畢業(yè)論文終稿-CA1116汽車6檔變速器設計及一檔齒輪有限元分析設計（送全套CAD圖紙 資料打包）

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買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯本 科畢業(yè)論文（設計）論文（設計）題目：學 院：＿＿＿＿＿＿＿＿專 業(yè)：＿＿＿＿＿＿＿＿班 級：＿＿＿＿＿＿＿＿學 號：＿＿＿＿＿＿＿＿學生姓名：＿＿＿＿＿＿＿＿指導教師：＿＿＿＿＿＿＿＿年 月 日貴州大學本科畢業(yè)論文（設計）買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯誠信責任書本人鄭重聲明：本人所呈交的畢業(yè)論文（設計） ，是在導師的指導下獨立進行研究所完成。畢業(yè)論文（設計）中凡引用他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的成果、數(shù)據(jù)、觀點等，均已明確注明出處。特此聲明。論文（設計）作者簽名： 日 期： 買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763I目 錄摘 要 .........................................................................................................................................IIIAbstract ...................................................................................................................................IV第 1 章 緒 論 .............................................................................................................................11.1 選題的背景及意義 .......................................................................................................11.2 變速器的功用和要求 ...................................................................................................11.3 國內(nèi)外研究狀況 ...........................................................................................................11.4 主要參數(shù) ........................................................................................................................2第 2 章 變速器方案的確定 .......................................................................................................42.1 結構方案的確定 ...........................................................................................................42.1.1 傳動機構的結構分析與型式選擇 .....................................................................42.1.2 倒擋傳動方案 .....................................................................................................52.2 主要零件結構方案的分析 ...........................................................................................62.2.1 齒輪型式 .............................................................................................................62.2.2 換擋機構型式 .....................................................................................................6第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 ...............................................................................................83.1 擋數(shù)和傳動比 ................................................................................................................83.2 中心距 ...........................................................................................................................83.3 軸向尺寸 .......................................................................................................................9第 4 章 零件的設計與校核 .....................................................................................................104.1 各檔齒輪的設計與校核 .............................................................................................104.1.1 齒輪參數(shù)選擇 ...................................................................................................104.1.2 齒輪齒數(shù)的確定 ................................................................................................114.1.3 齒輪的強度計算與材料的選擇 ........................................................................134.1.4 一檔齒輪的有限元分析 ....................................................................................164.2 軸的設計與校核 ..........................................................................................................174.2.1 軸的結構和尺寸 ................................................................................................174.2.2 軸的校核 ...........................................................................................................184.3 軸承的選擇與校核 .....................................................................................................214.3.1 軸承的選擇 .......................................................................................................214.3.2 軸承的校核 .......................................................................................................214.4 變速器同步器的設計 .................................................................................................264.4.1 同步器的結構 ...................................................................................................264.4.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 ...................................................................................284.5 操縱機構設計 ..............................................................................................................30總結 ...........................................................................................................................................31參考文獻 ...................................................................................................................................32致謝 ...........................................................................................................................................33買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763II摘 要變速器是汽車傳動系統(tǒng)中重要的部件，主要用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉矩和轉速，它設計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能。本次設計題目是解放 CA1116 型汽車變速器設計，根據(jù)給定參數(shù)進行結構方案分析，要求完成變速器的動力匹配、機械設計、強度計算、結構設計與設計圖紙繪制。設計部分是本說明書的重點，它主要包括結構分析、方案論證、計算和校核。結構分析是對所選結構中各主要零部件進行設計計算，其中包括機械式變速器中心矩、齒輪參數(shù)、傳動比的設計計算，還有輸入軸中間軸和輸出軸的設計。校核計算則是對經(jīng)設計計算的主要零部件進行校核。它在各零部件設計計算之后直接給出。關鍵詞：變速器，分析，計算，校核買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763IIIAbstractTransmission is important automotive driveline components, spread mainly used to change the engine torque and speed on wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car. This topic is designed to liberate CA1116-type auto transmission design, according to the given parameters of structural analysis programs require the completion of the transmission of power to match, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn. Design is the key part of the specification, which includes structural analysis, demonstration program, calculation and verification. Structural analysis is the structure of the major components of the selected design calculations, including the central moment of mechanical transmission, gear parameters, the transmission ratio of the design calculations, as well as the input shaft and the output shaft of the intermediate shaft design. Check Calculation of the main components is performed by checking design calculations. It is given directly after each component design calculations.Key words：Transmission，Analysis，Calculation，Checking買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763IV買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763V買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763VI買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763VII買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763VIII買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763IX 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 1第 1 章 緒 論1.1 選題的背景及意義汽車在不同使用場合有不同的要求，采用往復活塞式內(nèi)燃機為動力的汽車，其在實際工況下所要求的性能與發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。例如，受到載運量、道路坡度、路面質(zhì)量、交通狀況等條件的影響，汽車所需的牽引力和車速需要在較大范圍內(nèi)變化，以適應各種使用要求；此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動機本身是不可能倒轉的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。