兩軸四檔變速器的設計論文

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1、 HONDA轎車兩軸四檔變速器設計 1 前言 現(xiàn)在，汽車越來越普及，我們不但追求它的功能還有追求它的速度， 速度取決于發(fā)動機的性能，這似乎成為了橫量汽車品質(zhì)優(yōu)劣的一個標準。的確，擁有一顆“健康的心”是非常重要的，因為它是動力的締造者。但是，掌控速度快慢的，卻是它身后的變速器，變速器現(xiàn)在發(fā)展也越來越快，功能也越來越高級。 從汽車發(fā)展的歷史，還有人們在不斷的追求汽車的簡便性，變速器發(fā)展就越來越多了，但是還是有幾個品種的，主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。就針對我國現(xiàn)在目前汽車發(fā)展的情況而言，主要目前對變速器技術都有不同

2、程度的研發(fā)，在不同的幾種變速器其中，CVT技術發(fā)展水平走在最前面，同時AMT正在加速產(chǎn)業(yè)化。 手動變速器(MT) 手動變速器（manual transmission），簡稱MT，即用手撥動變速桿才能改變變速器內(nèi)的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而達到變速的目的。 人們在追求駕駛的簡單化而言，就有人說，手動繁瑣的駕駛操作等缺點，就會阻礙了汽車高速發(fā)展前進的步伐，所以手動變速器會不久以后就會淘汰了，但是不管什么事，我們從事物發(fā)展的另一個角度來看，就目前市場的需求和適用角度來看，手動變速器不會過早的離開現(xiàn)在的汽車市場。 對于不同的車型，手動變速器還是存在著它的一定優(yōu)勢的，我們就從商用車

3、的特性上來說，以卡車為例，卡車大部分是運輸?shù)模\輸?shù)呢浳镆话愣际菙?shù)十噸中的貨品，面對如此高的“壓力”，除了保證發(fā)動機要強勁的動力之外，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足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。 隨著人們生活水平的提高，收入也在不停得增加，轎車也慢慢的普及化了，已經(jīng)開始走進平常的百姓家了，對于中低層的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變 速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。

4、 自動變速器（AT） 自動變速器（AutomaticTransmission）主要是液壓和電控系統(tǒng)控制實現(xiàn)自動換檔，自動變速器主要是通過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。 在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。為了使在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，駕駛者都會選擇裝有自動變速器的汽車，這樣可以盡情享受高速駕駛時快樂的感覺。 就對當前而言，自動變速器還是有很大的發(fā)展空間的，例如它的起步時間比較短，同時又非常適合女性朋友開，所以還是還有很大的發(fā)展空間的。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長到30.9%，而自動檔變

5、速器使用方便特點深受女性用戶群的喜愛。另外在消費者調(diào)查中最受關注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的變速器。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。 手動/自動變速器（AMT） 由于變速器的發(fā)展，人們不斷在追求開車的簡單舒服，從而想出了自動變速器出來，但是人們又不想摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，因為在某些時候也需要自動的感覺。 就在這個時候手動/自動變速器便由此誕生。。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。 該變速器結(jié)合了自動變速器和手動變速器的優(yōu)點，最大限度地減少了變速系統(tǒng)的功率損耗。手動擋因為自

6、己可以自由調(diào)節(jié)擋位及轉(zhuǎn)速，駕駛起來有種暢快的感覺，運動感十足，富有駕駛樂趣。如今，隨著技術日趨成熟和成本降低等因素，這種以前堪稱奢侈的裝備離我們普通消費者越來越近。這種手動/自動變速系統(tǒng)首先由德國專業(yè)高性能跑車生產(chǎn)廠家保時捷在其911車型上推出，稱之為Tiptronic。它的出現(xiàn)使得高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動擋的束縛。讓駕駛者也能享受手動換擋的樂趣。 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)展也在不斷地提高，那么新一代無級變速器便是人們追求的 “極速境 界”。無級變速器最早由荷蘭人范多尼斯（VanD

7、oorne’s）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)相對于那些手動變速器或自動變速器而言，不是向那樣用齒輪變速，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。雖然它們存在一些相似點，但是他們之間還是有很大的區(qū)別的，如自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的。然而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合適的傳動比。 從市場走向來看，汽車現(xiàn)在慢慢的走進平常的百姓家里，每一個變速器都

