五菱宏光輕型貨車機械式變速器設計

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1、 五菱宏光輕型貨車機械式變速器設計 系 別： 交通工程系 專 業(yè)： 車輛工程專業(yè) 年 級： 車輛工程15級 學 號： 2015060143 學生姓名： 朱冠宇 指導老師： 李春波 成 績： 摘要 在汽車的傳動系統(tǒng)中，變速

2、器是無可替代的重要環(huán)節(jié)之一。無論是駕駛人的操作感受，還是汽車發(fā)動機性能的體現(xiàn)，亦或是汽車運行的穩(wěn)定性等，均與變速器的技術參數(shù)和構造性能直接相關。汽車運行過程中，必須滿足變速換擋、起步、倒擋等基本操作性能，故而利用總和設計變速器內部，從而實現(xiàn)簡單、迅速、方便的操作流程。 本次進行的變速器設計，充分結合了任務書中既定的基本參數(shù)，選取了五菱宏光這款車型作為設計的基礎，翻閱了大量的專業(yè)書籍和國家相關標準，結合市場調研的情況，實現(xiàn)了變速器的完整設計。 本次設計的主要內容為車輛手動變速器的研究，給予了變速器一個具體詳盡的介紹，還針對變速器的換擋結構、傳動機構和檔位的布置等加以論述。與此同時，利用計算確

3、認了變速器的齒輪結構等部分，還一并計算了車輛整體的中心距、傳動比即各檔位齒輪等，再次核算了零部件的計算內容，選擇適用性、標準度更高的零部件。 關鍵詞：機械式變速器；中間軸；傳動機構；設計 Abstract Transmission in the transmission system of vehicle is the most important link, its structure performance, technical parameters such as the experience of automobile engine performance, dr

4、iving human operating experience and the stability of the vehicle to run work has an immediate impact. Need to be in the car running start and shift gears, shifting the basic operations, through the transmission within the integrated design, can make the engine is simple, convenient and rapid to ach

5、ieve the basic operation. The graduation design according to specification given basic parameters, choose the DF -xiaokang as the basis of design, through to the related literature query and national standards of learning, and through market research, its transmission is a complete design. The

6、graduation design selection of models is byd F3R, this model is more common models on the market. In this study, in view of the selected models was carried out detailed analysis and calculation, especially for the gear parameters, the basic parameters, such as total transmission ratio, center distan

7、ce and the intensity, etc. Based on the research of the graduation design, formed a system of transmission. Key words : Mechanical Mechanic; Intermediate Shaft;Design Checking ;Transmission Mechanism 目　　錄 摘要 1 Abstract 1 第1章 緒論 1 1.1研究目的和意義 1 1.2研究現(xiàn)狀 1 1.

8、3 設計的主要內容 2 1.4 本章小結 2 第2章 總體方案設計 4 2.1 基本設計參數(shù) 4 2.2 設計變速器的基本要求 4 2.3 變速器結構分析 5 2.4 本章小結 5 第3章 基本參數(shù)設計計算 7 3.1 各檔傳動比的確定 7 3.2 關于各檔傳動比的選定 8 3.3中心距的計算 9 3.4變速器的外形尺寸 9 3.5 本章小結 9 第4章 齒輪的設計及計算 10 4.1 齒輪參數(shù) 10 4.1.1 模數(shù)的選取 10 4.1.2 齒形、壓力角及螺旋角 10 4.1.3 齒寬b 10 4.2 分配各擋位齒輪的齒數(shù) 11 4.2.1 一擋齒輪齒數(shù)

9、 11 4.2.2 其余各擋位的齒數(shù)與變位系數(shù) 13 4.3齒輪的設計校核 15 4.3.1齒輪的損壞形式 15 4.3.2計算齒輪的強度 16 4.3.3 計算齒輪彎曲強度 16 4.3.4計算輪齒接觸應力 18 4.4 本章小結 19 第5章 軸的設計計算 20 5.1軸的基本尺寸計算 20 5.2軸的強度驗算 21 5.3計算軸承壽命 27 5.4本章小結 29 第6章 同步器和操縱機構選擇及箱體的選取 30 6.1 同步器選擇 30 6.1.1 鎖環(huán)式同步器的構造 30 6.1.2 鎖環(huán)式同步器的運作機理 30 6.1.3確定主要尺寸 31 6.2