上述發(fā)動機牽引力、轉速、轉向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動機本身是難以解決的，車用變速器應運而生，它與發(fā)動機匹配，通過多擋位切換，可以使驅(qū)動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的幾分之一。1.2 變速器的功用和要求變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。對變速器的主要要求是：（1）應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。（2）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換擋或自動、半自動換擋來實現(xiàn)。（3）重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。（4）傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省＃?）噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。1.3 國內(nèi)外研究狀況20 世紀 90 年代以來，科學技術的急速發(fā)展和市場競爭的日益加劇，促使汽車工業(yè) 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 2發(fā)生了根本性的變革，其生產(chǎn)組織方式從傳統(tǒng)的大批量、少品種的剛性生產(chǎn)結構向著多品種、中小批量的柔性生產(chǎn)結構轉變。以 CAD/CAE 等為代表的現(xiàn)代汽車設計方法正逐漸代替?zhèn)鹘y(tǒng)的設計方法。許多大型應用軟件也應運而生，如文件處理、繪圖軟件、數(shù)學分析軟件、數(shù)據(jù)庫管理軟件、加上計算機網(wǎng)絡的建立，以及基于這些通用軟件的專業(yè)應用軟件的誕生，使“無紙化設計” 在一些發(fā)達國家的機械制造企業(yè)中得以實現(xiàn)。目前汽車發(fā)達國家的汽車開發(fā)能力越來越依賴于汽車自動開發(fā)設計軟件。發(fā)達國家汽車開發(fā)能力的高低已不再用它擁有多少高級開發(fā)能力的人才和先進設備的多少來評價，而是用更重要的一個方面就是它是否擁有最先進的開發(fā)軟件和數(shù)據(jù)庫來評價。傳統(tǒng)的設計方法一般是根據(jù)性能要求利用經(jīng)驗公式取初值，然后驗算其強度，傳動質(zhì)量指標等，如果不符合要求則根據(jù)經(jīng)驗改變某些參數(shù)，繼續(xù)驗算，直至符合所有的條件與要求。這種設計方法計算量較大，得到的答案僅僅是符合要求的一個解，而一般的經(jīng)驗公式又較保守，對于不符合要求時改變的參數(shù)有一定的局限性，導致結果過于保證安全性。產(chǎn)品笨重，而許多性能未必很好甚至變的較差。在當今轎車市場日益競爭激烈，國際市場已趨于飽和，而國內(nèi)市場正在蓬勃發(fā)展的同時，又是各主要廠家占領市場的良好機會。那么憑什么來吸引大量客戶呢？只有良好的性能價格比，盡量在降低成本的基礎上提高性能，才是所有產(chǎn)品打開市場的根本所在。當前對轎車設計中動力性與經(jīng)濟性要求日漸提高的情況下，對零部件的限制條件也越來越多，越來越復雜。傳統(tǒng)的經(jīng)驗公式已經(jīng)無法滿足新型變速器設計的要求。而總結新的經(jīng)驗公式又需要豐富的設計經(jīng)驗與知識，是一個長期的過程。當今科技日新月異，轎車生產(chǎn)的手段方法與目標也不斷在改變。大量使用的經(jīng)驗公式已不具備長期生存實用的必要性和可能性。綜上所述，不僅從變速箱本身的特點，還是設計手段與方法的整個趨勢來看，將先進的設計方法引入變速箱的設計是及其必要的。其優(yōu)點不僅僅在于得到一個能使性能達到較高水平的設計方案，而且由于知識工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴展性。它可以直接將一個復雜的要求引入到設計過程中，能在不改變或較少改變設計系統(tǒng)的情況下，進行進一步設計和檢驗其合理性。而在傳統(tǒng)設計方法中，要做到這樣是很困難的，因為改變設計系統(tǒng)和過程將是一個復雜的工作。1.4 主要參數(shù)本設計主要對解放 CA1116 型汽車變速器六檔機械式變速器設計，包括齒輪傳動部分、操縱機構部分等，并進行相關的計算與校核。設計中所采用的相關參數(shù)如下：（1）T =320 N.m/1000~1400rpmmaxe（2）i =6.33，i =7.201g 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 3（3）車輪滾動半徑 r=495 mm（4）壽命 22000 Km（5）變速器前進擋數(shù)：6，最高檔為超速檔其他詳細參數(shù)如下表： 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 4第 2 章 變速器方案的確定2.1 結構方案的確定變速器由傳動機構與操縱機構組成。2.1.1 傳動機構的結構分析與型式選擇有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98 ） ，因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、擋位數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。傳動比范圍是變速器低擋傳動比與高擋傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為 3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為 5.0~8.0；越野車與牽引車為 10.0~20.0。通常，有級變速器具有 4、5、6 個前進擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多達 6~16 個甚至 20 個。變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換擋，對于多于 6 個前進擋的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為 6 擋。多于 5 個前進擋將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比小于 1（0.7~0.8 ）的超速擋，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為 1 的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。根據(jù)設計要求，本次設計的解放 CA1116 型汽車變速器六檔機械式變速器采用 6檔變速，且最高檔為直接檔。因此選定的傳動結構方案如下圖 2-1 所示： 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 5圖 2-1 解放 CA1116 變速器結構簡圖圖中所標示的為一檔傳動路線，各傳動路線如下：一檔：一二擋同步器接合套右移，1 軸①→1 常齒②→中常齒 38→3 軸 30→2 軸一齒 22→一圈 21→一二套 20→一二轂 28→2 軸 26；二檔：一二擋同步器接合套左移，1 軸①→1 常齒②→中常齒 38→3 軸 30→3 軸二齒 34→2 軸二齒 17→二圈 18→一二套 20→一二轂 28→2 軸 26；三檔：三四擋同步器接合套右移，1 軸①→1 常齒②→中常齒 38→3 軸 30→3 軸三齒 35→2 軸三齒 16→三圈 15→三四套 12→三四轂 13→2 軸 26；四檔：三四擋同步器接合套左移，1 軸①→1 常齒②→中常齒 38→3 軸 30→3 軸四齒 36→2 軸四齒 9→四圈 10→三四套 12→三四轂 13→2 軸 26；五檔：五六擋同步器接合套左移，1 軸①→1 常齒②→六圈 3→五六套 5 五六轂40→2 軸 26六檔：五六擋同步器接合套右移，1 軸①→1 常齒②→中常齒 38→3 軸 30→3 軸五齒 37→2 軸五齒 8→五圈 7→五六套 5→五六轂 40→2 軸 26；倒檔：倒檔接合套右移，1 軸①→1 常齒②→中常齒 38→3 軸 30→3 軸倒齒 32→2軸倒齒 8→倒圈 24→倒套 23→倒轂 27→2 軸 26；2.1.2 倒擋傳動方案圖 2-2 為常見的倒擋布置方案。