畢業(yè)設計(論文)2XXX畢業(yè)設計說明書中文摘要本設計的任務是設計一臺用于轎車上的手動變速器。本設計采用三檔變速最??；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可滿載重量以及最高車速等參數(shù)結(jié)合自己選擇的適合于該轎車的發(fā)動機型號可以檔(包括一個超速檔五檔)和一個倒檔，并通過鎖環(huán)式同步器來實現(xiàn)換檔。本次2XXX畢業(yè)設計說明書prominentmerits:Firstly,thetransmissionefficiencyofthedirectdrivekeepsoffhigh,bigergearratioofthefirstgearwhenthecenterdistanceissmalAccordingtothecontour,track,wheelbase,thesmallestgroundclearancparametersofthemaxpower,themaxtotothebasicparametersofthecertainsaloon,cratio.Accordingtotheaboveparameters,combiningtheknowledgeofautomobiledesign,automobiletheory,parametersofthegearboxandprooftherationalityofthedesign.toworkundertheadvantageousoperatingmode;②Underthepremiseofthethepowertransmission,tomaketheenginestart,idle,andisadvantafsynchronizertorealizeshiftgears.Keyword:Automobile;Transmissiongearbox;Gear;gearratio2XXX畢業(yè)設計說明書 11.1變速器的概述 11.2變速器的種類 11.3機械式變速器的特點 4第二章變速器傳動機構(gòu)布置方案 52.1傳動機構(gòu)的布置方案分析 52.1.1固定軸式變速器 52.1.2倒檔的布置方案 82.2變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 92.2.1齒輪型式 92.2.2換檔結(jié)構(gòu)型式 92.2.3變速器軸承形式 2.2.4齒輪變位系數(shù)的選擇原則 2.2.5其他問題 第三章變速器主要參數(shù)選擇 3.2齒輪參數(shù) 3.2.1模數(shù)的選取 3.2.2壓力角α 3.3各檔齒數(shù)的分配與計算 3.3.1一檔齒輪齒數(shù)的確定 3.3.2二檔齒輪齒數(shù)的確定 3.3.3三檔齒輪齒數(shù)的確定 15XXX畢業(yè)設計說明書3.3.5倒檔齒輪齒數(shù)的確定 3.3.6各檔齒輪參數(shù)表 第四章變速器的設計與計算 4.1齒輪的損壞形式 4.2齒輪的強度計算 4.3軸的強度計算 4.3.1初選軸的直徑 4.3.2軸的強度驗算 4.3.3校核各擋齒輪處軸的強度和剛度 第五章同步器的設計 _-5.1慣性式同步器 5.2鎖環(huán)式同步器 5.2.1鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu) 5.2.2鎖環(huán)式同步器的工作原理 5.3同步器重要參數(shù)的確定 第六章變速器的操縱機構(gòu) 參考文獻 一………………35 第一章緒論1.1變速器的概述我們知道，汽車發(fā)動機在一定的轉(zhuǎn)速下能夠達到最好的狀態(tài)，此時發(fā)出的使用中還是需要有不同的速度，這樣就產(chǎn)生了矛盾增扭，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，功率可以表示為那么變速器的具體作用是什么?1)改變傳動比，擴大驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的形式條件、2)在發(fā)動機的旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，是汽車能倒退行駛；3)利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠啟動、怠速，并是變速器便于換擋或進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(qū)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此外，變速器還要滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易和維修方便等要求。1.2變速器的種類2XXX畢業(yè)設計說明書手動變速器(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3.85,二檔是2.55,再到五檔的0.75,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),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為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力”,除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”,這樣在起步的時候有型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是“手動”動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車(尤其是轎車)也除了經(jīng)濟適用之外，關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性。