8、會隨著改變的，就像無級變速器一樣，它本來是一個高技術含量的零件，現(xiàn)在也同樣走進了普通轎車的“身體” 之中，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。 2 變速器的構造 2.1主要結(jié)構說明 2.1.1 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，

9、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 2.1.2 換檔結(jié)構型式 當前汽車上的機械式變速器采用的換檔結(jié)構形式有三種： 1）滑動齒輪換檔 通常是采用滑動直齒輪進行換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的。滑動直齒輪換檔的優(yōu)點是結(jié)構簡單、緊湊、容易制造；缺點是換檔時齒端面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大。所以這種換檔方式，一般僅用在一檔和倒檔上。采用滑動斜齒輪換檔，雖有工作平穩(wěn)、承裁能力大、噪聲小的優(yōu)點，但它的換檔仍然避免不了齒端面承受沖擊，所以現(xiàn)代汽車的變速器中，前進檔采用滑動

10、齒輪換檔的已甚為少見。 2）嚙合套換檔 用嚙合套換檔，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。這種結(jié)構既具有斜齒輪傳動的優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換檔時，沖擊力集中在1～2個輪齒上的缺陷。因為在換檔時，由嚙合套以及相嚙合的接合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和接合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。 本設計中倒檔采用這種換檔方式。 3）同步器換檔 采用同步器換檔有很多的優(yōu)點：如齒輪換檔無沖擊、操縱輕便、換檔時間短、加速快、安全高。此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。它也存在一些缺點：如結(jié)

11、 構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 此外，自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，我們主要在結(jié)構上實施有效的方案，如下： 1） 把嚙合套做得足夠長（如圖2 a）或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖 2 b）。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3~0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖3）。 3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力（圖4）。這種結(jié)構方

12、案比較有效用較多。 因同步器能實現(xiàn)迅速和無噪聲換檔，換檔時又能避免嚙合套端部受到損壞，并使操縱輕便，所以近代的汽車變速器，除轎車的倒檔和貨車的一檔、倒檔外，其它檔位多數(shù)都裝有同步器。 同步器分為常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器雖然結(jié)構簡單，但不能保證被嚙合件在同步狀態(tài)（即角速度相等）下?lián)Q檔的缺點，故僅在少數(shù)重型竊車上得到應用，而在打多數(shù)變速器中得到廣泛應用的是慣性式同步器。慣性式同步器按結(jié)構分有鎖削式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式、和多錐式幾

13、種。本設計中前進檔采用鎖銷式同步器檔換方式 3 設計參數(shù) 3.1 傳遞功率或扭矩： 發(fā)動機 最大扭矩 T=206N.m/4900r/min; 最大功率 P=110 KW/5700r/min; 3.2 初定各檔傳動比： 選定變速器一、二、三、四檔的傳動比分別為為： =2.528；=1.925；=1.305； =0.620； 3.3 中心矩A的初算與確定 中心距對變速器的設計起著非常的重要的作用，例如尺寸和質(zhì)量都

14、有影響，所以我們一定要保證齒輪的強度。兩軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： 式中 ----中心距系數(shù)。對轎車， =8.9~9.3，取 =9.2； ----變速器處于一檔時，第二軸輸出的轉(zhuǎn)矩，其值為： ----發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩206N.m ----變速器的傳動效率，取0.96 故 =2062.5280.96=499.94 N﹒m 故可得出初始中心距A=73.017mm 取整為A = 73mm 轎車變速器的中心距在65~80mm范圍內(nèi)變化，所以是合格的。 3.4 變速器的總體軸向尺

15、寸的初算與確定 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整數(shù)。 本次設計中，其殼體的軸向尺寸是2.85 70mm=199.5mm， 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結(jié)構尺寸鏈確定。 3.5 齒輪參數(shù)（模數(shù)、齒數(shù)、壓力角）的初算與確定 （1） 齒輪模數(shù) 變速器齒輪的法向模數(shù)由表1給出的范圍按表2（國標GB/T1357-1987）規(guī)定選取。 表1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)（mm） 車型 微型、普通型轎車 中級轎車 中型貨車 重型車

