微型汽車手動變速器設計【含二維三維圖紙和說明書】

微型汽車手動變速器設計【含二維三維圖紙和說明書】,含二維三維圖紙和說明書,微型汽車,手動,變速器,設計,二維,三維,圖紙,以及,說明書,仿單 畢 業(yè) 設 計 學生姓名： 學 號： 學 院： 專 業(yè)： 題 目： CV6微型汽車變速器設計 指導教師： 評閱教師： 201 年 月 摘 要 汽車變速器裝置是汽車的傳動系統(tǒng)中最重要的部件，主要作用體現(xiàn)在汽車行駛的過程當中。目前在汽車變速器裝置技術的發(fā)展,能夠去衡量一個國家汽車技術的真正水平，因此汽車傳動系統(tǒng)的靈魂可以說是變速器裝置。 本課題的研究對象是手動的汽車變速器裝置，通過CV6微型汽車的變速器為基礎研究依據(jù)，對其變速器的基本參數(shù)和結(jié)構(gòu)進行合理分析，從而在動力匹配方面、機械設計以及機械強度方面實現(xiàn)變速器計算，最后通過方案對比確定設計的總體結(jié)構(gòu)，通過計算機軟件處理使用AutoCAD繪圖軟件繪制汽車變速器的二維設計圖紙。 汽車變速器裝置中關鍵部件的設計與計算是設計變速器的重難點，主要包括的方面有以下幾個方面：結(jié)構(gòu)分析方面、方案確定方面、計算和校核等。其中結(jié)構(gòu)的分析是對零部件的設計與計算，從機械式變速器的中心矩的計算、各檔的齒輪需求參數(shù)的計算、傳動比的計算還有以及輸入輸出軸的設計來實現(xiàn)結(jié)構(gòu)分析，實現(xiàn)零部件的設計。在方案確定的時候，通過對倒檔軸和換擋的機構(gòu)有效進行分析與選型實現(xiàn)。在校核計算方面，是通過前面的齒輪裝置的設計和軸裝置的設計等來進行零部件的校核的。 關鍵詞 手動變速器 動力匹配 結(jié)構(gòu)分析 機械強度 67 畢業(yè)設計說明書 Abstract The automobile transmission is the most important part of the automobile transmission system, and its main function is reflected in the vehicle driving process.At present, the development of automobile transmission technology can measure the true level of automobile technology in a country, so the soul of automobile transmission system can be said to be a kind of transmission device. The research object of this subject is manual vehicle transmission, which is based on CV6 transmission.The basic parameters and structure of the transmission are analyzed reasonably, and the power matching, mechanical design and transmission calculation of the square of mechanical strength are realized.Finally, the plan was adopted.The overall structure of the design is determined by comparison.The two-dimensional drawings of automobile transmission are drawn by computer software processing and AutoCAD drawing software. Design and calculation of key components, the design and calculation of automobile transmission device is the most important difficult transmission, including the following aspects: structural analysis, scheme determination, calculation and verification, analysis of the design and calculation of structural components, calculation of the center moment of mechanical transmission, calculation and design of the transmission ratio required by each gear wheel and gear parameters. The input and output axes are analyzed. Realize the design of parts. When deciding the scheme, the shift mechanism is effectively analyzed and