圖 2-2b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖 2-2c 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 2-2d 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 6所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 2-2c 所示方案。圖 2-2e 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 2-2f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 2-2g 所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。本設計采用圖 2-2f 所示的傳動方案。圖 2-2 變速器倒擋傳動方案因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低擋與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，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，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。2.2 主要零件結構方案的分析變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。2.2.1 齒輪型式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。但是，在本設計中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動方案，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動。2.2.2 換擋機構型式 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 7換擋結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換擋的特點是結構簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因，采用直齒滑動齒輪換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，除一擋、倒擋外很少采用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的結合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以他們都不會過早損壞，但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結構如圖 2-3 所示：圖 2-3 鎖環(huán)式同步器l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5- 彈簧;6—滑塊;7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 8第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇3.1 擋數(shù)和傳動比根據(jù)設計要求本次設計采用六檔變速器，且最高檔為超速檔，通常貨車的超速擋傳動比取 0.7~0.8，本處選定為 78.06?gi選用五檔為直接當，即： 15已知 2.71?gi中間擋的傳動比理論上按公比為： 的等比數(shù)列，實際上與理論上略有max1ingq??出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： 1457.2638giq??故有：ig1=7.2 ；ig2=4.396；ig3=2.684；ig4=1.638；ig5=1 ；ig6=0.783.2 中心距中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距 A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選： 3maxⅠATK?式中 ——中心距系數(shù)。對轎車取 8.9～9.3；對貨車取 8.6～9.6； AK對多檔主變速器，取 9.5～11；——變速器處于Ⅰ檔時的輸出轉矩，maxTgei?a?——發(fā)動機最大轉矩，320N?m；maxe——變速器的Ⅰ檔傳動比；gi 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 9——變速器的傳動效率，取 0.95。g?由公式（3.6）得：=320×7.2×0.95=2188.8N·mgⅠeⅠiT?maxa?由公式（3.5）得:mm64.12.8.21)6.98(33ax ⅠKA?一般汽車變速器的中心距約在 80～170mm 范圍內(nèi)變化,初選 A=112mm。3.3 軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸 3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關：五擋(2.7~3.0)A六擋(3.2~3.5)A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。本次設計采用 6+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是：3.2 112mm=358.4mm?變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 10第 4 章 零件的設計與校核4.1 各檔齒輪的設計與校核4.1.1 齒輪參數(shù)選擇（1）齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合 JB111-60 規(guī)定的標準值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3max0.47neT?其中 =320Nm，可得出 mn=3.215，取 3.5。maxeT一擋直齒輪的模數(shù) mmm31max0.T?通過計算 m=2.26，取 2.5。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(shù)都去相同，中型貨車取 2.5~4。本設計取 3。（2）齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 4-1 選取。表 4-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項目車型 齒形 壓力角 α 螺旋角 β轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45°一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒形 20° 20°~30°重型車 同上 低擋、倒擋齒輪 22.5°，25° 小螺旋角壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角 α 取 20°,嚙合套或同步器取 30°；斜齒輪 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 11螺旋角 β 取 25°。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角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，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。4.1.2 齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結構方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。（1）確定各擋齒輪的齒數(shù)（a）一擋傳動比 12gzi??