車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是5檔手動變速。自動變速器(AutomaticTransmission),利用行星齒輪機構(gòu)進行變速，它能根據(jù)油門踏煩瑣，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。2XXX畢業(yè)設計說明書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，讓駕自由變換降檔(-)或加檔(+),如同手動檔一樣。如廣州本田飛度1.3LCVT兩廂、南京菲亞特2004派力奧1.3HLSpeedgear、南京菲亞特西所以，手動/自動車在普及上還是具有相當?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應該以此為契機，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。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。汽車由荷蘭人范·多尼斯(VanDoorne’s)發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有2～7個從市場走向來看，雖然無級變速器是一個技術(shù)分量比較高的部件，但是也已經(jīng)走進了普通轎車的“身體”之中，廣本兩廂飛度每個排量都有一款配置了CVT無級變速器，既方便又省油，且售價也僅在9.68～11.68萬元。而且奇瑞汽車銷售公司表示QQ無級變速器型年底上市?？磥頍o級變速器在中檔車中的運用將越為廣泛。1.3機械式變速器的特點2XXX畢業(yè)設計說明書承數(shù)少，所以結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小和容易布置等有點。表1-1變速器設計的主要參數(shù)車身參數(shù)長/寬/高車重軸距前輪距后輪距最小離地間隙車身結(jié)構(gòu)掀背車車門數(shù)5座位數(shù)5個油箱容積行李箱容積發(fā)動機排量(cc)排量(L)工作方式自然吸氣氣缸排列形式L汽缸數(shù)4個每缸氣門數(shù)2個壓縮比氣門結(jié)構(gòu)缸徑?jīng)_程馬力最大功率(kW)最大功率轉(zhuǎn)速最大扭矩(N·m)最大扭矩轉(zhuǎn)速(rpm)發(fā)動機特有技術(shù)無燃油汽油燃油標號93號供油方式多點電噴缸體材料鐵2XXX畢業(yè)設計說明書缸蓋材料鋁環(huán)保標準變速箱變速箱名稱3擋手動擋位個數(shù)3個變速箱類型底盤轉(zhuǎn)向驅(qū)動方式前置前驅(qū)前懸掛類型麥弗遜式獨立懸架后懸掛類型縱向托臂式扭力梁助力類型糾錯機械式液壓動力車輪制動前制動器類型碟式后制動器類型鼓式前輪胎規(guī)格后輪胎規(guī)格前輪輞規(guī)格后輪輞規(guī)格主減速比：4.82XXX畢業(yè)設計說明書第二章變速器傳動機構(gòu)布置方案機械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不2.1傳動機構(gòu)布置方案分析2.1.1固定軸式變速器(1)兩軸式變速器固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器得到廣泛應用。其兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作燥聲增大，容易損壞，還有，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器與一擋速比不可能設計的很大。對于前進擋，d)圖2-1示出用在發(fā)動機前置前輪驅(qū)動轎車的兩軸式變速器傳動方案，其特點是：變速器合齒輪傳動；圖2-1f中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并且用同步器換檔；同步器多數(shù)用在輸裝在輸入軸后端，如圖2-1d,e所示；圖2-1d所示方案有輔助支撐，用來提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲。圖2-1f所示方案為五擋全同步器式變速器，以此為基礎，只要將五擋齒輪用尺寸相當?shù)母籼滋娲?，即可改變?yōu)樗膿踝兯倨?，從而形成一個系列產(chǎn)品。2XXX畢業(yè)設計說明書(2)中間軸式變速器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)動機后置圖2-2中間軸式三檔變速器如圖2-2中的中間軸式三檔變速器示例的區(qū)別為：圖2-2a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔。第二軸為三點支承，前端部和后端分別支承在變速器殼體和附加殼體上。