selected. In checking computations, parts are inspected through the design of front gear set and shaft device. Key Words Manual transmission Power matching Structure analysis Mechanical strength  目錄 第1章 緒 論 4 1.1 概述 4 1.2 機械變速器發(fā)展的歷程 4 1.2.1 機械傳動系的發(fā)展歷程 4 1.2.2汽車自動變速器的結(jié)構(gòu)特點 5 1.2.3國內(nèi)外變速器現(xiàn)狀 6 1.3 選題的意義 7 1.4 研究的基本內(nèi)容 8 1.5 研究步驟及方法 10 1.6變速器的功用及要求 10 第2章 變速器總體傳動方案的確定 11 2.1 布置結(jié)構(gòu)分析 11 2.2 設計方案的確定 12 2.2.1 齒輪方案 12 2.2.2 軸承方案 12 2.2.3 換擋機構(gòu)方案 13 第3章 變速器主要參數(shù)的設計 13 3.1 檔位數(shù)的確定 13 3.2 各檔傳動比的確定 13 3.2.1 最大傳動比的確定 13 3.2.2 確定其他各檔傳動比 14 3.3 中心距 15 3.4 輪廓尺寸 15 3.5 齒輪的設計和計算 15 3.5.1 模數(shù)計算 15 3.5.2 壓力角計算 16 3.5.3 螺旋角的設計 16 3.5.4 齒寬的計算 16 3.6 變位系數(shù)的確定 17 第4章 齒輪的設計計算與校核 17 4.1 齒輪的設計與計算 17 4.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 17 4.1.2 齒輪材料的選擇 26 4.1.3轉(zhuǎn)矩的計算 26 4.2 輪齒的強度分析 27 4.2.1 輪齒的失效模式 27 4.2.2 輪齒彎曲強度計算 27 4.2.3 輪齒的接觸應力的計算 31 第5章 軸及附件的設計與校核 35 5.1 軸的設計計算 35 5.1.1 工藝參數(shù) 35 5.1.2 結(jié)構(gòu)分析 36 5.1.3 軸的直徑計算 36 5.1.4 軸的強度計算 36 5.2 軸承的選擇及校核 40 5.2.1 輸入軸的軸承選擇與校核 40 5.2.2 輸出軸軸承校核 42 第6章 同步器的設計 44 6.1 同步器的結(jié)構(gòu)分析 44 6.2 同步器的工作原理 45 6.3 同步器主要參數(shù)的計算 45 6.3.1 摩擦系數(shù) 45 6.3.2 同步環(huán)尺寸的計算 45 6.3.3 鎖止角的計算 46 6.3.4 同步時間的計算 46 第7章 變速器操縱機構(gòu)及箱體的設計 46 7.1 操縱機構(gòu)的設計 46 7.1.1變速器操縱機構(gòu)的要求 46 7.1.2 變速器操縱機構(gòu)分析 47 7.2 箱體的設計 48 總 結(jié) 48 致 謝 49 參 考 文 獻 50 第1章 緒 論 1.1 概述 汽車變速器的發(fā)展前后經(jīng)過鏈式傳動方式的變速器到齒輪式傳動的手動變速器,再到目前采用機械液力方式實現(xiàn)的自動變速器，還有電控機械式的自動變速器，這些變速器的發(fā)展前前后后經(jīng)歷了大約100多年之久。無論是使用的哪種類型作為傳動的汽車變速器，這都是汽車的傳動系統(tǒng)中十分重要的部件，汽車變速器主要作用體現(xiàn)在汽車行駛的過程當中。因此汽車傳動系統(tǒng)的靈魂可以說是變速器裝置。 1.2 機械變速器發(fā)展的歷程 1.2.1 機械傳動系的發(fā)展歷程 工程機械傳動系的發(fā)展歷程與主機的發(fā)展是同步的。以 為例,其傳動系皆從拖拉機、汽車傳動系演變而來。20世紀60年代初, 的特征結(jié)構(gòu)形式已基本定型,其傳動系的型式格局也隨之框定,小型機多采用機械式傳動,中型和大型 采用動力換擋(液力機械或全液壓傳動)，超大型 (礦山開挖)采用電拖動及電動輪方式(如美國馬拉松公司的產(chǎn)品). 其中,液力機械傳動的發(fā)展有兩種流派,一是以克拉克為代表的定軸式,產(chǎn)品強度高、可靠、耐用;另一類是以卡特彼勒為代表的行星式。采埃孚是專業(yè)車橋制造商,前期也長期生產(chǎn)行星式變速器,結(jié)構(gòu)與卡特彼勒相似。主要分為四類： (1)機械變速器 :由變矩器、換擋離合采用變矩器來完器、多組傳比不同的齒輪副、操縱機出的轉(zhuǎn)速和扭矩機械變構(gòu)、變速閥、變速泵器(PS)殼體等組成. (2)液力機械變速器：由液壓泵、閥、液壓液壓泵接受動馬達、驅(qū)動箱等組成液壓泵接受動力,輸出液壓動力油,通過閥控制液壓馬達變速、變矩。可外帶負荷換擋變速器,實現(xiàn)無級變速以及少檔變速。 (3)電驅(qū)傳動裝置：由發(fā)電機由內(nèi)傳電控盒、電動機置驅(qū)動箱等組成。 (4)靜液壓傳動裝置：由液壓泵、閥、液壓馬達、驅(qū)動箱等組成。 1.2.2汽車自動變速器的結(jié)構(gòu)特點 自動變速器按傳動方式可分為電控機械式有級自動變速器，電控液力機械式有級自動變速器，電控機械式無級自動變速器三大類。 