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)說明，乘用車變速器的中心距一般在6080mm范圍內(nèi)變化。原那么上來說，車越輕，中心距也越小。設(shè)計(jì)中用下述經(jīng)驗(yàn)公式初選中心距AA=KA3Temaxi1g 3-6式中A為變速器中心距mm KA為中心距系數(shù)，對(duì)于轎車，取KA=8.99.3 g變速器傳動(dòng)效率，取g=95% Temax=155Nm，ig1=3.2，最后取A=76mm。3.4 外形尺寸變速器的橫向外形尺寸可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置來初步確定。對(duì)于四擋的乘用車，其變速器殼體的軸向尺寸為3.03.4A。對(duì)于設(shè)計(jì)要求的五擋變速器，初步估計(jì)其殼體橫向尺寸為250mm。3.5 齒輪參數(shù)斜齒輪齒

14、形參數(shù)3.5.1模數(shù)齒輪模數(shù)與齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等因素有關(guān)，而在設(shè)計(jì)中主要考慮對(duì)齒輪強(qiáng)度的影響。齒輪模數(shù)大那么其彎曲應(yīng)力小，但齒輪齒數(shù)會(huì)隨之減少，并減小齒輪嚙合的重合度，增加嚙合噪聲。因此，在彎曲強(qiáng)度允許的條件下應(yīng)使齒輪模數(shù)盡量小。設(shè)計(jì)中已確定變速器不包括主減速器齒輪均為圓柱斜齒輪，即斜齒輪應(yīng)滿足以下的強(qiáng)度要求：mn=32TgcosKZKcKgYw在選擇模數(shù)時(shí)，假設(shè)從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選擇同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用不同的模數(shù)。一般來說，變速器低擋齒輪應(yīng)選用較大的模數(shù)，其它擋位選用另一種模數(shù)。變速器用齒輪模數(shù)范圍見表3-2。表3-2 汽車變速器齒輪的法向模

15、數(shù)車型發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L模數(shù)2.252.75mm2.503.00mm另外，變速器齒輪所選的模數(shù)應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)，見表3-3。表3-3 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)摘自GB/T13571987 mm一1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.55.50根據(jù)以上要求，初選1、3、5擋齒輪法向模數(shù)mn1=mn3=mn5=2.25mm，2、4擋齒輪法向模數(shù)mn2=mn4=2.5mm倒擋齒輪模數(shù)m=2.25mm3.5.2 壓力角齒輪壓力角有14.5°，15°,17.5°,20°,22

16、.5°,25°等多種。壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了齒輪剛度，有利于降低齒輪傳動(dòng)的噪聲；壓力角較大時(shí)，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和外表接觸強(qiáng)度。對(duì)于斜齒輪，壓力角為25°時(shí)強(qiáng)度最高，而對(duì)于乘用車，為加大重合度以降低噪聲，理論上應(yīng)取較小的壓力角。本次設(shè)計(jì)各擋齒輪壓力角均選為=20°。3.5.3 齒寬b在變速器齒輪的設(shè)計(jì)中，齒寬的選擇應(yīng)滿足既能減輕變速器質(zhì)量，同時(shí)又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要求。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒：b=kc×m，其中取齒寬系數(shù)kc=4.58.0；斜齒：b=kc×mn,其中取齒寬系數(shù)kc=6.08.5；嚙合套或同

17、步器，b=24mm。對(duì)于嚙合的一對(duì)齒輪，小齒輪的齒寬應(yīng)比大齒輪的稍大，一般為510mm；對(duì)于采用同一模數(shù)的各擋齒輪，低擋齒輪的齒寬也應(yīng)當(dāng)比高擋齒輪稍大一些。齒寬的選取結(jié)果見表3-4。表3-4 汽車變速器齒輪的模數(shù)選擇結(jié)果擋位一擋二擋三擋四擋五擋倒擋法向模數(shù)mm2.252.502.252.502.252.25齒寬mm輸入軸齒輪202018151418輸出軸齒輪1818161716163.5.4 螺旋角由于變速器的設(shè)計(jì)中不包括主減速器的齒輪均采用了斜齒輪，故存在螺旋角。采用具有螺旋角的斜齒輪可以加大重合度，提高強(qiáng)度，降低噪聲，但有軸向力作用在軸承上，需要計(jì)算確認(rèn)。螺旋角確定根據(jù)以下原那么：（1）