圖2-2a所示的傳動方案又能達到提高中間軸和第二軸剛度的目的；圖2-3c所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔如圖2-3中間軸式五檔變速器傳動方案中，圖2-3a所示方案中，除一，倒擋用直齒滑動齒輪2XXX畢業(yè)設計說明書樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低噪聲外還可以在不需要超速擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進擋的變速器。圖2-4a所示方案中的一擋，倒擋和圖2-4b所示蓋CSd圖2-3中間軸四檔變速器傳動方案圖2-4中間軸式六擋變速器傳動方案2XXX畢業(yè)設計說明書變速器用圖2-3c所示的多支撐結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時如用在軸的平面上可分開的殼體，就能很好的解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2-3c所示方案的高檔2.1.2倒擋布置方案與前進擋相比，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采動路線中加入一個中間傳動齒輪的方案。da圖2-5倒檔布置方案圖2-3為常見的倒擋布置方案。圖2-3b所示方案的優(yōu)點是倒擋時利用了中間軸上的圖2-3c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2—3d所示方案針對前者的缺點作了修改，因而取代了圖2-3c所示方案。圖2-3e所示方案是將中間軸上的一倒擋齒輪做成一體，將齒寬加長。圖2-3f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的無論使兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一擋與倒擋，都應當布置在靠近軸的支撐處，有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用2XXX畢業(yè)設計說明書倒擋設置在變速器的左側(cè)或右側(cè)，在結(jié)構(gòu)上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒擋時駕駛員移動變速桿的方向改變了。為防止以外掛如倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需要克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。本次設計的變速箱是手動四檔兩軸式變速箱，器傳動方案如上圖2-1b所示，考慮到縮小軸向的尺寸，故將器倒檔置于一、二檔得結(jié)合套上，具體布置如下圖2-6所示。2.2變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析2.2.1齒輪型式變速器所用的齒輪有斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪雖然制造時復雜、工作時有軸向力，但因其使用壽命長、工作平穩(wěn)、噪音小而仍然得到廣泛的使用。變速器中的長嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使長嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪用于低檔和倒檔。本次設計中除一、倒檔，其余全為斜齒圓柱齒輪2.2.2換檔結(jié)構(gòu)型式變速器換檔結(jié)構(gòu)型式有直齒滑動齒輪、嚙合套、同步器等三種。汽車行駛時各檔齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動齒輪方法換檔，會在齒輪端面產(chǎn)生沖擊，并伴有噪音。這使齒輪端面磨損加劇并過早損壞。同時使駕駛員精神緊張，而換檔時的噪音又使汽車的舒適度減低。只有駕駛員用熟練的技術(shù)，使齒輪換檔時無沖擊，才能克服上述缺點。但是，該瞬間駕駛員注意力被分散，影響行使安全性。因此盡管這種換檔方法2XXX畢業(yè)設計說明書使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術(shù)熟練程度無關，從而提高汽車的加速性、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、同步環(huán)使用壽命較短等缺點，但仍然得到2.2.3變速器軸承形式于何處應當采用什么軸承，是守結(jié)構(gòu)限制并所受的載荷的點不同而不同。用圓柱滾子軸承來承受徑向力，而后端采用外圓有擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。因此，錐軸承不適合用在線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體上。滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪和周不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。并使工作噪聲增大?；瑒虞S套的優(yōu)點是易制造、成本低。此次設計中采用圓柱滾子軸承。2.2.4齒輪變位系數(shù)的選擇原則2XXX畢業(yè)設計說明書齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。