16、 m 2.25—2.75 2.75—3.00 3.50—4.50 4.50—6.00 表2 漸開線圓柱齒輪模數(shù)（GB/T1357-1987） 第一系列 0.1 0.12 0.15 0.2 0.25 0.3 0.4 0.5 0.6 第二系列 0.35 第一系列 0.8 1 1.25 1.5 2 2.5 第二系列 0.7 0.9 1.75 2.25 第一系列 3 4 5 6 第二系列 2.75 （3.25） 3

17、.5 （3.75） 4.5 5.5 第一系列 8 10 12 16 第二系列 （6.5） 7 9 （11） 14 18 第一系列 20 25 32 40 50 第二系列 22 28 36 45 注：1.對于斜齒圓柱齒輪是指法向模數(shù)。 2.優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的數(shù)值盡可能不用。 從輪齒應力的合理性及強度考慮，每對齒輪應有各自的模數(shù)，但從工藝性考慮，以各變速器的模數(shù)應盡可能統(tǒng)一。故在本設計中，可選取各齒輪的模數(shù)為： Ⅰ檔：選用直

18、齒輪， =3.5mm Ⅱ檔：選用斜齒輪，=3.3mm Ⅲ檔：選用斜齒輪，=3.3mm Ⅳ檔：選用斜齒輪， =3mm 倒檔：選用直齒輪，=3.5mm （2） 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 變速器齒輪中常用的參數(shù)如齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。 表3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5，15，1616.5 25~45 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 20 20~30 重型車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 低檔、倒檔齒輪22.5，25 小螺旋角

19、 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時，增加輪齒的抗彎強度、表面接觸強度等。對于轎車而言，為加大重合度且降低噪聲，壓力角應該取小些；對與貨車而言，為提高齒輪承載力，壓力角應該取大些。齒輪標準壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。故本設計中選取齒輪壓力角為：α=20。 選取斜齒輪的螺旋角時，應考慮下列問題： 首先，增大β角使齒輪嚙合的重合系數(shù)增加、工作平穩(wěn)、噪聲降低。實驗還證明，隨著齒輪嚙合得增大，齒的強度也相應的提高，不過當螺旋角大于30時，其彎曲強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升，因此從提高低檔齒輪的彎曲強度出發(fā)，并不希望β過大，而從提高齒輪的接觸強度著眼，

20、可選取較大的β值。在本設計中，可選取螺旋角：β=24。 其次，齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力。設計時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，m

21、m 提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命是使接觸線長度增加，接觸應力降低，只有通過把第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值取大一些。 （3） 各檔齒輪齒數(shù)分配傳動示意圖如下圖： （4） 圖3-1齒輪齒數(shù)分配傳動示意圖 2 確定各檔齒輪齒數(shù)： Ⅰ檔： 主動齒 =11.824，取=12 被動輪 =29.891,取=30 Ⅱ檔：主動齒 =13.818，取=14 被動輪 =26.95取

22、=27 Ⅲ檔：主動齒 =17.5347，取=18 被動輪 =23.49,取=24 重新確定螺旋角 =18.32 Ⅳ檔：主動齒 =27.4440，取=27 被動輪 =17.015,取=17 重新確定螺旋角 =25.30 2 確定倒檔齒輪齒數(shù)： 一檔、倒檔齒輪常選用相同的模數(shù)。倒檔齒輪的模數(shù)一般在21～23之間，初選=21，則中間軸與倒檔軸的中心距： ==57.75mm 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉

23、，齒輪10和11的齒頂圓應保持0.5 mm以上的面間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為： 則 =63mm 最后計算倒檔軸與第二軸的中心距： =89.25mm 4 各檔齒輪的幾何尺寸計算 4.1 直齒輪 1.傳動比： i=2.528 2.端面模數(shù)：=3 3.壓力角：α=20 4.分度圓直徑：=90mm =36mm 5.無變位中

24、心距：= 63mm 6.嚙合角：= 35.809 7.總變位系數(shù)：=0.6423 8.變位系數(shù)的分配：=0.6423 =0 9. 差值：=0.0352 10. 齒全高：=7.3254mm 11.齒頂高：=5.3352mm =2.7243mm 12.齒根高：=1.9902mm =4.6011mm 13.齒頂圓： =100.6704mm =41.4486mm 14.當量齒數(shù)：=30 =12 15.測公法線跨齒數(shù)：