18、使齒輪的縱向重合度1，這樣在運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，齒面螺旋線上始終有齒接觸，可以保證運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)。具體設(shè)計(jì)時(shí)，螺旋角可按3-7式確定：sin=（0.81.2）×mbe 3-7（2） 由于斜齒輪工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生軸向力，為此在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)自在理論上使螺旋角的選擇正好能使一根軸上的齒輪產(chǎn)生的軸向力相互抵消，如圖3-1所示。 圖3-1中間軸軸向力的平衡即滿足下式：tan1tan2=r1r2 3-8對(duì)于兩軸式變速器，由于軸向力較難抵消，也可參考同種車型的數(shù)據(jù)。（3） 斜齒輪的輪齒強(qiáng)度會(huì)隨著螺旋角的增大而提高，且螺旋角的增大會(huì)使齒輪的接觸強(qiáng)度與重合度增大，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)其彎曲強(qiáng)度將明顯的下降。因此

19、，對(duì)于轎車來說，為求傳動(dòng)平穩(wěn)，往往將螺旋角取的稍大。螺旋角的初選結(jié)果見表3-5。表3-5 汽車變速器齒輪螺旋角的初選結(jié)果擋位一擋二擋三擋四擋五擋倒擋20°20°25°25°25°0°3.5.5 齒頂高系數(shù)與頂隙系數(shù)本次設(shè)計(jì)取斜齒輪的法向齒頂高系數(shù)han*=1，法向頂隙系數(shù)cn*=0.25。3.6 變速器傳動(dòng)齒輪齒數(shù)分配和實(shí)際傳動(dòng)比的校正在以上參數(shù)確定后即可確定傳動(dòng)齒輪的具體分配齒數(shù)。在確定齒數(shù)時(shí)，為了使齒輪齒面磨損均勻，各擋齒輪的齒數(shù)比一般不取整數(shù)。如圖3-2所示，五擋變速器外加倒擋，共13個(gè)齒輪，齒數(shù)分別記為z1z13。 圖3-2變

20、速器齒輪齒數(shù)的分配3.6.1 確定一擋齒輪的齒數(shù)對(duì)于乘用車，一擋小齒輪齒數(shù)可在1217之間選取一擋傳動(dòng)比為i1=z2z1 3-9且有A=(z1+z2)×mn12cos1 3-10i1=3.2，mn1=2.25mm，1=20°，A=76mm，將數(shù)據(jù)帶入上式，得：z1=15.11，取z1=15z2=48.37，取z2=49。那么有修正后的i1=z2z1=3.267，滿足要求。3.6.2 對(duì)中心距A及一擋齒輪螺旋角進(jìn)行修正1根據(jù)一擋齒輪齒數(shù)的分配，修正后有A=(z1+z2)×mn12cos1=76.62mm，取整為A=76mm。修正后的A可作為各擋齒輪的分配依據(jù)。2A=

21、(z1+z2)×mn12cos1，由條件取修正后的一擋齒輪螺旋角1=18°。3.6.3確定二擋齒輪的齒數(shù)同理于一擋，i2=2.0，mn2=2.5mm，2=20°，A=76mm，得：z3=19.04，取z3=19；z4=38.09，取z4=37。那么有i2=z4z3=1.947，滿足要求。修正后取二擋齒輪螺旋角2=22.9°。3.6.4確定三擋齒輪的齒數(shù)i3=1.4，mn3=2.25mm，3=25°，A=76mm，得：z5=25.51，取z5=26；z6=35.71，取z6=37。那么有i3=i6i5=1.423，滿足要求。修正后取三擋齒輪螺旋角