何謂變位?即通過改變標準刀具對齒輪毛坯的徑向位置或改變標準刀具齒槽寬后切制的齒形為非標準漸開線齒形的齒輪。采用變位齒輪，除了避免根切和配湊中心距之外，它還影響齒輪強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗校核能力及齒輪的嚙合噪聲。齒輪的變位分為高度變位和角度變位兩類。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪齒根部分的強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。高度變?yōu)榈娜秉c就是不能痛風石增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具備了高度變位的優(yōu)點，又避免餓其缺點。總體變?yōu)橄禂?shù)ξ=ξ+ξ2越小，一對齒輪的齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎曲強度越低。但是由于齒輪的剛度減少，易于吸收沖擊振動，故噪聲會小一點。另外，ξ。值越小，齒輪的齒形重合度越大，這不但有利于較低噪聲，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷的著力點距齒根越近，彎曲力矩越小，相當于齒根強度的提高，由于齒根減薄而產(chǎn)生的消弱強度的因素也有所抵消。根據(jù)上述的理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一檔、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。一般情況下，最高檔和一檔齒選用較大的ξ值，以便獲得高強度齒輪副。一檔齒輪的ξ可取1.0以上。在本次設計中考慮到根切問題，一擋和倒擋采用變位齒輪，其他齒輪不選用變位?？砂凑障旅娴墓絹泶_定：2.2.5其他問題因為變速器在低檔工作時有較大的力，所以典型的兩軸式變速器的低檔，布置在靠近后支撐處，然后按照從低檔到高檔順序不止各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，有能保證容易裝配。多數(shù)情況下，輸出軸和輸入軸及其上面的零部件是通過變速器殼體上方孔口設計在變速器殼體下方或者側(cè)面。輸入軸上做在軸上的齒輪外徑，應該比殼體前壁軸承孔的尺寸小，因為它要經(jīng)過該孔裝。變速器整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼體的結(jié)構(gòu)有關系。對于典型的兩軸式變速器，通過控制軸的長度既控制檔數(shù)，可以作到有足夠的剛性。通常殼體是整體的，有些地方設計有加強筋板。殼體前或后壁軸承孔之間的連接部分應當留有足夠的尺寸。內(nèi)裝操縱機構(gòu)的變速器蓋，用螺栓固定到殼體上，裝配后的變速器結(jié)構(gòu)剛度，還與該螺栓的扭緊程度有關。2XXX畢業(yè)設計說明書第三章變速器主要參數(shù)選擇3.1中心距A的選定已知桑塔納2000手動變速器的一檔傳動比在3.5左右，先取i=3.5,Temax=155N.m四檔五檔六檔3.2齒輪參數(shù)2表3-1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)m貨車的最大總質(zhì)量mt模數(shù)m?/mm表3-2汽車變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列第二系列表3-1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)m。車型微型、輕型轎車中級轎車中型貨車重型汽車已知此次所設計的變速器是桑塔納2000手動四速變速器，發(fā)動機的排量是1.8V,為中倒擋選用模數(shù)為m=3mm,其余各檔的模數(shù)m=2.75mm3.2.2壓力角α強度。實驗證明：對于直齒輪，壓力角在28°是強度最高，超過28°時強度增加的不多；2XXX畢業(yè)設計說明書對于斜齒輪，壓力角在25°時強度最高。實際上因國家規(guī)定的標準壓力角為20°,所以變速器的齒輪采用的壓力角普遍是20°。嚙合套或同步器的結(jié)合壓力角有20°、25°、30°等，但普遍使用30°的壓力角。所以此次設計中的齒輪鎖采用的壓力角為20°,同步器的壓力角為30°。斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意他對齒輪工作噪聲、角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度繼續(xù)上升。因此從高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望有過大的螺旋角，以15°~25°為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增中間軸式變速器22°~34°兩軸式變速器為20°~25°通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(mn)的大小來確定齒寬b:采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒輪的工作寬度初選是可取2~4mm。