電控機械式有級自動變速器是在傳統(tǒng)的手動式平行軸齒輪變速器的基礎上，設置一套能控制離合器和變速器的電控液壓操縱系統(tǒng)，由摩擦片式離合器、平行軸式齒輪變速器、電控液壓操縱系統(tǒng)組成。它不僅保留原平行軸式齒輪變速器的優(yōu)點（傳動效率高、制造工藝成熟等），而且還具有操縱簡單，變速平穩(wěn)，傳動效高，整車動力性、經(jīng)濟性好等優(yōu)點。(如圖1) 液力機械式有級自動變速器由鎖止式液力變矩器、齒輪變速器、電控液壓操縱系統(tǒng)等組成。由于在發(fā)動機與變速齒輪之間設置了液力變矩器，此類變矩器具有液力傳動和齒輪傳動等各項優(yōu)點。液力變矩器有多種類型，常用的是三元件單級二相式液力變矩器。由于液力變矩器的泵輪和渦輪之間存在轉(zhuǎn)速差和液力損失，其效率不如機械式變矩器，因此，絕大多數(shù)液力變矩器設置了鎖止裝置。 機械式無級變速器多采用傳動帶傳動，它主要通過改變主、從動帶輪的工作半徑來改變傳動比，實現(xiàn)無級變速。它主要由行星齒輪機構(gòu)（實現(xiàn)前進和倒檔轉(zhuǎn)換）、輔助減速齒輪、傳動鏈輪機構(gòu)和電控液壓操縱系統(tǒng)組成。油泵及閥體（一個手控閥、 1 個液壓閥、 . 個電磁閥）、傳感器及電子控制器 ,’- 都安裝在變速器內(nèi)（傳感器等器件不能直接進行檢測，只能用自診斷插口），驅(qū)動橋與變速器組合形成無級自動變速驅(qū)動橋。 1.2.3國內(nèi)外變速器現(xiàn)狀 國產(chǎn) 主要采用以下3種變速器。占主導地位的變速器是:雙渦輪4元件變矩器+2進1退行星式變速器。高檔 中主要是采用德國ZF公司(進口或柳州合資生產(chǎn))的變速器:單渦輪3元件變矩器+4進3退定軸式變速器。部分 廠家或部分產(chǎn)品采用的國產(chǎn)變速器:單渦輪3元件變矩器+4進4退,4進2退或3進3退定軸式變速器。 而國內(nèi) 所采用動力換檔變速箱現(xiàn)普遍仍為手動變速換檔。只有上海同濟大學機械工程學院研究開發(fā)一種適合前進4~6檔的變速箱的電控變速系統(tǒng)(帶控制器),在國內(nèi)一 廠家的 上小批使用,但尚不能實現(xiàn)自動變速功能。 近年來，我國各大工程機械廠家先后開發(fā)了9 t級、10 t級，以及更大噸位的輪式 ，選用的都是zF或DANA的電液控制動力換擋變速器。目前，對于功率大于250 W的電液控制動力換擋變速器，我國各大工程機械廠商對進口商品依賴嚴重。但在17年，天津工程機械研究院有限公司生產(chǎn)出了300w的 用動力換擋變速器，其技術性能與國外同類產(chǎn)品相當，滿足9t級 工作要求。 國產(chǎn)車發(fā)動機最早用的基本都是合資技術，以三菱最具代表性，現(xiàn)在很多國產(chǎn)二三線品牌有的車還在使用這套技術，當然是經(jīng)過升級和改良之后的三菱，但核心技術還是當年三菱的技術?，F(xiàn)在國產(chǎn)一線品牌基本都推出了自己的發(fā)動機，比如長安、長城、比亞迪、奇瑞、吉利、一汽等。綜合用車數(shù)據(jù)、修理廠數(shù)據(jù)以及維修技師口述，現(xiàn)在的國產(chǎn)發(fā)動機基本30萬公里不用大修，所以國產(chǎn)發(fā)動機的表現(xiàn)還是不錯的。 對于變速箱來說，之前國產(chǎn)只有手動變速器?，F(xiàn)在就以比亞迪為例，推出了國產(chǎn)的DCT雙離合變速器，雖然推出之初會存在這樣那樣的毛病，但隨著用戶反饋和廠家改進，現(xiàn)在穩(wěn)定性也在逐步提高。正常情況下手動變速箱穩(wěn)定性比較高，出現(xiàn)問題的頻率比較低。自動變速箱如果保養(yǎng)得當，基本問題也不大。 1.3 選題的意義 隨著我國人民收入的高速增長，越來越多的平民百姓成了有車一族，但汽車數(shù)量的給城市交通系統(tǒng)帶來了日益嚴重的壓力，越來越多的市民遇到了交通堵塞和停車困難的問題。而微型汽車有低價格、少能耗、小巧玲瓏、經(jīng)濟實用的特征,在城市較窄的道路開起來非常靈活方便，其性能和價格也符合我國經(jīng)濟發(fā)展水平和廣大人民群眾購買能力的基本國情,因而受到用戶的青睞,在我國汽車市場上獲得迅猛發(fā)展。許多已經(jīng)有車的市民在經(jīng)濟狀況允許的情況下也會選擇購買一輛用于短途行駛（比如去擁堵的市場買菜等）。 現(xiàn)在新能源汽車的蓬勃發(fā)展也為微型汽車市場帶來了第二個春天。電池技術的進步，也使得純電動汽車的續(xù)航里程不斷提高，在城市通勤這一用車場景下，微型電動車的“里程焦慮”得到緩解。統(tǒng)計顯示，城市人群絕大多數(shù)日行駛里程為30-50公里，50公里以上不到30%，30公里以下在30%。以7月份A00級車熱門的奇瑞eQ1為例，平均100-200公里的續(xù)航里程，完全可以滿足人們的日常出行。此外，在政策引導下，汽車消費觀點也在變化，能環(huán)保與使用經(jīng)濟性也成為消費者關心的重要點，微型純電動車在享受國家政策優(yōu)惠后，購車和用車成本都較低。消費者對輕出行、快停車、低成本、強便捷的需求，正在倒逼企業(yè)推出更多、更好的微型純電動車，全國乘用車市場信息聯(lián)席會秘書長崔東樹對汽車大全表示，“A00級純電動車市場潛力巨大。低成本、便利性強成為影響消費者購買的重要因素?！? 在新能源微型汽車不斷發(fā)展的今天，為汽車心臟的發(fā)動機設計一款性能強又經(jīng)濟得變速器也顯得尤為重要。 