10、變速器的操縱機構 33 6.3 變速器箱體的選取 34 6.4 本章小結 35 結 論 36 致 謝 37 參考文獻 38 第1章 緒論 1.1研究目的和意義 自20世紀起，汽車行業(yè)發(fā)展形勢十分迅猛，此外，由于其涵蓋的領域十分多、牽涉的專業(yè)范圍廣泛，逐漸成為了推動我國經(jīng)濟發(fā)展的主力軍。而在汽車系統(tǒng)中，變速器有著無可取代的重要地位，因此，在汽車市場中引起大量學者及相關專業(yè)研究人員的重視，在變速器領域的研發(fā)工作從停止過。 由于人們的生活經(jīng)濟水平的日益提升，物質財產的逐漸豐富，人們對汽車的功能已經(jīng)不僅僅滿足于代步，從傳統(tǒng)的經(jīng)濟、耐用、皮實等標準，逐漸轉變?yōu)閷λ俣?/p>

11、、性能、舒適度和能耗等多方位、多角度的要求。上述種種對于汽車的新需求，均可以利用發(fā)動機與變速器的研發(fā)實現(xiàn)，而汽車的經(jīng)濟性、操作性、傳動效率及動力性都受到變速器結構的直接影響。利用優(yōu)化變速器和發(fā)動機的技術設計，無論是汽車的經(jīng)濟性能，還是操作性能，都能夠達到當前標準。 目前，盡管在變速器的技術研發(fā)方向已經(jīng)有了實質性的進展，但由于自動變速離合器的研發(fā)工作受到廣大工作者的追捧。相對而言，傳統(tǒng)的機械變速離合器具有著十分顯著的優(yōu)勢，即提及占比小、構造簡單、運行穩(wěn)定和成本低廉。因此。在當今的變速器市場中，機械變速離合器始終保持著其主導地位。 若想真正的設計意向優(yōu)化汽車性能、科學合理的機械變速離合器

12、，具有較大的難度，且過程十分繁瑣。因此，對于變速器的設計工作者也提出了逢高的要求，必須具備足夠強的心理素質和全面的專業(yè)技術。首先，進行系統(tǒng)性的查探，明確組成變速器的各個構件，從而形成初步的總體設計思路，確保各個傳動軸能夠在空間內得到最優(yōu)化布置。其次，充分結合力學原理、制圖標準和機械原理等設計齒輪和軸，并對其進行計算，分析受力情況。最后，合理選擇定型產品與變速器的同步器和操作系統(tǒng)相配合。 本篇設計擬以五菱宏光機械變速其的系統(tǒng)構成、傳動系統(tǒng)布置和設計理念等多個方向的認識與了解，將傳動齒輪受力和傳動軸受力作為研究的入手點，對傳動比加以優(yōu)化，使各項尺寸的計算更加精準從而完成變速器的組成與具體布局，且

13、對各個零部件進行校驗。由于本篇設計對變速器進行了十分全面與專業(yè)的剖析，在前人系統(tǒng)性理念中的設計步驟上完成的。具有一定的代表性，為金鉤的變速器設計提供更多的發(fā)展方向。 1.2研究現(xiàn)狀 隨著國際汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，國內領先的變速器制造企業(yè)將國外領先的技術水平與各種先進設備引入，并結合學習與交流的方式，實現(xiàn)了變速器的同步器、軸和齒輪等重要零部件的設計能力。與此同時，我國產品的裝配水平也得以提升，逐漸與國際技術接壤。但由于我國的發(fā)展時期較短，與國際先進水平相較，仍存在著明顯的差距，尤其體現(xiàn)在震動噪聲、齒輪產品強度和抗疲勞等領域。而我國國內齒輪行業(yè)的技術水平落后，其主要原因為較低的數(shù)控水平、裝備技術