3.3各檔齒數(shù)的分配與計算3.3.1一檔齒輪齒數(shù)的確定桑塔納2000手動四速兩軸式變速器，已知：發(fā)動機輸出功率p=74千瓦，轉(zhuǎn)速n=5200r/min,最大扭矩Te=155N.M,排量1.8V,載荷平穩(wěn)，可靠性一般。i?=錯誤!未找到引用源。為了求Z?和Z?的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Z,公式如下：(2)選取中間軸一檔的齒數(shù)2XXX畢業(yè)設計說明書轎車兩軸式變速器一檔傳動比i=3.5～3.8時，一檔的齒數(shù)在Z=11～17,由于所設計為一般中級轎車，載荷平穩(wěn)、可靠性要求一般。一檔齒輪傳動比i=3.5,模數(shù)m=3mm,取一檔主齒輪齒數(shù)Z=11。由于齒數(shù)為11,將會發(fā)生根切，故需要對其進行變位，變位系數(shù)ξ=(17-Z)/17=(17-11)/17=0.36取整后Z?=39,重新計算i?=Z?/Z=39/11=3.5453.3.2二擋齒輪齒數(shù)的確定i?=錯誤!未找到引用源。(3-3)根據(jù)初選的中心距A=74,模數(shù)為m=2.75。初選螺旋角β=20°帶入上式(3-2)中，Z?=錯誤!未找到引用源。=錯誤!未找到引用源。2'先取二擋的傳動比i?=1.8,則帶入式(3-3)中得到，2.8Z?=48Z?=17.14,取Z=17則Z?=48-17=31.然后對中心距A進行修正由于齒輪齒數(shù)取整后會使中心距發(fā)生變化，固需要重新計算中心距：為了方便檢測，故中心距應當取整，取A=75mm。由于中心距發(fā)生了變化則需要對螺旋角β進行修正，β=20.27°=20°16′12''。由于齒數(shù)的取整，傳動比發(fā)生了變化，修正后的傳動比為i?=31/17=1.8233.3.3三檔齒輪齒數(shù)的確定i?=錯誤!未找到引用源。(3-4)先取三檔的傳動比為ig=1.2,則帶入式(3-4)中得到，2.2Zs=48Z?=21.8,取Zs=22則Z=48-22=26.螺旋角不變，為β=20°16’12'’由于齒數(shù)的取整，傳動比發(fā)生了變化，修正后的傳動比為i?=26/22=1.1893.3.4四檔齒輪齒數(shù)的確定2XXX畢業(yè)設計說明書該擋為最高檔，選用超速擋，傳動比在0.7~0.9之間，初選四檔的傳動比為i?=0.85,則帶入式(3-5)中得到，1.85Z;=48Z;=25.94,取Z=26則Z=48-26=22.螺旋角不變，為β=20°16′12'’由于齒數(shù)的取整，傳動比發(fā)生了變化，修正后的傳動比為i=22/26=0.8463.3.5確定倒檔齒輪齒數(shù)之間，可選倒檔齒輪齒數(shù)Z?=22,為避免齒輪9,與齒輪10齒頂圓的接觸，故將齒數(shù)Z取初選倒檔的傳動比為i=3.2,i=Z?Z?/Z??Zg,計算倒檔齒輪與輸出軸的中心距A'′=(Zio+Z?)m/2=(35+22)×3/2=85.5mm由于Z的齒數(shù)為11會發(fā)生根切，對其進行變位，變位系數(shù)x=(17-11)/17=0.36驗證中心距：為了保證齒輪10與齒輪9不發(fā)生接觸，則其兩者齒頂圓直徑之和必須小d?g=m(Z+2+x)=3×(11+2+d?o=m(Z+2-x)=3×(35+2-02A-(d?g+d?)=150-(40.08+109會發(fā)生運動干涉，故采用短齒齒輪，齒頂高系數(shù)h?取0.8,再代入上兩式，dg=m(Z+1.6+x)=3×(11+1.6+d?o=m(Z+1.6-x)=3×(35+1.6-03.3.6各擋齒輪參數(shù)表一、倒擋的齒寬系數(shù)應取得稍微大些，因此去K=8,所以一、倒檔的齒寬b=km=8×其余各擋的齒寬系數(shù)取k=6,b=km,=6×2.75/cosβ=15.99,擋數(shù)從動齒輪齒數(shù)主動齒輪齒數(shù)中間齒輪齒數(shù)齒寬b螺旋角β傳動比i一擋302XXX畢業(yè)設計說明書二擋三擋四擋倒擋302XXX畢業(yè)設計說明書第四章變速器的設計與計算4.1齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換擋齒輪端部破壞以及齒輪折斷發(fā)生在以下幾種情況：齒輪收到足夠大的沖擊載荷作用，造成齒輪彎曲折斷；齒輪在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中極其少見，而后者出現(xiàn)的多些。齒輪工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細小裂紋中的潤滑油壓升高，并導致裂紋擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點，稱之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，并可能導致齒輪折斷。用移動齒輪的方法完成的換擋的低檔和倒檔出論，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪的存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。負荷大、齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產(chǎn)生高溫作用下的情況使齒面間的潤滑油膜遭到破壞，導致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，稱之為齒面膠合。