1.4 研究的基本內(nèi)容 熟悉汽車變速器的基本工作原理，對變速器各個結(jié)構(gòu)及其功能有一定了解。在給出發(fā)動機質(zhì)量，功率以及汽車最大行駛速度的前提下，分析其可行方案后結(jié)合參考資料設計出一款cv6型微型汽車的變速器。 1）變速器 相較于傳動比固定不變的減速器，變速器在許多情況下,機器需要在工作過程中根據(jù)不同的要求隨時改變速度,如汽車要根據(jù)具體情況改變行駛速度;機床要根據(jù)被加工零件的具體情況調(diào)整主軸轉(zhuǎn)速以達到最有利的切削速度。變速器就是能隨時改變傳動比的傳動機構(gòu)一般是一臺機器整個傳動系統(tǒng)的一部分,很少作為獨立的傳動裝置使用,所以也常稱其為變速機構(gòu)。 變速器可分為有級變速器(或分級變速器)和無變速器兩大類。前者的傳動比只能 的設要求通過操縱機構(gòu)分級進行改變:而后者的傳動比則可在設計預定的范圍內(nèi) 無級地進行改變。 計算星輪變速器的傳動比時，可以將其按單排 2K- H輪系進行分解 , 得到系統(tǒng)聯(lián)系圖（下圖左邊為結(jié)構(gòu)圖，右為系統(tǒng)聯(lián)系圖） , 然后根據(jù)該圖建立運動分析和力矩分析的數(shù)學模型并求解 , 概念清晰 ,易于理解 , 還宜用計算機程序來進行分析與計算。 用C A D 技術對行星變速器進行傳動簡圖設計，在判斷傳動方案的構(gòu)件干涉中，運用“判斷干涉原理” ，采用 “標記矩陣 ”的數(shù)字信息，輸入計算機進行判斷，，在型號為 8086的C P U 微 機上計算，通常只需十幾秒即可完成傳動方案簡圖設計，若需打印所有信息，一般需 2分鐘時問左右。如果接上優(yōu)化 設計程序 ，可直接時可行方案中行星齒輪機構(gòu)進行優(yōu)化設計。 2）傳動系齒輪強度校核計算 對于載荷變化很大的 ，在傳動系的齒輪設計中，一般不使用穩(wěn)定載荷的齒輪彎曲強度和接觸強度計算公式，而使用更為簡潔的汽車齒輪設計專用的彎曲強度校核。在 傳動系的齒輪計算 中經(jīng)常遇到按公式計算的應力值大于許用應力值 ，而 齒輪在實際使用中并沒有產(chǎn)生相應的損壞。實踐中，應該根據(jù)齒輪損壞機理把計算分成兩部分。 傳動系統(tǒng)的齒輪可能在承受尖峰載荷時，彎曲應力超過材料的強度極限而破壞，因此根據(jù)尖峰載荷校驗靜強度 ；但齒輪多因為疲勞而破壞 ，因此需根據(jù)計算載荷校驗疲勞強度。 3) 變速器箱體結(jié)構(gòu)的疲勞分析 速器內(nèi)的齒輪軸通過軸承與變速器箱體相連，將激勵傳遞到變速器箱體之上。箱體承受系統(tǒng)激勵產(chǎn)生的動態(tài)響應具有多種耦合效應，會影響箱體結(jié)構(gòu)和傳動系統(tǒng)的穩(wěn)定性和安全性。因此如何獲取箱體動態(tài)激勵并進行響應計算成了變速器研究領域的關鍵之一。國外普遍使用統(tǒng)計法對得到的應力譜進行壽命預估，而國內(nèi)學者多采用靜態(tài)評估方法。由疲勞相關特性知，如果時間不斷變化，即使應力值小于強度要求也會造成振動疲勞破壞。設計時應考慮齒輪、軸系及變速器箱體柔性的結(jié)構(gòu)動力學耦合分析模型，對變速器箱體進行動態(tài)響應計算，然后采用樣本法對危險區(qū)域進行疲勞壽命預估。 4）變速閥仿真設計 對于依靠人力換檔的變速箱，換檔過程的平穩(wěn)性主要由駕駛員的操縱動作來控制；對于依靠動力換檔的變速箱，則主要由液壓操縱系統(tǒng)來控制。為改善操控性，大多采用動力換檔變速箱采用 SimulationX 軟件。 1.5 研究步驟及方法 (1)查閱和收集CV6微型汽車和變速器等方面的資料了解熟悉變速器的功能與結(jié)構(gòu)等方面的內(nèi)容。 (2)分析其可行的原理方案根據(jù)技術參數(shù),計算出變速器的主要結(jié)構(gòu)尺寸。 (3)齒輪副及其軸設計 按照機械設計的軸計算公式設計軸，按照汽車專業(yè)計算公式完成變速器齒輪副的設計。 (4) SimulationX 軟件進行變速閥仿真設計 首先要分析確定系統(tǒng)中獨立運動的部件；其次要確定各獨立運動部件的壓力作用區(qū)域以及各獨立運動部件的過流面積；最后根據(jù)實際結(jié)構(gòu)搭建模型。 (5)變速器箱體結(jié)構(gòu)的設計 首先確定該微型汽車手動變速器的設案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機構(gòu)及檔位布置形式等。 (6)變速泵設計 先根據(jù)變速箱需求進行理論排量設計，設計轉(zhuǎn)子時可考慮限制條件后選擇線型再修型，根據(jù)排量等參數(shù)對排油腔進行設計。最后為各個部位合適的選擇材料。 (7)汽車離合器設計 1.6變速器的功用及要求 變速器是通過將汽車發(fā)動機提供的能量傳遞給汽車的車輪，主要功能和作用包含一下三個方面是： （1）為了能夠適應各種路況的變化，常常換擋的方式以此來改變傳動比使轉(zhuǎn)矩改變，這樣驅(qū)動輪的工作有效范圍就被擴大了，這就使汽車可以工作在最有利的工作狀況下，發(fā)揮變速器最佳的性能； （2）為了能夠讓汽車可以實現(xiàn)倒退行駛，又因為發(fā)動機的旋轉(zhuǎn)不會改變旋轉(zhuǎn)方，所以變速器如果要實現(xiàn)汽車的這一項功能，可通過改變輸出軸的轉(zhuǎn)向從而實現(xiàn)； （3）在變速器換擋以后，汽車要保證正常行駛和平穩(wěn)起步。 