22、3=21.16°。3.6.5確定四擋齒輪的齒數(shù)i4=1.0，mn4=2.50mm，4=25°，A=76mm，得：z7=z8=27.55，取z7=29，z8=28那么有i4=z8z7=0.966，滿足要求。修正后取四擋齒輪螺旋角4=20.36°。3.6.6確定五擋齒輪的齒數(shù)i5=0.8，mn5=2.25mm，5=25°，A=76mm，得：z9=34.01，取z9=35；z10=27.21，取z10=27。那么有i5=z10z9=0.771，滿足要求。修正后取五擋齒輪螺旋角5=23.40°。3.6.7確定倒擋齒輪的齒數(shù)同理與以上分析，最后取z11=

23、14，z13=46，修正后取倒擋齒輪螺旋角n0=0°，iR=z11z12=3.286。3.6.8變位系數(shù)為了防止齒輪產(chǎn)生跟切、更好的與中心距匹配，以及調(diào)整齒輪的各種屬性，需要使齒輪變位。變位齒輪有兩種：高度變位和角度變位。其中高變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)和為零，角變位那么不為零。設(shè)計(jì)時(shí)選取角度變位。變位系數(shù)的選擇一般考慮一下幾點(diǎn)：1防止根切 防止根切的最小變位系數(shù)Xnmin可由3-11式確定Xnmin=ha*×(1-zzmin) 3-11式中ha*為齒頂高系數(shù)，ha*=1；為未變位又不發(fā)生根切的最小齒數(shù)，可取zmin=17(=20°)。由此可得：對(duì)一擋齒輪

24、有 X1min=ha*×1-z1zmin=1-1517=0.1176 X2min=1-4917=-1.8824對(duì)二擋齒輪有 X3min=1-1917=-0.1176 X4min=1-3717=-1.1765對(duì)三擋齒輪有 X5min=1-2617=-0.5294 X6min=1-3717=-1.1765對(duì)四擋齒輪有 X7min=1-2917=-0.7059 X8min=1-2817=-0.6471對(duì)五擋齒輪有 X9min=1-3517=-1.0588 X10min=1-2717=-0.5882對(duì)倒擋齒輪有 X11min=1-1417=0.1765X12min=1-4617=-1.705

25、9。2防止齒頂變尖 齒頂法面弦齒厚San大于等于0.3mn。San可由3-12式確定： San=Sacosa0.3mn 3-12式中a為齒頂螺旋角，a=tan-1(datanzmt)；Sa為齒頂端面弦齒厚，Sa=dasin(Snmnz+invt-invat)。上述公式中，da為齒頂圓直徑，da=zcos+2ha*+2Xmn。3齒根壁厚不要小于1.2倍齒全高。4主、從動(dòng)齒的彎曲應(yīng)力應(yīng)當(dāng)平衡，以保證二者的彎曲疲勞壽命相等。變位系數(shù)的選擇主要由以上幾點(diǎn)考慮，而為了降低噪聲，一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和可適度取小。精確的計(jì)算，可由計(jì)算機(jī)編程來完成。一擋齒輪的程序計(jì)算截圖如圖3-3所示。圖3-3齒輪的程序

26、計(jì)算截圖齒輪角度變位系數(shù)結(jié)果如下表所示。表3-6齒輪變位系數(shù)選擇結(jié)果擋位變位系數(shù)X一擋二擋三擋四擋五擋倒擋輸入軸齒輪0.2000.0000.0000.0000.0000.300輸出軸齒輪-0.0670.0040.0000.0010.000-0.3003.6.10齒輪精度的選擇各類機(jī)器所用齒輪傳動(dòng)的精度等級(jí)范圍列于表3-7中，按載荷及速度推薦的齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)如圖3-4所示。具體的精度選擇結(jié)果見設(shè)計(jì)參數(shù)表。表3-7各類機(jī)器所用齒輪傳動(dòng)的精度等級(jí)范圍機(jī) 器 名 稱 精 度 等 級(jí)機(jī) 器 名 稱精 度 等 級(jí)汽輪機(jī) 36拖拉機(jī) 68金屬切削機(jī)床 38通用減速器 68航空發(fā)動(dòng)機(jī) 48鍛壓機(jī)床 69輕型