變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)的較少。4.2齒輪的強度計算(1)直齒輪彎曲應力σ直徑(mm);K?為集中應力系數(shù)，可取近似值Ko=1.65;Kr為摩擦力影響系數(shù)，主、從動輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪K=1.4從動齒輪K=0.9;b為齒寬(mm);t為端面齒距(mm)t=πm,m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖(4-1)所示。應為齒輪的節(jié)圓直徑為d=mz,式中z為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)帶入(4-1)后得到當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒檔得許用彎曲應力在400~850MPa,承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。2XXX畢業(yè)設計說明書云u.Z圖4-1齒形系數(shù)圖(假定載荷作用在齒頂a=20°,f?=10)輸入軸上的齒輪其T=T,輸出軸上的齒輪其T=iTm計算一檔主動齒輪：齒數(shù)z?=15,已知其正變位為0.36,根據(jù)上圖，取得y=0.153齒寬系數(shù)Kc=8,帶入式(4-2),一擋的許用彎曲應力為400~850Mpa。計算一檔從動齒輪：齒數(shù)z?=39,已知其負變位為0.36,根據(jù)上圖，取得y=0.128齒寬系數(shù)Kc=8,帶入式(4-2),一擋的許用彎曲應力為400~850Mpa。計算倒主動齒輪Z:齒數(shù)Z=11,已知其正變位為0.36,根據(jù)上圖，取得y=0.153齒寬2XXX畢業(yè)設計說明書滿足許用彎曲應力要求。計算倒從動檔齒輪Zo:齒數(shù)zo=35已知其負變位為0.36,根據(jù)上圖，取得y=0.123齒寬系數(shù)Kc=8,的許用彎曲應力為400~850Mpa。滿足許用彎曲應力要求。(2)斜齒輪彎曲應力σ式中，式中，σw為彎曲應力(MPa);F?為圓周力(N),F?=2T?/d;T為計算載荷(N.mm);d為節(jié)圓直徑(mm)d=(mz)/cosβ,m,為法向模數(shù)(mm);K。為集中應力系數(shù)，可取近似值K?=1.50;b為齒寬(mm);t為法向齒距(mm)t=πm;y為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)Z=Z/cosβ在上圖中查得；K?為重合度影響系數(shù)，K?=2.0。將上述有關參數(shù)帶入(4-3)后得到當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合和高檔齒輪，許用應力在180~350MPa的范圍。在計算常嚙合齒輪時由于沒有采用變位，所以主、從動齒輪的彎曲應力大小只差在y上，而y隨著當量齒數(shù)的增大而減小，所以計算時只要計算該對齒輪中彎曲應力大的，即齒數(shù)小的那個齒輪即可。計算二擋常嚙合齒輪齒輪的彎曲應力已知Z=17,K=6,β=20.27°,Zn=20.6,從表中查的y=0.128帶入式(4-4)滿足許用彎曲應力要求。計算三檔常嚙合齒輪的彎曲應力已知Z=22,K=6,β=20.27°,帶入式(4-4)從表中查的y=0.137滿足許用彎曲應力要求。2XXX畢業(yè)設計說明書計算四檔常嚙合齒輪的彎曲應力已知Z?=22,K=6,β=20.27°帶入式(4-4)從表中查的y=0.137滿足許用彎曲應力要求。2.齒輪接觸應力σσ;=0.418錯誤!未找到引用源。式中，σ;為齒輪的接觸應力(MPa);F為齒面法向力(N);a為節(jié)點處壓力角(°);E為齒輪材料的彈性模量(MPa);b為齒輪接觸的實際寬度；pz、pv為主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),直齒輪pz=rsina、p=rsina,斜齒輪pz=(r,sina)/cosβ、p=(rsina)/cosβ;r?、r?為主、從動輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷Tmx/2作為計算載荷時，變速器的許用接觸應力見下表齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔常嚙合齒輪和高檔輸出軸上的齒輪其T=Tem/2正常嚙合齒輪的節(jié)圓直徑d等于分度圓直徑所以d=mz,齒輪所選用的材料為20GrMnTi,表面滲碳處理，彈性模量E=210000(Mpa)將各參數(shù)帶入式(4-5)后計算得出：一擋齒輪的接觸應力為：1301.52MPa倒擋齒輪的接觸應力為：1408.12MPa二擋齒輪的接觸應力為：1197.93MPa三擋齒輪的接觸應力為：1010.77Mpa四擋齒輪的接觸應力為：929.77Mpa參照上表，計算所得出的數(shù)據(jù)滿足齒輪的許用接觸應力。綜合齒輪的彎曲應力和接觸應力，此次設計的齒輪均基本滿足強度要求。變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度和心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高2XXX畢業(yè)設計說明書齒輪的耐磨性和抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用剛才及熱處理時，可對加工性及成本28MnCr5。