為了確定 Z11 和 Z12 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 :?ZhAzm?其中 A=112，m=3.5 ，故有 =64，取 64?Z貨車 ，此處取 =15，則可得出 =49。范 圍 內(nèi) 選 擇可 在 17~21Z121Z上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（ 3-?8）看出中心距有了變化，這時應從 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距 A，再以這Z個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。這里 修正為 64，則根據(jù)式（3-8）反推出 A=112mm。?Z（b）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（3-7 ）求出常嚙合齒輪的傳動比 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 121212ZigI??由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定:04.12Z而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 ?cos2)(21ZmAn??由此可得： nZ?cos21??而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)及 可計算后圓整得到：?55821??Z與②聯(lián)立可得： =18、 =40。12則根據(jù)式（3-7）可計算出一擋實際傳動比為： 17.9gi（c）確定其他擋位的齒數(shù)二擋傳動比 1092Zig???其中： ，故有：396.4??gi78.109Z對于斜齒輪 nmAZ?cos2?故有： 58109??聯(lián)立④得： 。1930、按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪： ；2687?Z、四擋齒輪： 35、六檔齒輪： 413、綜上所述各檔實際傳動比為： 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 13; ; ; ; ;259.71?gi61.4gi735.2?gi684.14gi5?gi75.06gi（3）確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近，在本設計中倒擋傳動比 取gri6.0。中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒輪 12 略小或相同，取 。14?Z而通常情況下，倒擋軸齒輪 取 21~23，此處取 =23。15Z15Z由 124513Zigr??可計算出： 83故可得出中間軸與倒擋軸的中心距：，取整 74mm74)215(4)(21154' ??????zmAn而倒擋軸與第二軸的中心： mzn 12)38(2)(153'因此：0.648015412 ?????zziR4.1.3 齒輪的強度計算與材料的選擇（1）齒輪的材料選擇與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。（2）齒輪的強度計算與校核（a）齒輪彎曲強度計算直齒輪彎曲應力 W?10tfWFKby??式中， ----彎曲應力（MPa） ；W? 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 14----一擋齒輪 10 的圓周力（N） ， ；其中 為計算載荷10tF102/tgFTd?g（N·mm ） ，d 為節(jié)圓直徑。----應力集中系數(shù)，可近似取 1.65；K?----摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 1.1，從動齒輪取 0.9；fb----齒寬（mm） ，取 20t----端面齒距（mm） ；y----齒形系數(shù)當處于一擋時，中間軸上的計算扭矩為：=320 =2322.96Nm12maxgeZT??490158?故由 可以得出 ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（3-17）可得12gFd?12tF1265.3wMPa??0當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 時，一擋直齒輪的彎曲應力maxeT在 400~850MPa 之間。斜齒輪彎曲應力 1wFKbty???式中 為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)均與式（3-17）注釋相同，K?，1.50??選擇齒形系數(shù) y 時，按當量模數(shù) 在圖（ 3-17）中查得。3/cosnz??二擋齒輪圓周力：10982gttTFd根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出： =6798.8N109ttF?齒輪 10 的當量齒數(shù) =47.7，可查表（3-17）得： ，故：3/cosnz??10.53y?10678.52.82013w MPa?? 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 15同理可得： 。9231.wMPa??依據(jù)計算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下：三擋： 786.;6.4ww四擋： 521197PaPa????五擋： 34.;2.wwM六擋： MPaw93.46;041511 ??當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在 180~550MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。（b）齒輪接觸應力 10.48j zbFE??????????式中， ----齒輪的接觸應力（MPa） ；j?F----齒面上的法向力（ N） ， ；1/(cos)??----圓周力在（N ） ， ；1F12gFTd?----節(jié)點處的壓力角（° ） ；?----齒輪螺旋角（° ） ；?E----齒輪材料的彈性模量（MPa） ，查資料可取 ；3190EMPa??b----齒輪接觸的實際寬度，20mm；----主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm） ；zb?、直齒輪： sin;sinzbrr????斜齒輪： ????2 2/co;sicozz br???其中， 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbr、將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應maxeT力 見下表：j?表 4-2 變速器齒輪的許用接觸應力 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 16/MPaj?齒輪滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋 1900~2000 950~1000常嚙合齒輪和高擋 1300~1400 650~700整理可得：直齒：)sin1i(cos2418.0 ???bzcgj rmdkT???斜齒：)icoi(. 22??bzncgj通過計算可以得出各擋齒輪的接觸應力分別如下：一擋： 11298.6;35.7j jMPaMPa????二擋： 0238j j三擋： 705.;94.j j四擋： ；Paj185??Paj61276??五擋： ；Mj3.3 Mj5.34倒擋： ； ；j79041j1 MPaj63.1502??對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。4.1.4 一檔齒輪的有限元分析一檔齒輪的有限元分析結果如下圖：分別是應力、應變結果，從圖可知強度滿足要求。 