25、 =3.8333，取=4 =1.83332，取=2 16.公法線長度： =33.5757 =13.7890 4.2 斜齒輪 1.傳動比：=1.925 錯誤！未找到引用源。=1.305 =0.620 2.端面模數(shù)：=3.61248 =3.61248 =3.61248 3.端面壓力角： =21.72308，=21.72308，=21.72308 4.分度圓直徑： Ⅱ檔： =

26、97.5369mm =50.5747mm Ⅲ檔 ：=86.5995mm =65.0246mm Ⅳ檔： =53.1216mm 97.5370mm 5.端面齒頂高系數(shù)： =0.9135 =0.9135 =0.9135 6.端面頂隙系數(shù)： =0.2473, =0.2473,

27、=0.2473 7.無變位中心距：=74.06mm =75.86mm =69.235 mm 8.端面嚙合角：=23.359 =24.186 =25.708 9.端面總變位系數(shù)：=0.4125 =0.5473 =0.6724 10.變位系數(shù)的分配：= 0.3247 = 0.3424 =

28、0 0 0.4860 0.5319 0 0 0.4208 0.4606 0.2378 0.2603 11.差值： =0.113, =0.059, =0.1125 12.齒全高： =6.4752mm , =6.7342mm , =6.1672mm 13.齒頂高： 二檔：=3.5932mm , =2.6725mm 三檔：=4.1467mm ，=2.5671mm 四檔：=3.7241mm ，=3.1345

29、mm 14.齒根高： 二檔：=3.1024mm ， =3.9765mm 三檔：=3.4782mm ，=3.7356mm 四檔：=2.4782mm ，=3.2864mm 15.齒頂圓： 二檔：=97.305mm ， =47.625mm 三檔：=76.824mm ， =68.526mm 五檔：=71.316mm ， =83.254mm 16.當量齒數(shù)：(取整) 二檔：=35, =18 三檔：=31 ，=30 四檔：=22，=35 17.測公法

30、線跨齒數(shù)：（取整） 二檔：=4, =2 三檔：=3 ，=3 四檔：=3 ，=4 18.公法線長度： 二檔：=37.2896, =21.3649 三檔：=29.8674，=21.2584 四檔：=22.856 ，=31.764 5 各檔齒輪的強度計算 5.1 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。 （2）合理選擇材料配對。如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，

31、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30～50HBS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。 5.2 齒輪的強度計算與校核 汽車行使中高速檔位使用較多，低速檔位使用較少。計算各檔齒輪強度遵守該原則。 變速器各檔使用率： 四檔車：Ⅰ檔：0.5%；Ⅱ檔：3%；Ⅲ檔：20%；Ⅳ檔：76.5%。 五檔車：Ⅰ檔：1%； Ⅱ檔：3%；Ⅲ檔：5%； Ⅳ檔：16%；Ⅴ檔

32、：75%。 六檔車： Ⅰ檔：1%； Ⅱ檔：2%；Ⅲ檔：4%；Ⅳ檔：8%；Ⅴ檔：15%；Ⅵ檔(I=1)：75%。 六檔車：Ⅰ檔：1%； Ⅱ檔：2%；Ⅲ檔：4%；Ⅳ檔：8%；Ⅴ檔(I=1)：70%；Ⅵ檔(I)：15%。 汽車變速器各檔發(fā)動機轉(zhuǎn)矩利用率： 五檔車：Ⅰ檔：50%； Ⅱ檔：60%；Ⅲ檔：70%； Ⅳ檔：70%；Ⅴ檔：60% 六檔車：Ⅰ檔：50%；Ⅱ檔：60%；Ⅲ檔：70%；Ⅳ檔：70%；Ⅴ檔：60%；Ⅵ檔：60% 變速器在機械設備中的功能大部分相似的，對于不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是大部分相似的。 5.3 齒根彎曲疲勞強度的計算 （1）直齒輪彎曲應力

33、 式中， ----彎曲應力（MPa）； ----傳遞轉(zhuǎn)矩(N.mm)； K----載荷系數(shù)，可近似取K=1.6； ----為齒寬系數(shù)，可取=1； ----小齒輪齒數(shù)； m----模數(shù)； ----齒形系數(shù)； ----應力矯正系數(shù)。 在本設計中，常嚙合齒輪、一檔齒輪及倒檔采用直齒圓柱齒輪。下面對其進行計算，。 =119000N.mm 對于常嚙合齒輪，查得：=3.23, =2.428； =1.38，=1.657 則 =236.48Mpa