滲碳齒輪的表面硬度為58~63HRC,心部硬度為33~48HRC。本次設計中齒輪的材料選用20GrMnTi,一般設計中軸與齒輪的材料選取應相同，所以此次設計中軸的材料也選用20GrMnTi。4.3軸的強度計算變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會發(fā)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，器剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件來初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行相關的剛度和強度方面的驗算。4.3.1初選軸的直徑此次設計的變速器為兩軸式四檔變速器，重強度的方面考慮，一擋齒輪處的輸入軸，輸出軸部分器受力最大，所以此次的軸的直徑應該是最粗的地方，直徑初選30mm輸入軸花鍵部分直徑d(mm)可按下式初選式中，K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6;Tmx為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩(N.m),計算后得出4.3.2軸的強度驗算(1)軸的剛度驗算對齒輪工作的影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和周在水平面內(nèi)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角。前者是齒輪的中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正常嚙合；后者是齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。在計算時可以按照下式計算：f=錯誤!未找到引用源。f.-錯誤!未找到引用源。δ=錯誤!未找到引用源。2XXX畢業(yè)設計說明書F;=錯誤!未找到引用源。F?=錯誤!未找到引用源。F=錯誤!未找到引用源。輪節(jié)圓直徑；a為節(jié)點處壓力角；β為螺旋角；E為彈性模量(MPa),E=2.1×10MPa;I為慣性矩(mm2),對于實心軸，I=πd/64;d為軸的直徑(mm),花鍵處按平均直徑計算；a、b為齒輪上的作用力距支座A、B的距離(mm);L為支座間的距離(mm)。軸在垂直面和水平面撓度的允許值為[f]=0.05~0.10mm,[f.]=0.10~0.15mm。平面的轉(zhuǎn)角不能超過0.002rad。齒輪所在(2)軸的強度計算作用在齒輪是上的徑向力和軸向力，是軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力是軸在水平面內(nèi)彎曲變形。其盈利為o=錯誤!未找到引用源。為抗彎截面系數(shù)(mm2)。4.3.3校核各擋齒輪處軸的強度和剛度在本次設計中，由于是兩軸式變速箱，正常工作時只有一對齒輪嚙合，所以對其總彎矩的計算可用以下公式：M=錯誤!未找到引用源。對于斜齒輪，由于多了一項軸向力，且軸向力產(chǎn)生的彎矩為2XXX畢業(yè)設計說明書M=錯誤!未找到引用源。此次設計中，各檔齒輪在軸上的分布情況如下圖所示：各擋齒輪出軸的直徑如下所示：一擋齒輪處軸的直徑倒檔齒輪處軸的直徑二檔齒輪處軸的直徑三檔齒輪處軸的直徑四檔齒輪處軸的直徑1)校核一擋齒輪處軸的強度和剛度，一擋為一對直齒圓柱齒輪的嚙合，平均26.5mm,花鍵內(nèi)徑25.5平均26.5mm,花鍵內(nèi)徑25.5,壓力角α=20°,螺旋角β=0°傳動比i=3.545,a=191mm,b=24mm,L=215mm,E=210000MPa,I=πd1/64=28059.53mm2計算徑向力：F=錯誤!未找到引用源。2XXX畢業(yè)設計說明書計算圓周力：F?=錯誤!未找到引用源。計算軸向力：本次設計中由于一擋齒輪是直齒，故沒有軸向力。=3419.11×1912×242/(3×210000×2=9393.94×1912×242/(3×210000×2=錯誤!未找到引用源。V0.0192+0.0522計算轉(zhuǎn)角：δ-錯誤!未找到引用源。=3419.11×191×24×(191-24)/(3×210000×2F=錯誤!未找到引用源。=錯誤!未找到引用源?！?419.112+9393.942M=錯誤!未找到引用源。=錯誤!未找到引用源?！?13141.52+155000XXX畢業(yè)設計說明書o=錯誤!未找到引用源。綜上計算內(nèi)容，掛一擋時，軸滿足強度和剛度的要求。2)校核倒擋齒輪處軸的強度和剛度，已知d=16.5×2=33mm,T=155N.m,壓力角α=20°,螺旋角β=0°傳動比i=3.182,a=161mm,b=54mm,L=215mm,E=210000MPa,I計算軸向力：本次設計中由于倒擋齒輪是直齒，故沒有軸向力。=3419.11×1612×542/(3×210000×2計算垂直面撓度：f,錯誤!未找到引用源。=9393.94×1612×542/(3×210000×2=錯誤!未找到引用源。V0.0482+0.1322計算轉(zhuǎn)角：δ-錯誤!未找到引用源。2XXX畢業(yè)設計說明書=3419.11×161×54×(161-54)/(3×210000×2=0.00084rad<[ò]=錯誤!未找到引用源?！?419.112+9393.94M=錯誤!未找到引用源。σ=錯誤!