14、差、沒有強大的自主開發(fā)能力、不具備足夠的質量控制能力等，導致成品制造的全過程有所欠缺。 世界上第一輛汽油汽車由德國工程師卡爾?本茨和戈特利布戴姆勒于1886年同時宣告制成,卡爾?本茨制造的是三輪汽車,后者制造的是四輪汽車。在三輪汽車中,汽油機發(fā)動以后,動力經(jīng)齒輪和鏈條傳至后軸,后軸系兩個半軸,中間裝有差速器,有利于車輛轉彎。前輪架位于一個叉形結構架上,類似現(xiàn)代自行車的前叉裝置,上面有轉向手柄,用來操縱車輛轉彎。這輛車上還裝有變速桿,用來改變鏈條的傳動比,使車速快慢自如，國外研究制造方向逐漸轉化為自動擋領域，然而，從整體上看，在汽車市場中，手動擋的主導地位尚未被自動擋所取代。深入探析其原因，是

15、因為尚未形成既能夠滿足穩(wěn)定性高、效率高的機械變速器，無法將駕駛的體驗感加以提升。 總之，我國的汽車變速器將始終保持著多元化的發(fā)展路線。由于各種變速器都有著其獨特的優(yōu)勢和不足之處，因此，對于各種技術的應用與發(fā)展，我國始終保持著鼓勵的姿態(tài)，而不是力求一種變速器的飛速發(fā)展，將另一種變速器取替。我國應當充分發(fā)揮目前變速器的種類優(yōu)勢，加快技術的創(chuàng)新與發(fā)展，從而形成獨特的具有中國特色的變速器創(chuàng)新思維。不久以后，我國將成為國際變速器發(fā)展的領先者。 1.3 設計的主要內容 本次設計的主要內容為貨車機械式變速器的研究，針對變速器的換擋結構、傳動機構和檔位的布置等加以論述。與此同時，利用計算確認了變速器的齒

16、輪結構等部分，還一并計算了車輛整體的中心距、傳動比即各檔位齒輪等，再次核算了零部件，確保便于換擋、結構簡單和穩(wěn)定性強的目的能夠實現(xiàn)。 本篇畢業(yè)設計的目的十分明確：其一，完成一款既能夠滿足構造簡單、便于換擋的機械式變速器，還能夠保證其穩(wěn)定的運作和較高的投入產出比。從而提高汽車的各項性能，延長汽車的使用年限，并未駕駛者提供更好的駕駛體驗。其二，希望能夠利用該篇論文內容的逐漸完善，補充自身知識點的漏洞，能夠加深力學、機械學等專業(yè)知識，從而為日后的就業(yè)提供更多的幫助。 1.4 本章小結 若想真正的設計意向優(yōu)化汽車性能、科學合理的機械變速離合器，具有較大的難度，且過程十分繁瑣。相對而言，傳統(tǒng)的機械

17、變速離合器具有著十分顯著的優(yōu)勢，即提及占比小、構造簡單、運行穩(wěn)定和成本低廉。因此。在當今的變速器市場中，機械變速離合器始終保持著其主導地位。 本篇設計擬以五菱宏光機械變速其的系統(tǒng)構成、傳動系統(tǒng)布置和設計理念等多個方向的認識與了解，將傳動齒輪受力和傳動軸受力作為研究的入手點，對傳動比加以優(yōu)化，使各項尺寸的計算更加精準，從而完成變速器的組成與具體布局。 第2章 總體方案設計 2.1 基本設計參數(shù) 在本次畢業(yè)設計的課題中，筆者在車型的選擇上，以五菱宏光微型貨車為基礎，進行了一系列的計算，其基本參數(shù)表2-1所示： 表2-1　五菱宏光基本參數(shù)表 名稱 數(shù)據(jù) 發(fā)動機最大功率

18、 79kw 最高車速 135km/h 總質量 2400kg 最大扭矩 145N·m 外形尺寸 4500/1610/1875mm 輪胎規(guī)格 175/75R15 2.2 設計變速器的基本要求 在汽車的動力系統(tǒng)中，變速器是其決定性零部件之一。變速器在工作過程中，為了滿足車輛使用的各種需求，發(fā)動機輸出的速度與扭矩利用變速器將其實際工作的需求參數(shù)傳遞至驅動輪。因此，整個車輛的傳統(tǒng)系統(tǒng)性能的優(yōu)良與變速器息息相關，整體車輪的操作性、穩(wěn)定性和經(jīng)濟性都受到變速器動力性能的影響。近幾年中，隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，為了迎合人們的需求，轎車變速器也隨之進行調整，其主要