34、 =129.3MPa 直齒輪的許用彎曲應力 式中，----彎曲疲勞壽命系數(shù)，查得=0.95，=0.9； ----彎曲疲勞強度極限， 查得=550Mpa, =480Mpa; S----疲勞安全系數(shù)，取S=1.4 則 =832.57Mpa =775Mpa 因,,故滿足

35、強度條件。 按相同的方法可算得一檔和倒檔齒輪的彎曲應力分別為 =100.69Mpa，=775Mpa =158.57Mpa，=312.63Mpa 由齒輪的許用彎曲應力400 ~ 850MPa知，均滿足強度條件。 （2）斜齒輪彎曲應力 下面以二檔齒輪為例進行計算： 由資料查得： =2.53, =3.02; =1.62, =1.50

36、 =0.78; =0.68 =58.468MPa =169.378MPa 齒輪的許用彎曲應力： =491.78MPa =534.28Mpa 因,,故滿足強度條件。 5.4 齒面接觸疲勞強度的計算 （1）直齒輪彎曲應力 式中，----直齒輪接觸應力(MPa)； ----圓周分力（N），（，為傳遞轉(zhuǎn)矩，單位N）； ----小齒輪分度圓直徑()； b----齒輪寬度； ----齒輪材料的彈性影響系數(shù)(

37、)； K----載荷系數(shù)，可近似取K=1.5； u----齒數(shù)比。 以一檔直齒輪為例進行強度計算。 =145.24MPa =861.97 Mpa 齒輪的接觸許用應力 式中，----彎曲疲勞壽命系數(shù)，查得=1.45，=1.58； ----彎曲疲勞強度極限，查得=520Mpa, =600Mpa; S----安全系數(shù)，取S=1 =754Mpa; =948 Mpa; ,,故滿足強度條件。

38、 6 變速器軸的強度計算與校 6.1變速器軸的結(jié)構和尺寸 6.1.1 軸的結(jié)構 軸是傳動件，它主要是與齒輪連成一體的。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的，它的前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。它一般是不承受軸向力，該軸承不軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖6-1所示： 圖6-1 變速器第一軸

39、 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖6-2 變速器中間軸 6.1.2 確定軸的尺寸 確定變速器軸和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構布置上的要求，同時考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，初步確定軸的長度主要由齒輪、換檔部件的工作位置和尺

40、寸。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式 初步選定： 第一軸和中間軸： （6-1） 第二軸： （6-2） 式中 ----發(fā)動機的最大扭矩，Nm 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應具有一定的協(xié)調(diào)關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選取： 第一軸和中間軸： d/L=0.160.18； 第二軸： d/L=0.180.21。 6.2 軸的校核 確定的軸的尺寸由變速器結(jié)構布置

41、考慮到加工和裝配，如果強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。此次設計的變速器，在設計的過程中，我們都把軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。 6.2.1第一軸的強度與剛度校核 第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （6-3

42、） 式中：----扭轉(zhuǎn)切應力，MPa； T----軸所受的扭矩，Nmm； ----軸的抗扭截面系數(shù)，； P----軸傳遞的功率，kw； d----計算截面處軸的直徑，mm； []----許用扭轉(zhuǎn)切應力，MPa。 其中P =110kw，n =5700r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計算公式為：

43、 （6-4） 式中，T ----軸所受的扭矩，Nmm； G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa； ----軸截面的極慣性矩，，； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。 對于一般傳動軸可??；故也符合剛度要求。 6.2.2第二軸的校核計算 1）軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：

44、 （6-5） （6-6） （6-7） 式中 ----至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比3.35； d ----計算齒輪的節(jié)圓直徑為105mm； ----節(jié)點處的壓力角，為16； ----螺旋角，為30； ----發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為245N.m。 代入上式可得：

45、 ， ， 。 危險截面的受力圖為： 圖4-1 危險截面受力分析 水平面：（160+75）=75 =1317.4N； 水平面內(nèi)所受力矩：

46、 垂直面： （6-8） =6879.9N 垂直面所受力矩：。 該軸所受扭矩為：。 故危險截面所受的合成彎矩為： （6-9） 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）:

47、 （6-10） 將代入上式可得：，在低檔工作時[]=400MPa，因此有： []；符合要求。 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： （6-11） （6-12） 式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于；

48、 ----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E----彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I----慣性矩（），，d為軸的直徑（）； a、b----為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L----支座之間的距離（）。 將數(shù)值代入式（4-11）和（4-12）得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。 7同步器的設計 7.1同步器的結(jié)構 本次設計采用的同步器類型主要為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構如下

49、圖所示： 圖7-1 鎖環(huán)式同步器 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（7-1），此類同步器的工作原理是：換檔時，換檔力主要是沿軸向作用在嚙合套上的，使定位銷和鎖環(huán)移動，一直到鎖環(huán)錐面與齒輪上的錐面接觸為止?；瑝K的定位是錐面上作用有摩擦力矩，而使它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，導致的原因是作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差。使嚙合套的移動受阻的原因是嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖7-2b），同步器在鎖止狀態(tài)，換檔

50、的第一階段結(jié)束。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，同步過程結(jié)束時角速度也是相等的，這樣就完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖7-2d），完成同步換檔。 圖7-2 鎖環(huán)同步器工作原理 7.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定

51、

52、 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 試驗還證明：頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快，同時還要需刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)有很大的影響，造成換擋費力是因為摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖7-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖7-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。 圖7-3 同步器螺紋槽形式 (2)錐面半錐

53、角 摩擦錐面半錐角與摩擦力矩成反比，錐面半錐角越大就摩擦力矩越小，但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan。一般=6～8。=6時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設計中采用的錐角均為取7。 (3)摩擦錐面平均半徑R 摩擦力矩隨著R的增大而增大。R往往會受到限制，包括結(jié)構、變速器中心距及相關零件的尺寸和布置，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。本次設計中采用的R為50～60mm。 （4)錐面工作長度b 縮短錐面工作長度，便使變速

54、器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據(jù)下式計算確定 設計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。 （5）同步環(huán)徑向厚度 同步環(huán)的徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣都要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，厚度也會有一定的影響的，所以不能取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 本設計中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。 （6）鎖止角 如果鎖止角選取正確，這樣可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影

55、響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構的鎖止角在26～46范圍內(nèi)變化。本次設計鎖止角取。 （7）同步時間t 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。同步器的結(jié)構尺寸除外，轉(zhuǎn)動慣量對同步時間有一定的影響以外，還有以下對同步時間有影響，如變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力 。軸向力越大，同步時間越少。而軸向力主要與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型也有一定的關系，計算時可在下屬范圍內(nèi)選取：對轎車變速器高檔取0.15～0.30s，

56、低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。 8 滾動軸承的壽命計算 以中間軸左端軸承為例進行壽命計算。軸承所受軸向載荷=648N，徑向載荷=2569N，軸承的轉(zhuǎn)速5635r/min,預期壽命=4000 h. 當量動載荷 式中，----載荷系數(shù)，取=1.1； X----徑向動載荷系數(shù)； Y----軸向動載荷系數(shù)。 根據(jù)

57、，查得X=0.56，Y=1.6 則 P=1.1（0.562569+1.6648）=2436N 軸承應有的基本額定動載荷值C: =26938 N 查設計手冊，選用C=27500N的N205軸承。 驗算6308軸承壽命： h> 采用相同的方法，選用其他三個軸承分別為：6207軸承、6205軸承、6207軸承 9 潤滑 9.1 齒輪的潤滑狀態(tài) 　　閉式齒輪傳動,如果齒輪的圓周速度ν<12m/s時,我們一般將大齒輪的輪齒浸入油池進行浸油潤滑。這樣可以借助齒輪的傳動,不僅把潤滑油帶到嚙合齒面,而且