未找到引用源。綜上計算內(nèi)容，掛倒擋時，軸滿足強度和剛度的要求。3)校核二擋齒輪處軸的強度和剛度，已知d=23.375×2=46.75mm,Tm=155N.m,壓力角α=20°,螺旋角β=20.27°傳動比i=1.823,a=126.5mm,b=88.5mm,L=215mm,E=210000MPa,I=πd'/64=24195.39mm2=2×155000×tg20°/(46.75×計算軸向力：F=錯誤!未找到引用源。2XXX畢業(yè)設計說明書=2572×126.52×88.52/(3×210000×2=6631×126.52×88.52/(3×210000×2=錯誤!未找到引用源。V0.0522+0.134計算轉(zhuǎn)角：δ-錯誤!未找到引用源。=2572×126.5×88.5×(126.5-88.5)/(3×210000×2=0.00033rad<[=錯誤!未找到引用源?！?5722+6631M=錯誤!未找到引用源。2XXX畢業(yè)設計說明書σ=錯誤!未找到引用源。綜上計算內(nèi)容，掛二檔時，軸滿足強度和剛度的要求。4)校核三擋齒輪處軸的強度和剛度，已知d=22×2.75=60.5mm,Tm=155N.m,壓力角α=20°,螺旋角β=20.27°,a=86.5mm,b=128.5mm,L=215mm,E=210000MPa,I=πd計算徑向力：F=錯誤!未找到引用源。=2×155000×tg20°/(60.5計算軸向力：F=錯誤!未找到引用源。=1988×128.52×86.52/(3×210000×2=5123×128.52×86.52/(3×210000×22XXX畢業(yè)設計說明書計算轉(zhuǎn)角：δ=錯誤!未找到引用源。=1988×128.5×86.5×(128.5-86.5)/(3×210000×2FA=錯誤!未找到引用源。=錯誤!未找到引用源?！?9882+51232M=錯誤!未找到引用源。=錯誤!未找到引用源?！?840852+1550002+563862σ=錯誤!未找到引用源。綜上計算內(nèi)容，掛三檔時，軸滿足強度和剛度的要求。5)校核四擋齒輪處軸的強度和剛度，a=24.5mm,b=190.5mm,L=215壓力角α=20°,螺旋角β=20.27°,XXX畢業(yè)設計說明書=1682×190.52×24.52/(3×21000=4335×126.52×88.52/(3×21000=錯誤!未找到引用源。V0.0182+0.0462計算轉(zhuǎn)角：δ錯誤!未找到引用源。=1682×190.5×24.5×(190.5-24.5)/(3×21000=0.00064rad<[?]F=錯誤!未找到引用源。=錯誤!未找到引用源?！?6822+433522XXX畢業(yè)設計說明書M=錯誤!未找到引用源。=錯誤!未找到引用源。√1009212+1550002+564132σ=錯誤!未找到引用源。綜上計算內(nèi)容，掛四檔時，軸滿足強度和剛度的要求。所以該軸的強度和剛度在工作時都能滿足要求。2XXX畢業(yè)設計說明書第五章同步器的設計5.1慣性式同步器5.2鎖環(huán)式同步器5.2.1鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)1、9-變速器齒輪2-滾針軸承3、8-結(jié)合齒圈4、7-鎖環(huán)(同步環(huán))5-彈簧6-定位銷10-花鍵轂11-結(jié)合套如圖5-1所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)4或7和齒輪1或9凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是做在鎖環(huán)4或7上的齒和做在嚙合套11上齒2XXX畢業(yè)設計說明書5.2.2鎖環(huán)式同步器的工作原理由滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸(圖c),使嚙合套的移工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而拔環(huán)力矩是=使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的結(jié)合齒在換擋力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合(圖d),圖5-2鎖環(huán)式同步器的工作原理鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因5.3同步器重要參數(shù)的確定1.摩擦因數(shù)f器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，2XXX畢業(yè)設計說明書鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短而淘汰。由于黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.12.同步環(huán)主要尺寸的確定(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線的頂部設計的窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，是磨損加快。實驗還證明：螺紋的齒頂寬對f的影響很大，f隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，固齒