此外對變速器在運轉(zhuǎn)過程中的工作性能主要的要求包含以下三個方面是： （1）設計需要考慮汽車的動力性與經(jīng)濟性，能夠考慮到汽車其形式過程中會遇到的各種工作情況，特別是在安全性上也要嚴格滿足； （2）對于設計使用的材料要經(jīng)過嚴格的最佳的熱處理方式進行處理，這樣可以提高效率，同時延長使用的時間，在選擇使用的齒輪的傳動方式要合理，變位系數(shù)的選擇也要正當； （3） 此外變速器在外形的尺寸、制造使用的成本、使用起來維修能夠方便、工作的性能要可靠等也要嚴格滿足使用要求[2]。 表1-1 變速器基本參數(shù) 本設計使用的參數(shù)完全匹配CV6微型汽車MT變速器，設計中所采用的基本參數(shù)如下表1-1： 在完成汽車手動變速器設計的設計之際，可綜合運用汽車設計、機械制圖等課程的知識。同時還掌握汽車變速器的基本設計方法和步驟，對今后工作有很大的幫助。 第2章 變速器總體傳動方案的確定 2.1 布置結(jié)構(gòu)分析 本設計主要采用的是弧齒錐齒輪，對于發(fā)動機的布置方式采用縱置，對于倒檔的方面采用滑動的直齒輪，在其他的檔位傳動主要采用常嚙合斜齒輪，所以最終確定的方案可以通過圖2-1知道。 2.2 設計方案的確定 2.2.1 齒輪方案 直齒圓柱齒輪與斜齒圓柱齒輪是現(xiàn)在變速器中最常采用的兩種方式。這兩種方式的對比如下表 方式 特點 直齒圓柱齒輪 使用壽命較長；工作噪聲也比較低；工作運轉(zhuǎn)平穩(wěn)；結(jié)構(gòu)上也十分緊湊 斜齒圓柱齒輪 加工制造工藝相對復雜；旋轉(zhuǎn)時會產(chǎn)生軸向力；軸承的使用壽命也比較短 因為實際使用時考慮到變速器對齒輪受力的頻繁，而且齒輪的轉(zhuǎn)速也比較高，所以考慮在本設計中采用的變速器為直齒圓柱齒輪。 2.2.2 軸承方案 在使用變速器時都會用的到軸承。常用的軸承主要有圓柱型的滾子軸承、圓錐型的滾子軸承、球型的軸承、滾針式的軸承等。但該采用何種軸承，這主要由使用在哪個部位決定，同時還要結(jié)合結(jié)構(gòu)能夠承受的載荷最終才能決定。在本設計中考慮到力學因素所以變速器在的前端采用圓柱型的滾子軸承，在輸出軸的末端常采用深溝式的球型軸承[8]。圓錐型的滾子軸承一般使用在受力面積比較大，需要高負載，和工況比較復雜的部位。滾針式的軸承因為具有摩擦損失比較小、傳動效率也比較高等特點，所以大多數(shù)用在有相對運動的不是固定連接的零件之間。 2.2.3 換擋機構(gòu)方案 變速器換擋機構(gòu)的形式主要有三種，分別是嚙合套換擋、滑動齒輪換擋，還有同步器換擋 [9]。在汽車手動變速器設計中擬采用同步器換擋，因為其具有換擋無沖擊還可減輕操作強度，在安全性和燃油經(jīng)濟性方面也十分突出，。 第3章 變速器主要參數(shù)的設計 3.1 檔位數(shù)的確定 如果要提高汽車的動力性同時降低燃油的經(jīng)濟性的話，那么增加換擋數(shù)是一個十分直接有效的方法，它可以是傳動比擴大范圍，一般的變速器有3~20個檔位數(shù)?？墒窃黾訐Q擋數(shù)的話對于變速器的結(jié)構(gòu)要求就會變得十分的復雜，需要的常嚙合齒輪裝置也會變的非常多，而且外形尺寸也將會增加不少，也將會使操縱機構(gòu)變得十分復雜，這對于駕駛員來說增加了不小的負擔，所以也并不是換擋數(shù)越多就一定會越好，考慮到多種因素在設計中的汽車變速器擬采用五個檔位的變速器。 3.2 各檔傳動比的確定 3.2.1 最大傳動比的確定 一檔傳動比在汽車變速器中是最大傳動比，所以設計時需要根據(jù)公式計算最大的爬坡度。這樣才能夠使汽車在爬坡過程中平穩(wěn)，克服各種意想不到的狀況。所以通過公式計算有： 式中個變量對應名稱和所取數(shù)值見下表 名稱 符號 數(shù)值 單位 車重 G 16856 N 發(fā)動機的最大扭矩 155 主減速器傳動比 4.444 - 傳動系效率 97% - 車輪平均半徑 0.3 m 滾動阻力系數(shù) 0.02 - 爬坡度 16.7 度（°） 根據(jù)公式（3.1）將數(shù)值帶入計算知道≥10.192 此外還需（3.2） 要滿足一些附加的條件，如式（3.2： 其中Φ是地面的附著系數(shù)，所取數(shù)值是0.8； 在設計時還需要考慮車輪對地面的載荷，主要時計算汽車在滿載狀況下靜止在水平面時的載荷，取； 根據(jù)公式（3.1）將數(shù)值帶入計算知道。 綜合以上的計算分析可以知道；又因為，所以可以指知道，考慮到綜合因素取。 通過設計的基礎要求知道發(fā)動機的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速， 所以 這樣才能夠滿足設計的要求。 3.2.2 確定其他各檔傳動比 在變速器的設計中，可以使用等比數(shù)列形式進行分配各擋位傳動比[12]： （3.3） 式中：—各擋傳動比的公比；由式3-3可知其他各擋為： 傳動比 符號 數(shù)值 一檔 3.455 二檔 1.944 三檔 1.286 四檔 五檔 3.3 中心距 考慮到中心距對于變速器的重要性，所以在中心間距A的確定上十分謹慎，因為這對變速器的輪廓尺寸和質(zhì)量大小都有十分重要的影響，而且還會影響與輪齒的接觸強度。