19、方向為如何提升載荷承受能力、如何縮小變速器的體積。無論變速器如何更新?lián)Q代，但其功能與基本結構始終不變。對變速器的要求大體如下[1]： （1）保證變速器的傳動比和檔位數(shù)量設計的合理性，即綜合考量發(fā)動機的基本參數(shù)與車輛使用性能二者的相關性，實現(xiàn)最優(yōu)化的匹配。 （2）空檔位的設計，將變速器內燃機的傳動及時切斷。 （3）倒擋的設計，結合車輛日常應用的需求。 （4）更換檔位時，應具備快速、簡潔和易操作的屬性。 （5）運轉的穩(wěn)定性高，工作性能可靠、便于后期維護與裝配。 2.3 變速器結構分析 三軸式變速器如圖2-1所示，中間軸的齒輪與輸出軸、輸入軸的齒輪相互嚙合。除此之外，輸出軸與輸入軸的中

20、心線均處在同一條直線上。這種變速器具有著下列兩點優(yōu)勢：其一，雜音小且抗損耗程度強，由于變速器的機體相對較大，扭矩也較大，直接將車輪自重與空間的問題加以解決，因此，在微型車、中等車中十分常見。其二，提升了直接輸出檔的傳動效率。 圖2-1 中間軸式變速器 1、 第一軸；2、第二軸；3、中間軸 由于本次選取了五菱宏光貨車作為設計車型，因此，在進行變速器的結構布置上，選取了前置后驅的發(fā)動機種類。結合該車型原有的變速器結構，本次選用了中間軸五檔式變速器。在該種類型的變速器中，齒輪軸往往由一軸做成，并確保第二軸與第一軸位于同一直線，并利用嚙合套的原理，確保直接檔的實現(xiàn)。由于直接檔是直接輸出的，

21、因此在傳遞時，達到了最佳的投入產出比。與三軸式變速器相較而言，高檔位的傳遞效率有所下降，且運轉的震動相對較大，從而縮短了軸承和齒輪的使用壽命。 對于變速器來說，盡管倒擋的存在十分特殊，卻不得不承認其存在的重要價值。盡管倒擋的使用次數(shù)相對于其他檔位來說，幾乎是最少的，一般用于車輛停車的狀態(tài)中。因此，往往采取齒輪滑動的方式完成其操作要求，與其他檔位互不相干[2]。 2.4 本章小結 在汽車的動力系統(tǒng)中，變速器是其決定性零部件之一。整個車輛的傳統(tǒng)系統(tǒng)性能的優(yōu)良與變速器息息相關，整體車輪的操作性、穩(wěn)定性和經(jīng)濟性都受到變速器動力性能的影響。本次選用了中間軸五檔式變速器。在該種類型的變速器中，齒輪軸

22、往往由一軸做成，并確保第二軸與第一軸位于同一直線，并利用嚙合套的原理，確保直接檔的實現(xiàn)。由于直接檔是直接輸出的，因此在傳遞時，達到了最佳的投入產出比。 第3章 基本參數(shù)設計計算 3.1 各檔傳動比的確定 計算主傳動比應結合發(fā)動機轉速與車輛行駛時二者的相關性，其計算公式如下： （3-1） 式中 　——汽車的總重量（N）； ——滾動阻力系數(shù)，路面情況良好時取； ——發(fā)動機的最大扭矩（）； ——主減速器主動輪轉速與從動輪轉速的比值； ——變速器主動輪轉速與從動輪轉速的比值； ——汽車在運行過程中的傳動效率，取值范圍為； ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度，在該次設計任務

23、書中，要求爬上30%的坡，約。 （3-2） 式中 ——汽車在運行時的速度（）； ——汽車發(fā)動機在運行時的轉速（）； ——汽車在跑動中輪胎滾動一周的半徑（）； ——變速器主動輪轉速與從動輪轉速的比值； ——主減速器主動輪轉速與從動輪轉速的比值。 汽車的基本參數(shù)已經(jīng)在上文的章節(jié)中明確給出了，135km/h為車輛行駛的最快速度；汽車的檔位中，最高檔為超速檔，其傳動比；由于汽車車輪的輪胎規(guī)格已確認為175/75R15，可以此對車輪滾動半徑加以