27、汽車 58起重機(jī) 710載重汽車 79農(nóng)業(yè)機(jī)器 811注：主傳動(dòng)齒輪或重要的齒輪傳動(dòng)，偏上限選擇；輔助傳動(dòng)齒輪或一般齒輪傳動(dòng)，居中或偏下限選擇。圖3-4齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)3.6.10齒輪的后處理齒輪在設(shè)計(jì)與制造中還需進(jìn)行齒形的修正，材料的選擇，熱處理以及強(qiáng)化等步驟，在此不詳細(xì)論述。3.6.11補(bǔ)充說明以上得到的設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)并沒有到達(dá)最優(yōu)設(shè)計(jì)結(jié)果，以齒輪的變位系數(shù)為例，假設(shè)為理想情況，對(duì)于變速器中較低擋位與倒擋，為了獲得高強(qiáng)度的齒輪副，變位系數(shù)之和應(yīng)該取得較大，而為了獲得低噪聲傳動(dòng)，高擋齒輪副的變位系數(shù)之和應(yīng)該取得較小。由3.6.8中得出的結(jié)果可知，倒擋齒輪的變位系數(shù)并沒有很好的滿足設(shè)計(jì)的理想要求。在

28、這種條件下可以通過對(duì)要求的目標(biāo)函數(shù)確實(shí)定，并選擇約束條件，并通過數(shù)學(xué)工具如MATLAB中的優(yōu)化工具箱FMINCON函數(shù)來進(jìn)行最優(yōu)化設(shè)計(jì)。具體的設(shè)計(jì)過程不在此詳述。4 變速器主要零部件的幾何尺寸計(jì)算及可靠性分析4.1 變速器齒輪4.1.1齒輪的損壞形式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)換擋齒輪端部破壞本次設(shè)計(jì)時(shí)無需考慮以及齒面膠合。4.1.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與其它機(jī)械行業(yè)比擬，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支承方式也根本一致。因此，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

29、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。1） 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算斜齒輪假定載荷作用在齒頂=20°，f0=1，齒形系數(shù)的選擇如圖4-1所示。圖4-1齒形系數(shù)圖斜齒輪彎曲應(yīng)力為ww=F1KbtyK 4-1式中為圓周力，F(xiàn)1=2Tgd，Tg為計(jì)算載荷，d為節(jié)圓直徑，d=mnzcos， K為應(yīng)力集中系數(shù)，K=1.5， t為法向齒距，t=mn， y為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)zn=zcos3在齒形系數(shù)圖4-1中查得， K為重合度影響系數(shù)，K=2.0。 其它未說明參數(shù)同上將上述有關(guān)參數(shù)整理后可得式4-2w=2TgcosKzmn3yKcK 其中齒寬系數(shù)Kc=6.08.5 4-2在發(fā)動(dòng)機(jī)輸出最大轉(zhuǎn)矩Temax=155Nm

30、和其它相關(guān)參數(shù)的情況下，由許用應(yīng)力w=180350MPa可得：對(duì)一擋小齒輪，根據(jù)zn1=15(cos18°)3=17.64 查圖4-1得y1=0.152,那么有 wmax1=2Temaxcos1Kz1mn13y1KcK=317.78MPa<w，滿足強(qiáng)度要求。對(duì)一擋大齒輪，根據(jù)zn2=49(cos18°)3=57.63 查圖4-1得y2=0.148 ，那么有 wmax2=2Temaxi1cos1Kz2mn13y2KcK=326.39MPa<w對(duì)二擋小齒輪，根據(jù)zn3=19(cos22.9°)3=23.30 查圖4-1得y3=0.133,那么有 wmax3