58、也可把油甩到箱壁上,用以散熱或潤滑軸承。 　　為了減少齒輪的轉(zhuǎn)動阻力、控制潤滑油的升溫,齒輪浸入油中的深度,一般不超過一個齒高,對于多級傳動的低速級,最大浸油深度不應超過大齒輪半徑的1/3。對于錐齒輪,浸油深度為0.5~1倍的齒寬;如果齒輪圓周速度ν>12m/s時,就應該采用噴油潤滑,噴油潤滑是將潤滑油以一定壓力直接由噴嘴噴射到齒輪嚙合處的一種潤滑方法。 　　機械設備中變速器的潤滑主要有以下幾種，如齒輪和軸承的潤滑,在綜合考慮流體動力效應、潤滑油的壓——粘特性和接觸體性變形三者基礎上確立的壓力潤滑油膜,一般都會講摩擦表面分隔開來的潤滑狀態(tài),稱彈性流體動力潤滑。我們可以根據(jù)彈性流體動力學潤滑

59、理論,當齒面處在潤滑狀態(tài)與齒面的接觸應力、滑動速度和方向、潤滑的性能都有關。但齒輪傳動的特點是嚙合時間很短,如果同時發(fā)生滑動和滾動,滑動方向和大小都會急劇地變化,從而造成接觸面單位面積上的瞬時壓力很高,材料的彈性變形大,在此情況下,評定齒輪有效潤滑的膜厚比參數(shù)λ為: 　　λ=hmin/σ 　　其中hmin——齒輪嚙合時的最小油膜厚度(um); 　　σ——兩嚙合齒輪表面的綜合粗糙度(um); 　　式中σ= (σ12+σ22)1/2 　　σ1、σ2——分別為兩摩擦表面粗糙度的均方根(um)。 　　根據(jù)λ的試驗結(jié)果值,齒輪的潤滑狀態(tài)分為3種: 1)當λ<0.4時為邊界潤滑,載荷完全由邊

60、界膜承擔,摩擦學特性決定于固體表面性能和潤滑劑油性。當齒輪間為邊界潤滑時,輪齒表面有較多的凸峰接觸,易發(fā)生擦傷、粘著膠合磨損。 2)當0.4<λ<3時為混合潤滑,隨著λ值的增大,油膜承擔載荷的比例也增大,當λ=1時,邊界膜承擔的載荷約為總載荷的30%,摩擦學特性決定于固體表面性能和潤滑劑油性及粘度。這種潤滑狀態(tài)差異很大,有的接近彈性流體動力潤滑,有的接近邊界潤滑。 　　3)當λ>3~5為流體潤滑,就是完整全油膜潤滑,齒面全部被彈性流體油膜分開,輪齒表面的摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)橛湍?nèi)部分子間摩擦,由于摩擦系數(shù)比較小,載荷完全由油膜 承擔,摩擦學特性決定于潤滑劑粘度,這樣可以發(fā)生齒面疲勞點蝕、齒

61、面膠合、齒面磨粒磨損等損傷的概率最小,這是一種理想的潤滑狀態(tài)。 9.2 潤滑在齒輪傳動中的作用及影響 　　輪齒的失效形式主要有一下幾種常見的形式如:輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、齒面膠合、齒面磨粒磨損和塑性變形等。 　　2.1潤滑對抗點蝕的作用及影響 　　輪齒正常工作時,它的工作表面上的接觸應力是一個變化值，主要與時間變化有關系, 輪齒面長時間在這種高變接觸應力的作用下,可能將出現(xiàn)微小的金屬剝落而形成一些疲勞淺坑,這種現(xiàn)象稱為齒面疲勞點蝕。點蝕生成的時間和他所發(fā)生的程度,主要取決于輪齒之間接觸應力的大小、載荷的循環(huán)次數(shù)、材料的硬度、表面微觀幾何形狀及潤滑狀態(tài)和潤滑膜的厚度。一般有以下幾種方式

62、可以提高齒面抗疲勞點蝕的能力，如提高齒面硬度、降低齒面粗糙度值、采用粘度較高的潤滑油以及合理的變位等。潤滑油粘度的高低對于滲入裂紋的作用是有一定的關系的,粘度越高越有利于油膜的建立和油膜厚度的增加,同時油的彈性可以緩和沖擊,使部分接觸應力的分布更趨于均勻,從而降低了最大應力值,增強了齒面的抗點蝕能力。所以一定的時候提高潤滑油的粘度,可以適當減少表面疲勞點蝕的發(fā)生和擴展。 　　潤滑油中常常含有一些特別的添加劑如：極壓添加劑,要是我們使用不當,往往造成加速生成腐蝕點蝕。如果我們要防止點蝕生成,就要對添加劑的組分、用量、齒輪材質(zhì)、接觸應力、負荷性質(zhì)、速度以及環(huán)境溫度等都應注意,不能隨便采用。 　