24、計算，求得結果512.25mm。3600r/min。 車輪的主傳動比的計算須根據(jù)車輛的最大爬坡斜度進行。大多數(shù)情況下，通過最大坡度時，車輪往往處于一檔位運行的狀態(tài)，即為了能夠滿足車輛整體強度的需求，滿足必須不小于驅動力這一條件，且滾動阻力也涵蓋在內。 上式中提及，汽車的總質量m=2400kg，，爬坡角度，車輪滾動半徑r=0.52125m，汽車最大扭矩145N·m，傳動效率，主傳動比，g=9.8m/s2。 由上述公式（3-1）可得： （3-3） 在實際的計算過程中，必須滿足一檔位運動時的驅動力大于各種附著力的合力這一

25、條件，方能滿足爬坡不打滑的需求，其具體的計算公式為3-4： （3-4） 即： （3-5） 式中 ——驅動輪的地面法向反力，； ——驅動輪與地面間附著系數(shù)，若為混凝土或瀝青路面=0.5~0.6之間，取。 將數(shù)據(jù)代入（3-5）式后： 綜上所述，一檔位的傳動比范圍可求得為： 因此，在進行檔位傳動比的選擇時，暫取值為5.1。 3.2 關于各檔傳動比的選定 依照上文的計算過程，可了解一檔位的傳動比初值已定。

26、在設計變速器的結構時，直接檔位是最高檔位的常見設計方式，可根據(jù)工比計算中間檔位的傳動比，其公式如（3-6）[4] （3-6） 由于與發(fā)動機參數(shù)的符合度、實際齒輪數(shù)等影響因素的存在，無法避免計算量與實際量間的誤差。 3.3中心距的計算 中心距的計算與優(yōu)選工作大多利用經(jīng)驗公式完成，如公式3-7所示： （3-7） 式中 ——變速器中心距（）； ——中心距系數(shù)，貨車??； ——發(fā)動機最大輸出轉距

27、為145（）； ——變速器一檔傳動比為； ——變速器傳動效率，取。 綜合考量中心距的特點和計算結果，中心距的值暫取為90mm。 3.4變速器的外形尺寸 由于中心距將對變速器的外形尺寸產生決定性的影響，因此，集合上述內容中暫取的中心距進行計算，如下所示： 所以378mm是本次設計的外形尺寸。 3.5 本章小結 變速器基本參數(shù)的設計在本章完成。以變速器的傳動比浮動區(qū)間和檔數(shù)作為入手點，根據(jù)既定車型的參數(shù)，利用相關的公式加以計算，求得傳動比的浮動區(qū)間。在此基礎上，結合齒輪的數(shù)據(jù)，完成最后的選定。對各個檔位的分配齒數(shù)進行一一計算，確保中心距的數(shù)據(jù)準確。 第4章 齒輪的設計及計算

28、4.1 齒輪參數(shù) 4.1.1 模數(shù)的選取 確定適宜的模數(shù)應綜合考慮以下幾個因素：首先，若需降低噪聲，則要適度減低模數(shù)、增加齒寬。與此同時，若仍想縮減其質量，就必須減低其齒寬，對其模數(shù)加以提升，從而既能夠符合制造工藝，又能夠滿足傳動組成的要求?？偠灾?，以擬設計汽車所歸屬的種類作為參照，對其系統(tǒng)進行深入分析，利用模數(shù)將低的方式，實現(xiàn)噪聲的減少。 在運作過程中，由于低檔位齒輪對于扭矩的需求相對較大，應當適當上調其模數(shù)。而高檔位可選取相同的模數(shù)。在同步器匯、嚙合套中選用漸開式的齒輪。因此，在本次設計的過程中，將選取為齒輪法向的模數(shù)，初步選擇齒輪的模數(shù)為[5]。 4.1.2 齒形、壓力角及螺旋