31、=2Temaxcos2Kz3mn23y3KcK=206.11MPa<w，滿足強(qiáng)度要求。對(duì)二擋大齒輪，有根據(jù)zn4=37(cos22.9°)3=45.38 查圖4-1得y4=0.154 ，那么有 wmax4=2Temaxi2cos1Kz4mn23y4KcK=178.00MPa<w，滿足強(qiáng)度要求。對(duì)于各擋齒輪的強(qiáng)度計(jì)算，由斜齒輪彎曲應(yīng)力的公式與齒輪參數(shù)易知，在同等條件下，一擋小齒輪所受的彎曲應(yīng)力比其它擋位不包括倒擋均要大，即在一擋小齒輪滿足輪齒彎曲應(yīng)力要求的情況下，其它各擋齒輪也能滿足要求。同理對(duì)于倒擋小齒輪，有w=2TgcosKzmn3yKcK=233MPa<w，滿足

32、強(qiáng)度要求。綜上所述，變速器傳動(dòng)齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。2） 輪齒接觸強(qiáng)度計(jì)算斜齒輪斜齒輪接觸應(yīng)力為j=0.418FEb(1z+1b) 4-3式中F為齒面上的法向力，F(xiàn)=F1coscos，F(xiàn)1為圓周力，F(xiàn)1=2Tgd，d為節(jié)圓直徑， E為齒輪材料的彈性模量，對(duì)于滲碳鋼，可取E=210GPa，b為齒輪接觸的實(shí)際寬度，z和b為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，對(duì)斜齒輪z=rzsincos2，b=rbsincos2，rz與rb為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑。將作用在輸入軸的載荷Temax2作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力j見下表。 表4-1變速器齒輪許用接觸應(yīng)力根據(jù)上述分析可知，對(duì)變速器一擋齒輪，有rz1=

33、Az1z1+z2=76×1515+49=17.81mm，rb1=Az2z1+z2=76×4915+49=58.19mm，z1=rz1sin1cos21=17.81×sin20°cos218°=6.79mm，b1=rb1sin1cos21=58.19×sin20°cos218°=22.17mm，對(duì)于一擋小齒輪輸入軸，有圓周力F1=2Temax2d=155×1032×rz1=4351.49N，法向力F=F1cos1cos1=4351.49cos20°cos18°=4887.99N

34、，齒寬b1=20mm，對(duì)于一擋大齒輪輸出軸，有F1'=2Temax2×i1d=155×103×3.2672×rb1=4351.49N，法向力F'=F1'cos1cos1=4351.49cos20°cos18°=4887.99N，齒寬b1'=18mm，由以上數(shù)據(jù)可得，對(duì)于一擋小齒輪，有：j1max=0.418FEb1(1z1+1b1)=1239.3MPa<j=19002000MPa，對(duì)于一擋大齒輪，有：j2max=0.418F'Eb1'(1z1+1b1)=1306.32MPa<

35、j=19002000MPa。故一擋齒輪接觸強(qiáng)度滿足要求。同理于一擋，可知對(duì)變速器二擋齒輪，有rz2=76×1919+37=25.79mm，rb2=76×3719+37=50.21mm，z2=rz2sin2cos22=25.79×sin20°cos222.9°=10.11mm，b2=rb2sin2cos22=50.21×sin20°cos222.9°=19.68mm，對(duì)于一擋小齒輪輸入軸，有圓周力F2=2Temax2d=155×1032×rz2=3005.04N，法向力F=F2cos2cos2=3

36、005.04cos20°cos22.9°=3423.12N，齒寬b2=20mm，對(duì)于一擋大齒輪輸出軸，有F2'=2Temax2×i2d=155×103×1.9472×rb2=3005.23N，法向力F'=F2'cos2cos2=3005.23cos20°cos22.9°=3423.34N，齒寬b2'=18mm，由以上數(shù)據(jù)可得，對(duì)于一擋小齒輪，有：j3max=0.418FEb2(1z2+1b2)=1029.86MPa<j=13001400MPa，對(duì)于一擋大齒輪，有：j4max=0