63、　潤滑方式與供油量對點蝕也有很大影響。例如我們來看一下防止疲勞點蝕,供油量不宜過多。如果供油量過多,則肯定會有部分油因在嚙合的兩齒面間,受到壓力而產(chǎn)生擠壓,從而產(chǎn)生局部高壓,增加了接觸應力。同時高壓作用下滲入裂紋的油量也多,促進疲勞點蝕的發(fā)生和發(fā)展,但為了防止粘著,又應該有充分的漬量。所以,應綜合考慮供油量的多少,以取得最好的潤滑效果。 　　2.2潤滑對抗齒面膠合(粘著)的作用及影響 　　膠合一般是由于齒面之間的潤滑膜全部失去了它的保護作用,使兩隊齒輪接觸面的金屬在一定壓力下接觸發(fā)生粘著,然而兩齒面之間的相對運動使金屬從齒面上撕落引起的粘著磨損現(xiàn)象。潤滑對粘著起到了一定的作用。 　　對不

64、含油性劑和極壓劑的礦物油,油的粘度越高,形成的油膜越厚,粘附性越好,越容易阻止齒面直接接觸,抵抗膠合的能力越強;在礦物油中加入油性劑和復合礦物油,可以用物理和化學的吸附方式,形成比礦物油更牢固的邊界油膜,阻止粘著磨損的發(fā)生。 　　2.3潤滑對磨粒磨損的作用及影響 　　當泥沙、灰塵、鐵屑、金屬粉末等進入輪齒的嚙合部位時,將引起齒面的磨粒磨損。潤滑油對磨粒磨損起不到根本的解決作用,它只能把從外來的一些雜質(zhì)從齒端面上沖洗掉。若磨損顆粒懸浮于油中,將起研磨劑作用,使磨粒磨損繼續(xù)發(fā)展。 為了防止磨粒磨損,經(jīng)常注意潤滑油的清潔和更換是很重要的。油浴潤滑選用較低粘度的潤滑油,有利于磨粒的沉

65、淀。潤滑油經(jīng)過濾后再使用,定期對潤滑油質(zhì)取樣化驗,定期凈化等。 10 總結(jié) 本次設計主要是基于目前市場上對微型汽車的需求量不斷增加，而目前手動變速器卻存在一些問題，我們根據(jù)這一實際情況而進行設計。微型汽車是我國汽車產(chǎn)品的主要車型之一，在全球的汽車產(chǎn)銷量中占三分之一。本次設計中我們使該手動變速器保持了傳統(tǒng)變速器的一些優(yōu)點，如結(jié)構簡單、使用可靠等優(yōu)點，同時選擇了中型扭矩的發(fā)動機通過正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動比使之與發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配，保證該汽車具有良好的動力性與經(jīng)濟性。然后確定齒輪的相關尺寸以

66、及校核齒輪的強度、剛度。接著對軸進行強度、剛度校核、對軸承的壽命進行了驗算。最后做到了制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長等要求。設計從收集資料，方案構思到設計初稿、定稿、中間需要查閱的資料設計面很廣，由于能力有限時間有限經(jīng)驗不足在數(shù)據(jù)的驗算上花費了很多時間。 但卻使自己對辦公軟件掌握的更好掌握，同時也牢固了機械知識,更重要的是提高汽車的相關認識度,使得在日后工作或者學習打下堅實基礎。 本次設計針對提高變速器的傳動效率，響應了目前高效、節(jié)能的新潮流，提高傳動效率，不僅提高了動力性，還對目前的燃油危機起到了一定的緩解作用?？傮w上符合微型車輛變速器的發(fā)展要求，具有一定的市場效應。 最后由于能力有限，論文和圖紙中難免出現(xiàn)錯誤，希望老師批評指正。 參考文獻 [1] 黎亞洲.汽車底盤構造與維修圖解.北京，電子工業(yè)出版社，2009.3 [2] 關文達、吳明等.汽車構造（第二版）.北京：清華大學出版社，2009 [3] 王豐元、馬