29、角 為了保證傳動過程的穩(wěn)定程度、運行中噪聲的減少和齒輪重合度的提升，結合乘用型轎車的齒輪壓力角大小，一般選擇較小值來進行計算，因此，擬定壓力角=20°。 在變速器中，斜齒輪是十分常見，由于其嚙合距離相對較長，具有更高的穩(wěn)定工作性能。由于其工作運行時，軸向力的產生，不得不根據(jù)軸的總和強度從而選擇適用的斜齒輪。斜齒輪處于正常工作狀態(tài)下，軸承將接受即傳遞的軸向力。因此，在應用斜齒輪的設計中，往往會設置相對的兩隊齒輪同時運轉，從而將軸向力抵消。因此，在中間軸中，將斜齒輪設置為右旋的狀態(tài)；在第一、二軸時，將斜齒輪設置為左旋的狀態(tài)。進行螺旋角的擬定時，其區(qū)間為22°-34。暫取30

30、°[5]。 4.1.3 齒寬b 齒輪工作能否保持狀態(tài)的穩(wěn)定性才是重點關注對象，齒輪的強度以及其軸向尺寸均應予以重視，并保證受力的均勻性。 若想要實現(xiàn)變速器質量及軸向尺寸的最小智，就應當選用低齒寬的方式。正齒輪齒寬所具有的優(yōu)勢特征被減弱，且提升了其工作量。正是受此影響，具備寬齒的齒輪正常運作的過程中，被變形軸線傾斜所影響，導致齒寬方向無法保持其連續(xù)性，且遭到了不同程度的磨損。一般情況下，對齒寬的尺寸進行確定時，大多參照齒輪模數(shù)m的數(shù)值。 直齒， 為齒寬系數(shù)，取值范圍是4.5~8.0，取=6 斜齒，的取值范圍是6.0~8.5 ，取=6 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，提高的設計

31、值，實現(xiàn)接觸線的增加和接觸應力的減小，進而保證傳動過程的穩(wěn)定性，從而延長齒輪的使用年限。 斜齒 b==62.5=15 mm 4.2 分配各擋位齒輪的齒數(shù) 根據(jù)上述章節(jié)中暫定的中心距、模數(shù)及螺旋角數(shù)據(jù)，對傳動比和齒輪齒數(shù)加以計算和確定。盡量保持設計過程中的齒數(shù)是非整數(shù)。從而延長齒輪的使用壽命[5]。 圖4-1 五擋變速器的傳動方案 4.2.1 一擋齒輪齒數(shù) 在進行第一檔位的傳動比計算十分重要，其計算公式如4-1： （4-1） 利用該公式進行計算，先明確

32、和的齒數(shù)，再求得和的傳動比。因此，可將齒數(shù)和開始著手加以計算，再明確及齒數(shù)，公式為4-2和4-3： 直齒： （4-2） 斜齒： （4-3） 由于一檔位所采用的齒輪類型為斜齒輪，因此，根據(jù)公式4-2和4-3可計算的： 首先，圓整當前產生的結果，在此及出生明確數(shù)目。位于中間軸處的齒輪應選取最小值。確定了傳動比時，若想要最大值為第一軸長所嚙合的齒輪，可以使的傳動比降低一定的數(shù)值。 齒輪與軸這兩者之間存在一定的尺寸關系，必須

33、加以兼顧。由于小齒輪位于中間軸，其尺寸與中間軸尺寸存在一定的相關性。目前，商用型汽車中間軸齒輪的可選區(qū)間為12-17，因此，擬定齒輪=14，輸出軸中的一檔齒輪為60-14=46。 根據(jù)上文擬定的中心距求捏合腳，公式為4-4： （4-4） 得：=所以總變位 即高度變位 利用齒數(shù)比u= 查得： 則 可以清晰的發(fā)現(xiàn)，盡管發(fā)生了變位，但兩個互相嚙合的齒輪，其分度仍保持中著節(jié)園重合與相切的狀態(tài)。因此，齒輪高不發(fā)生改變。 針對齒數(shù)和齒數(shù)和加以計算，在此基礎上進行實際計算，由于中心距會產生辯護，因而需要利用反推的方式對中心距加以計算。并以修正后的中心距

34、作為依據(jù)，對各個檔位加以論述。則修正后的中心距A取值為90mm。 按照公式4-5求得傳動比： （4-5） 由于常嚙合傳動齒輪中心距=一檔位齒輪中心距，即公式4-6： A=/2 （4-6） 按照上列公式4-6，可計算得知常嚙合齒輪的齒數(shù)，=23 =34 經(jīng)過核對驗算 在可接受的誤差范圍內 故可得齒輪1、2精確的螺旋角為18.2° 湊配中心距： 斜齒端面模數(shù)為： 嚙合角 按照齒數(shù)