37、.418F'Eb2'(1z2+1b2)=1085.60MPa<j=13001400MPa。故二擋齒輪接觸強(qiáng)度滿足要求。同理于彎曲強(qiáng)度的分析，易知變速器其它擋位齒輪不包括倒擋也能符合接觸強(qiáng)度的要求。j12max=0.418F'Eb12(1z+1b)=1133.68MPa<j=19002000MPa。j13max=0.418F'Eb13(1z+1b)=1133.68MPa<j=19002000MPa。j11max=0.418F'Eb11(1z+1b)=1243.75MPa<j=19002000MPa。綜上所述，變速器齒輪滿足接觸強(qiáng)度要

38、求。4.1.3齒輪材料的選擇變速器齒輪選用滲碳合金鋼，20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5等常用材料均可。選擇20CrMnTi 4.2 變速器軸變速器工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、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)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠热狈Φ妮S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能實(shí)現(xiàn)正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和條件先初選軸的直徑，然后再進(jìn)行可靠性分析。4.2.1初選軸的直徑在變速器中心距時(shí)可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式取變速器兩軸中部直徑，取支承間距離，軸的最大直徑和

39、支承間距離的比值。4.2.2軸的可靠性分析1軸的剛度計(jì)算對(duì)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，如圖4-2所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按?材料力學(xué)?有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示時(shí)，假設(shè)軸在垂直面內(nèi)的撓度為，在水平面內(nèi)的撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計(jì)算：式中為齒輪齒寬中間平面上的徑向力，為齒輪齒寬之間平面上的圓周力，為彈性模量，對(duì)于滲碳鋼，取，為慣性矩，對(duì)于實(shí)心軸，為軸的直徑，花鍵初按平均直徑計(jì)算，、為齒輪上的作用

40、力距支座、的距離，為支座距離。軸的全撓度為。軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度允許值為，。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過。圖4-2變速器軸的變形簡圖a為軸在垂直面內(nèi)的變形，b為軸在水平面內(nèi)的變形圖4-3變速器軸的撓度與轉(zhuǎn)角，計(jì)算時(shí)令兩軸，兩支承A、B之間的距離，為方便計(jì)算，齒輪的分布初選如圖4-4所示。 圖4-4齒輪在軸上的分布根據(jù)以上參數(shù)，具體剛度校核過程如下：對(duì)一擋齒輪處，有, , 取，得：，。同理，對(duì)于二擋齒輪處，有, , 取，得：，。對(duì)于三擋齒輪處，有, , 取，得：，。對(duì)于四擋齒輪處，有, , 取，得：，。對(duì)于五擋齒輪處，有, , 取，得：，。由以上分析可知，軸在五擋齒輪處均能滿足剛度要求。而由

41、一擋齒輪的剛度分析易知，由于離支承點(diǎn)的距離近，故實(shí)際上在高擋齒輪的剛度時(shí)可以不用校核，同理可確定，倒擋齒輪能滿足齒輪的剛度要求。在實(shí)際的二軸式變速器中，與輸入軸常嚙合的輸出軸上的齒輪常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，這樣也能增加軸的剛度。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)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力和之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩同時(shí)作用下，其應(yīng)力為 4-4式中，為抗彎截面系數(shù)，取，在低擋工作時(shí)，取。由軸的剛度校核中，對(duì)一擋齒輪處，有, ,，由以上數(shù)據(jù)可知在一擋齒輪處有說明軸在一擋齒輪處滿足強(qiáng)度要求，同理與剛度分