所以為了能夠滿足設計的要求，本設計根據(jù)擬采用A=71mm。 3.4 輪廓尺寸 根據(jù)之前變速器的換擋數(shù)和齒輪結(jié)構(gòu)，以及中心間距等因素，綜合考慮在不影響結(jié)構(gòu)外觀等多種狀況的條件下，本課題所設計的變速其擬采用五檔變速器的軸向尺寸是3×72=216mm。 3.5 齒輪的設計和計算 3.5.1 模數(shù)計算 如果想要選擇比較的小的模數(shù)來滿足使用設計的要求，那么需要在先確定中心距的前提下才可以，這樣考慮設計的齒輪才能保證系統(tǒng)的平穩(wěn)運行，降低運轉(zhuǎn)過程中的噪聲。若想要設計的變速各方面都達到最優(yōu)，需要從工藝設計方面和齒輪強度兩個方面入手，首先就是擋齒輪的模數(shù)在選擇使用時要相同；強度要保持一致。本次設計擬采用漸開線形式的齒輪。這樣有利于換擋等操作，其具體可通過表3-1和3-2所示知道： 表3-1　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 類型 單位 模數(shù) 單位 乘用車的發(fā)動機 1.0≤V≤1.6 L 2.25～2.75 mm 1.6＜V≤2.5 L 2.75～3.00 mm 貨車的最大總質(zhì)量 6.0＜≤14 t 3.50～4.50 mm ＞14.0 t 4.50~6.00 mm 表3-2　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 系列 齒輪模數(shù)/mm 一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 —— 由以上數(shù)據(jù)可知知道擬采用的變速器的模數(shù)大致范圍在2.25mm~2.75mm之間。同步器的模數(shù)大致范圍在2.0mm~2.75mm之間。 3.5.2 壓力角計算 標準壓力角可通過在機械設計手冊中相關規(guī)定查找，所以汽車手動變速器設計中擬采用的壓力角度是20°，而變速器中的結(jié)合同步器的齒壓力角度是30°[16]。 3.5.3 螺旋角的設計 綜合考慮齒輪的重合度、以及運轉(zhuǎn)過程中的噪聲，還有要考慮齒輪輕度的增強，所以在設計時要把這些全部囊括在內(nèi)，因為齒輪的螺旋角對于輪齒的應用強度影響巨大。所以為了減輕軸承的負荷和提高系統(tǒng)設計的使用壽命，本次設計擬采用的螺旋角度是20° 3.5.4 齒寬的計算 考慮到齒輪壽命收到齒寬b的影響，所以在設計時應盡量縮小輪齒的寬度，但也要考慮其強度，所以設計的齒輪的寬度可以根據(jù)以上齒輪的模數(shù)來進行設定，具體計算見下表： 類型名稱 計算依據(jù) 為齒寬系數(shù)取值 直齒 4.5～8.0 斜齒 6.0～8.5 所以綜合考慮擬采用接合齒的寬度是2mm。 3.6 變位系數(shù)的確定 齒輪的變位對于變速器至關重要，那么齒輪的變位設計主要是通過變位系數(shù)的計算來確定，齒輪變位又分為高度變位和角度變位，不管哪種變位的方式，變位系數(shù)的選擇總會直接影響到齒輪平穩(wěn)性、嚙合噪聲等。 由于變速器工作設計的需要，在設計時會根據(jù)一檔的齒輪齒數(shù)為z1=11<17,所以齒輪的變位系數(shù)取值，齒頂高系數(shù)也可根據(jù)機械設計手冊知道為1.00[18]。 第4章 齒輪的設計計算與校核 4.1 齒輪的設計與計算 4.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 一擋齒輪采用的是斜齒輪傳動，取其模數(shù)2.75，壓力的角度，螺旋角度β=20°，則這可計算知道一檔的傳動比值。 （4.1） 根據(jù)斜齒齒數(shù)和，可以計算出齒數(shù)、， （4.2） 因此可以知道的值是11， 的值是38。 考慮到安全性和穩(wěn)定性需要對中心距和螺旋角度β修正處理，具體可根據(jù)公式計算： （4.3） (4.4) 可以通過計算知道修正的螺旋角度。 未變位中心距可以通過小表知道： 名稱 計算公式 結(jié)果 單位 分度圓直徑 32.325 mm 111.668 mm 未變位中心距 71.995 mm 但是實際使用時中心距發(fā)生了改變，所以為了還能夠滿足要求，中心距對一擋的齒輪副需要進行變位處理，首先具體計算端面嚙合角和嚙合角 ： tan=tan/cos （4.5） cos= （4.6） 帶入數(shù)值計算可知 ，。 有以上計算出的數(shù)值可以求的變位系數(shù)和和當量齒數(shù)與： （4.7） 此外取值 ，可以進一步計算出一擋齒輪副的齒頂高和、齒根高和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： 式中： 、、 式中： 在設計時采用斜齒輪作為二擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值2.5，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計算出二擋的傳動比數(shù)值和齒數(shù)之和： 同時取 ， ，這樣可以計算出修正的螺旋角度β的值： 通過函數(shù)轉(zhuǎn)化求出其值 根據(jù)上面的數(shù)據(jù)還可以計算出二擋的齒輪變位系數(shù)相關參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、當量齒數(shù)和與變位系數(shù)之和： =72.003mm