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 17圖 4-1 一檔齒輪的有限元分析4.2 軸的設計與校核 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 184.2.1 軸的結構和尺寸（1）軸的結構第一軸通常和齒輪做成一體，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。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。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內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 4-2 所示：圖 4-2 變速器第一軸中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。（2）軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。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： (0.4~5),dAm?第一軸花鍵部分直徑 d(mm)初選：d= K?3axeT式中：K——經(jīng)驗系數(shù)，K＝4.0～4.6，取 K＝4.0；——發(fā)動機最大轉矩 320（N?m） ；maxeTd=27.36mm ，取 d＝28mm。為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(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?。旱谝惠S和中間軸：d/L=0.16 0.18；~第二軸：d/L=0.18 0.21。以下是軸的計算尺寸：第二軸： 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 19（C 是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)）31minPd?T=9.55× 160nPT=Temax×i× g?因發(fā)動機最大扭矩不大，故 C 取較小值，由機械設計取 C＝100整理可得： (mm)36maxin105.9??geiTd?代入數(shù)據(jù)可得各擋位齒輪處的軸徑為：(mm)； (mm) ； (mm) ； (mm)1.29z 7.3z 7.35?zd04.7?zd(mm) ； (mm)； (mm)5?zd2.61?zd61z此處還應根據(jù)階梯軸的結構特點與標準件要求進行軸徑調(diào)整。 4.2.2 軸的校核由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，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擋處即可；因為車輛在行進的過程中，一擋所傳動的扭矩最大，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。（1）第一軸的強度與剛度校核因為第一軸在運轉的過程中，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: ??max30.2egTTiWd???????式中： ----扭轉切應力，MPa；T?T----軸所受的扭矩，N·mm；----軸的抗扭截面系數(shù)， ；TW3mTemax—發(fā)動機軸最大扭矩， N·mm；d----計算截面處軸的直徑， mm；[ ]----許用扭轉切應力，MPa。T?其中 Temax =320N.m，d =30mm；代入上式得： 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 203207.954.8T MPa????由查表可知[ ]=55MPa，故 [ ]，符合強度要求。T??軸的扭轉變形用每米長的扭轉角 來表示。其計算公式為：?45.7310PTGI??式中，T ---- 軸所受的扭矩，N·mm；G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa, 對于鋼材，G =8.1 MPa；410?----軸截面的極慣性矩， ， ；PI 4m32/4dIp??將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 444015.7310.93.288.????對于一般傳動軸可取 ；故也符合剛度要求。[]0.~()/m?（2） 第二軸的校核計算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：tFraFmaxamax2tncos2tetereaTidiFd???式中 ----至計算齒輪的傳動比，此處為三擋傳動比 2.684；id ----計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 90mm；----節(jié)點處的壓力角，為 16°；?----螺旋角，為 25°；?----發(fā)動機最大轉矩，為 320N·m。maxeT代入上式可得：1246.789.traFN? 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 21危險截面的受力圖為：圖 4-3 危險截面受力分析水平面： （160+75 ）= 75 =1317.4N；AFrFAF水平面內(nèi)所受力矩：3160210.78cAMNm?????垂直面： =6879.9N275atAdF????垂直面所受力矩： 。316010.78sAFNm????該軸所受扭矩為： 。.845jT?故危險截面所受的合成彎矩為： 22225(10.78)(10.78)(654.10)69csjMTNm???????則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力 （MPa）：???3Md????將 代入上式可得： ，在低擋工作時[ ]=400MPa，M136.MPa??因此有： [ ]；符合要求。?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：cf sf，213cFabfEIL?23sabfIL?式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于 ；1F tF----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ，這里等于 ；2 r 貴州大學本科畢業(yè)論文（設計） 22E----彈性模量（ MPa） ， （MPa） ，E = MPa；52.10E??52.10?I----慣性矩（ ） ， ，d 為軸的直徑（ ） ；4m4/6I?ma、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（3-37）和（3-38）得：0.135csf?故軸的全撓度為 ，符合剛度要求。2.98.2csffm???4.3 軸承的選擇與校核4.3.1 軸承的選擇（1）幾種軸承：圓錐滾子軸承：可以同時承受徑向載荷及單向的軸向載荷（30000 型以徑向為主，30000B 型以軸向載荷為主） 。內(nèi)外圈可以分離，安裝時可以調(diào)整軸承的游隙。一般成對使用，對稱安裝。深溝球軸承：主要承受徑向載荷，也同時承受少量雙向軸向載荷。在高速時，可以用來承受純軸向載荷。工作中允許內(nèi)外圈軸線偏斜量 。摩擦阻力小，極限轉速高，結構簡'16~8單，價格便宜，應用最廣泛。但承受沖擊載荷能力較差，適用于高速場合。圓柱滾子軸承：能夠承受較大的徑向載荷而不能承受軸向載荷。因是線接觸，內(nèi)、外圈只允許有極小的相對偏轉。軸承內(nèi)、外圈可分離。滾針軸承徑向尺寸緊湊切承載能力很大，價格低廉。但不能承受軸向載荷，摩擦系數(shù)較大，不允許有偏斜。常用于徑向尺寸受限制而徑向載荷又較大的裝置中。本次設計第一軸后軸承為外座圈上帶有止動槽的深溝球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷。第二軸前、后端采用帶止動槽的圓錐滾子軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承，在第二軸穿過殼體處采用圓柱滾子軸承以承受徑向力，第二軸后部采用深溝球軸承支撐在軸承蓋內(nèi)。4.3.2 軸承的校核初選軸承，代號 7206AC （46206）α=25oA/R≤e 時， x=1