42、析，易知軸在其它齒輪處亦能滿足強(qiáng)度要求。而在實(shí)際制造時(shí)，由于輸出軸上的齒輪通過青銅襯套裝在軸上，所以軸徑要比上述設(shè)計(jì)的小，具體尺寸見主減速器主動(dòng)錐齒輪軸圖。4.3 變速器軸承4.3.1軸承形式的選擇變速器軸承多采用向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承。左圖為單列的深溝球軸承的示意圖。對(duì)于本次設(shè)計(jì)的兩軸變速器，輸入軸前軸承可采用向心球軸承1，對(duì)于一般汽車，此軸承都安置在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔中。輸入軸后端軸承選用外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承2，用來承受徑向負(fù)荷以及輸入軸上的軸向負(fù)荷，為方便輸入軸的拆裝，后端軸承的外圈直徑應(yīng)比輸入軸齒輪的齒頂圓直徑大。輸出軸前段可采用短圓柱滾子軸承3，后端采用帶止動(dòng)槽

43、的單列向心球軸承4。軸上的軸向力由后端軸承承受。向心球軸承除了徑向載荷，也能承受雙向的軸向載荷，而且由于摩擦力矩較低，能適用于高速旋轉(zhuǎn)場合以及低噪音，低振動(dòng)的場合。并能滿足高精度的應(yīng)用要求。4.3.3軸承尺寸的選擇1輸入軸前端的向心球軸承圖4-5向心球軸承尺寸示意圖根據(jù)變速器軸的直徑與中心距要求,根據(jù)軸承手冊(cè)，如圖，初選內(nèi)徑d=22mm，外徑D=56mm，寬B=16mm的軸承，軸承代號(hào)為63/22NR。2輸入軸后端外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承圖4-6外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承尺寸示意圖初選內(nèi)徑d=25mm，外徑D=62mm，寬B=17mm的軸承，軸承代號(hào)為6305-N。3輸出軸前端的圓柱滾子

44、軸承圖4-7圓柱滾子軸承尺寸示意圖同理于輸入軸軸承，初選內(nèi)徑d=30mm，外徑D=55mm，寬B=13mm的軸承，軸承代號(hào)為NU 1006。4輸出軸后端外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承輸出軸后端外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承，初選內(nèi)徑d=28mm，外徑D=52mm，寬B=12mm的軸承，代號(hào)為60/28-N。4.3.4軸承壽命的計(jì)算變速器軸承一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并與同類型汽車比照后，按軸承標(biāo)準(zhǔn)選用。最后進(jìn)行軸承壽命的驗(yàn)算。對(duì)于使用五擋變速器的轎車，相對(duì)于四擋轎車，由于沒有了直接擋而多了超速擋，軸承受載的時(shí)間明顯增加，具體比擬如表4-2所示。表4-2軸承受載時(shí)間的比擬由于軸承的實(shí)際使用壽命受到許多條件的

45、影響，例如制造精度、鋼材質(zhì)量、潤滑條件工作情況等，都極大地影響軸承的使用壽命。即使同一批生產(chǎn)的軸承，其使用壽命往往相差幾倍，甚至幾十倍，上百倍。而計(jì)算卻是以10損壞率為根底的，所以計(jì)算結(jié)果與實(shí)際情況相差很大。在計(jì)算軸承壽命時(shí)，必須結(jié)合實(shí)際使用經(jīng)驗(yàn)參考目前同類產(chǎn)品中同部位的軸承使用壽命加以調(diào)整。軸承的壽命公式為：L10=（CP） 4-5式中C軸承根本額定動(dòng)載荷，P為軸承擔(dān)量動(dòng)載荷，為指數(shù)，對(duì)于球軸承，=3；對(duì)于滾子軸承，=103。汽車行駛里程數(shù)公式為： S=L102rk106igh 4-6式中rk為輪胎滾動(dòng)半徑，rk=0.317m，igh為汽車傳動(dòng)比，igh=ig×i0。對(duì)于實(shí)際工況，