tan=tan/cos 此外取值 =-0.02，可以進一步計算出二擋的齒輪的參數(shù)分度圓直徑和、齒頂高和、齒根高和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： 式中： ，， 式中： =54.015mm 在設計時采用斜齒輪作為三擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值2.5，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計算出三擋的傳動比數(shù)值和齒數(shù)之和： =1.286 = 同時取，，這樣可以計算出三擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： tan=tan/cos 此外取值，可知： 式中： ，， 式中： 在設計時采用斜齒輪作為四擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值2.5，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計算出四擋的傳動比數(shù)值和齒數(shù)之和： 同時取 ，則可以計算出修正的螺旋角度β的數(shù)值： 由三角函數(shù)計算可以知道修正的數(shù)值 這樣可以計算出四擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： tan=tan/cos 此外取值 可知： 式中： ，， 式中： 在設計時采用斜齒輪作為五擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值2.5，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計算出四擋的傳動比數(shù)值和齒數(shù)之和： =0.80 = 同時取 ，這樣可以計算出五擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： tan=tan/cos 此外取值 可知： 式中： ，， 式中： 根據(jù)理論計算可以知道倒擋齒輪的模數(shù)，壓力角度時，取的值等于23后，可計算出輸入軸和倒擋軸的距離： 在為兩齒輪齒頂圓之間加一定的間隙d主要是為了避免齒輪的相互干涉，取d的值等于0.5mm，則可計算出倒檔的齒頂圓直徑是： 安全考慮期間取的值等于38，這樣就可計算出倒擋軸距離輸出軸的中心距 從而知道倒擋的傳動比的值 4.1.2 齒輪材料的選擇 1、工作條件的要求 設計時主要考慮的方面有齒輪強度的要求、傳動裝置耐磨性的要求、材料選擇要求、結(jié)構(gòu)尺寸外形的要求，特別時對于工作性能中穩(wěn)定度、安全性，這幾個方面要求全部滿足，這樣才能保證設計出的變速器使用壽命長、安全有穩(wěn)定。 2、合理選擇材料配對 在設計變速器的所有部件中，對于材料的使用要嚴格的把控，因為一點出現(xiàn)質(zhì)量問題將會造成十分大的安全隱患和經(jīng)濟上的損失，所以說合理選擇材料的配對對于汽車變速器的設計至關重要，特別是在嚙合齒輪的選擇材料要求抗膠合性能要強，同時兩齒輪在選用時往往用不同型號的材料設計[19]。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 在設計變速箱的齒輪時擬采用時低碳鋼，其具體的工藝路線如下： 4.1.3轉(zhuǎn)矩的計算 由于設計使用的發(fā)動機的最大扭矩是，而且齒輪傳動的有效效率，離合器傳動的有效效率，軸承傳動的有效效率。因此可通過下表知道各個擋的最大扭矩： 名稱 計算公式 計算結(jié)果 單位 輸入軸 = 147.31 N·m 輸出軸一擋 483.718 N·m 輸出軸二擋 272.167 N·m 輸出軸三擋 180.044 N·m 輸出軸四擋 135.663 N·m 輸出軸五擋 112.003 N·m 倒擋 268.340 N·m 231.310 N·m 4.2 輪齒的強度分析 4.2.1 輪齒的失效模式 汽車經(jīng)過長時間的工作，導致輪齒失效的原因主要有因為材料或者受力過大引起的折斷、工作時間長了齒面的磨損、塑性變形等因素[20]。 具體的解決方案需要考慮到以上導致齒輪失效的因素，對于每個元件要進行將加工，多余材料要選用合乎規(guī)格標注的材質(zhì)，不然潛在的安全隱患什么可怕，不僅會帶來財產(chǎn)的損失，還有可能對駕駛員帶來生命的危險，所以馬虎不得。 4.2.2 輪齒彎曲強度計算 1、齒輪彎曲的計算首先要從倒檔直齒輪的彎曲應力計算： 式中符號代表的含義件表 名稱 符號 單位 備注 彎曲應力 MPa - 理論載荷 N.mm - 應力集中系數(shù) - 摩擦力系數(shù) - 主動齒輪取，從動齒輪取 齒寬 mm - 模數(shù) -- 齒寬系數(shù) - 倒檔取7.5 齒形系數(shù) - - 公式計算的齒形系數(shù)圖見圖4-1所示。 由計算和設計手冊能夠知道，如果載荷達到理論計算值時，倒擋軸位置的齒輪彎曲應力應該在400MPa～850之間[20]。 設倒擋位置的齒輪的彎曲應力分別為 ，，： ，，，，，，，, 2.斜齒輪的彎曲應力的計算 式中各個符號含義與取值見下表 名稱 符號 單位 備注 理論載荷 N·mm - 法向模數(shù) mm - 齒數(shù) - - 斜齒輪螺旋角 度° - 應力集中系數(shù) - 齒形系數(shù) - 可按當量齒數(shù)在圖4-1查得； 齒寬系數(shù) - 取7.5 重合度影響系數(shù) =2.0 由計算和設計手冊能夠知道，只有許用應力在180MPa～350MPa范圍內(nèi)才可以滿足常嚙合齒輪的需求。 （1）一擋齒輪彎曲應力 、的計算 ，，，，，， （2）二擋齒輪的彎曲應力 、的計算 ，，，，，， （3）三擋齒輪的彎曲應力 、的計算 ，，，，， （4）四擋齒輪的彎曲應力 、的計算 ，，，，， （5）五擋齒輪的彎曲應力 、的計算 ，，，，， 4.2.3 輪齒的接觸應力的計算 式中各個符號含義見下表 名稱 符號 單位 備注 理論載荷 N·mm - 輪齒的接觸應力 MPa - 節(jié)圓的直徑 mm - 壓力角 度° - 螺旋角 度° - 齒輪材料的彈性模量 MPa - 齒輪嚙合寬度 mm - 主動齒輪的曲率半徑 mm 直齒輪、 斜齒輪 從動齒輪的曲率半徑 mm 主動齒輪的節(jié)圓半徑 mm - 從動齒輪的節(jié)圓半徑 mm - 如果=時，即輸入軸的理論載荷等于變速器齒輪最大載荷量的一半，則許用接觸應力可在表4-1知道： 表4-1　變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋與倒擋的許用接觸應力 常嚙合齒輪與高擋的許用接觸應力 所以可知通過計算知道彈性模量的值，齒的寬度可以使用公式計算。 （1）一擋齒輪1，2的接觸應力的計算 ，， ，， ， （2）二擋齒輪3，4的接觸應力的計算 ，，，， ， （3）三擋齒輪5，6的接觸應力的計算 ，，，， ， （4）四擋齒輪7，8的接觸應力的計算 ，，，， ， （5）五擋齒輪1，2的接觸應力的計算 ，，，， ， （6）倒擋齒輪11，12，13的接觸應力的計算 ，，，， 第5章 軸及附件的設計與校核 5.1 軸的設計計算 5.1.1 工藝參數(shù) 現(xiàn)在設計變速器的材料主要是采用碳鋼和合金作為軸的材料。這兩種材料對比發(fā)現(xiàn)碳鋼的生產(chǎn)成本要比合金鋼的生產(chǎn)制造成本低很多，并且碳鋼在抗疲勞強度上也表現(xiàn)的十分優(yōu)秀，在熱處理方式上也比較簡單，所以本設計擬采用軸的材質(zhì)的作為軸工藝的材料，同時為了避免倒擋軸的磨損失效，在加工時需要在軸的表面進行精加工處理操作。此外為了保護滑動齒輪能夠工作在十分優(yōu)越的性能，因此在輸入軸和輸出軸均采用滲碳、氰化等方式進行熱處理。 5.1.2 結(jié)構(gòu)分析 軸的結(jié)構(gòu)主要從以下幾個方面考慮：一是從工藝方面進行考慮，需要加工方便；二是從使用的方面進行考慮，需要滿足強度的使用和承受載荷的能力。根據(jù)對比分析設計采用齒輪軸作為軸的生產(chǎn)設計的方式，結(jié)構(gòu)圖詳見圖5-1所示。 5.1.3 軸的直徑計算 在變速器中由于傳動軸主要的強度設計只需按照扭轉(zhuǎn)強度進行計算，因此輸入軸的軸頸 =22.751~26.164mm （5.1）輸出軸的軸頸 =23.347~27.584mm = （5-2） K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6 5.1.4 軸的強度計算 （5.2） （5.3） （5.4） 以上公式中的符號含義見下表： 名稱 符號 單位 備注 齒輪承受的徑向力 N 齒輪承受的圓周力 N 彈性模量 MPa =2.1×105MPa 慣性矩 mm4 對于實心軸， 軸的直徑 mm 齒輪上的作用力距支座的距離 、 mm 兩支座間的距離 mm 根據(jù)式（5.2）和式（5.3）可以計算出軸的全撓度 。 （5.5） 根據(jù)垂直面上的mm使用范圍和在水平面內(nèi)的mm使用范圍，再結(jié)合齒輪平面轉(zhuǎn)角的使用范圍可以計算出一檔的基本參數(shù)圓周力和、徑向力和、軸向力和。 ， , ,， 知道數(shù)值， ，可以計算出 = 輸出軸的剛度計算： = 因為一擋的時撓度影響整個系統(tǒng)的安全，所以需要對輸入軸強度的校核計算。 1)豎直平面分析 得 = 2)水平平面分析 得 = 由第三強度定理計算得： 如圖5-2所示即為輸入軸的強度分析數(shù)據(jù)。 圖5-2輸入軸強度分析圖 因為一擋的時撓度影響整個系統(tǒng)的安全，所以需要對輸出軸強度校核。 1)豎直平面分析 得 = 2)水平平面分析 得 由第三強度定理計算得： 圖5-3輸出軸強度分析 如圖5-3所示即為輸出軸的強度分析數(shù)據(jù)。 5.2 軸承的選擇及校核 5.2.1 輸入軸的軸承選擇與校核 由《機械設計手冊》可以知道一些據(jù)汽車變速器得要求，結(jié)合軸承工作得條件需求，還有軸頸直徑初選，基本確定輸入軸的軸承得型號為NUP204，查找資料可以知道其原型號為92204，此外通過查表可以知道代號NUP204軸承得參數(shù)： ， ，。 由以上數(shù)據(jù)能夠知道軸承的計算預壽命長度為： 因為軸承得使用壽命對于汽車的使用壽命影響巨大，所以為了保險起見需要對其進行校核計算： Ⅰ）、水平平面分析 += 得， Ⅱ）、內(nèi)部力分析，由查手冊知 Ⅲ）、軸向力分析 因此軸的左側(cè)易放松，右側(cè)易被壓緊。 Ⅳ）、