46、軸承能夠保證的總行駛里程公式為：Sa=100iSi 4-7式中i為汽車各擋行駛里程百分?jǐn)?shù)，Si為汽車各擋的行駛里程數(shù)。對(duì)于滾動(dòng)軸承的壽命計(jì)算參數(shù)如表4-3所示。表4-3動(dòng)載荷系數(shù)表以下的計(jì)算暫不考慮軸承的溫度系數(shù)與載荷系數(shù)，但由結(jié)果可知不影響校核。比擬變速器中已選擇的軸承，壽命校核時(shí)可選額定載荷最小的軸承，即輸出軸后端軸承校核，即單列的向心球軸承，軸承代號(hào)為60/28 NR，由軸承手冊(cè)可知，對(duì)其有根本額定靜載荷C0=7.4kN,根本額定動(dòng)載荷Cr=12.5kN。1） 由軸的強(qiáng)度分析，變速器處于一擋時(shí)有Ft=Temaxmnz2cos=2750.23N，F(xiàn)r=Fttancos=1052.52N，F(xiàn)

47、a=Fttan=893.60N，得：FaC0=893.607400=0.121易知FaFr=893.601052.52=0.849>e，由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.56，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=1.43，其當(dāng)量動(dòng)載荷為P=XFr+YFa=0.56×1052.52+1.43×893.60=1867.26N，軸承壽命L10=（CP）=(125001867.26)3=300.00(106r)，汽車行駛里程數(shù)S=L102rk106igh=300×2×3174.33×3.267=42218.53km。2變速器

48、處于二擋時(shí)有Ft=Temaxmnz2cos=3940.52N，F(xiàn)r=Fttancos=1535.24N，F(xiàn)a=Fttan=1504.74N，得：FaC0=1504.747400=0.2033易知FaFr=1504.741535.24=0.98>e，由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.56，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=1.28，其當(dāng)量動(dòng)載荷為P=XFr+YFa=0.56×1535.24+1.28×1504.74=2785.80N，軸承壽命L10=（CP）=(125002785.80)3=90.34(106r)，汽車行駛里程數(shù)S=L102rk1

49、06igh=90.34×2×3174.33×1.947=21332.67km。3變速器處于三擋時(shí)有Ft=Temaxmnz2cos=4861.53N，F(xiàn)r=Fttancos=1897.38N，F(xiàn)a=Fttan=1881.76N，得：FaC0=1881.767400=0.254易知FaFr=1881.761897.38=0.992>e，由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.56，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=1.20，其當(dāng)量動(dòng)載荷為P=XFr+YFa=0.56×1897.38+1.20×1881.76=3320.64N

50、，軸承壽命L10=（CP）=(125003320.64)3=53.34(106r)，汽車行駛里程數(shù)S=L102rk106igh=53.34×2×3174.33×1.423=17234.11km。4變速器處于四擋時(shí)有Ft=Temaxmnz2cos=5993.17N，F(xiàn)r=Fttancos=2326.70N，F(xiàn)a=Fttan=2224.08N，得：FaC0=2224.087400=0.301易知FaFr=2224.082326.70=0.956>e，由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.56，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=1.15，其當(dāng)量

51、動(dòng)載荷為P=XFr+YFa=0.56×2326.7+1.15×2224.08=3860.64N，軸承壽命L10=（CP）=(125003860.64)3=33.94(106r)，汽車行駛里程數(shù)S=L102rk106igh=33.94×2×3174.33×0.965=16171.65km。5變速器處于五擋時(shí)有Ft=Temaxmnz2cos=6650.06N，F(xiàn)r=Fttancos=2637.33N，F(xiàn)a=Fttan=2877.74N，得：FaC0=2877.747400=0.389易知FaFr=2877.742637.33=1.091>e，由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.56，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=1.09，其當(dāng)量動(dòng)載荷為P=XFr+YFa=0.56×2637.33+1.09×2877.74=4613.64N，軸承壽命L10=（CP）=(125004613.64)3=19.89(106r)，汽車行駛里程數(shù)S=L102rk106igh=19.89×2×3174.33×0.771=11859.75km。6由于變速器處于倒擋的行駛里程百分?jǐn)?shù)只占0.1%，故可