35、比=1.44 查得變位系數(shù) 故 4.2.2 其余各擋位的齒數(shù)與變位系數(shù) 二擋齒輪為斜齒輪螺旋角且與常嚙合齒輪存在一定差異 （4-6） （4-7） 在正常運轉的過程中，兩個齒輪間的軸向力也需要得到滿足，即公式為： （4-8） 對上述公式4-6,、4-7和4-8加以連接。當螺旋角度為20.54°的時候求得，二檔位的齒數(shù)為： 湊配中心距

36、： 斜齒面模數(shù)： 嚙合角： 結合齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 經(jīng)過上列公司是的推導，可求得當三擋齒輪齒數(shù) 時，方能滿足軸向力的平衡狀態(tài)的要求。 中心距為： 斜齒端面模數(shù)： 嚙合角： 參考齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 四擋齒輪齒數(shù) 時，軸向力呈現(xiàn)相互平衡的狀態(tài)。 湊配中心距： 斜齒端面模數(shù)： 嚙合角： 參考齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 倒擋的齒輪的模數(shù)往往與一檔更加相近。初步暫時23為選擇倒擋的齒輪的齒數(shù)，并進行輸入軸與倒檔軸的中心距的計算，設 中心距： 若想實現(xiàn)嚙合過程中，倒擋齒輪之間的零干擾

37、，需在齒輪11和12的制高點預留一定的空隙，且大于等于0.5mm，因此，=44時滿足距離的需要。 假設當齒輪11和齒輪12嚙合時中心距： ==88.5A且mm 故倒檔軸與中間軸的中心距： 故 根據(jù)齒數(shù)比 查得 綜上所述，可以計算得出本次設計變速器的齒輪參數(shù)如表4-1 表4-1 齒輪參數(shù) 齒輪 齒數(shù) 分度圓直徑 模數(shù) 螺旋角 齒寬 Z1 23 72.78 3.16 18.2 18 Z2 34 107.6 3.16 18.2 45 Z4 28 91.2 3.26 23.2 20 Z6 39 72.60

38、3.16 18.4 20 Z8 18 53.19 3.21 20.7 21 Z13 44 122 3.21 0 18 4.3齒輪的設計校核 4.3.1齒輪的損壞形式 導致齒輪在日產運轉中發(fā)生損壞的情況有三種，分別為齒輪端部折斷、端部受損即齒面剝落。 形成齒輪折斷這一現(xiàn)象的主體原因有兩個：其一，沖擊荷載超過齒輪的承受范圍；其二，齒輪的使用時間不斷累積，再加上荷載的反復沖擊，導致齒輪根部出現(xiàn)裂痕，一旦打破了臨界值，就會發(fā)生疲勞折斷的情況。相對而言，該現(xiàn)象在變速器內部發(fā)生較為常見。 更加具象的說，在齒輪運作的過程中，受到荷載的影響，相互嚙合的齒面始終處于擠壓

39、、碰撞的狀態(tài)。與此同時，由于潤滑油遭受壓力，導致其溫度的攀升，擴大了裂紋，導致齒面的表面逐漸脫落，又稱之為點蝕。長久以往，隨著點蝕的情況愈加嚴重，之間擴大的空隙形成嚙合之間的動載荷，最終導致齒輪折斷[7]。 4.3.2計算齒輪的強度 在變速器內，齒輪的運作條件并不發(fā)生任何改變，與此同時，對齒輪進行加工與制作中所選取的工藝流程、原材料和精確度等也各項也基本相同。在本篇設計內容中，選取了比亞迪車型，40Cr是其齒輪的材料，制造方式為剃齒或插齒，并結合了淬火、滲碳等熱處理方式，確保齒輪的精度高于七級[7]。 4.3.3 計算齒輪彎曲強度 1．直齒輪彎曲應力

40、 （4-3-1） = （4-3-2） 由公式（4-3-1）和公式（4-3-2）整理可得: （4-3-3） 式中 ——齒輪在運轉所受的彎曲應力（）； ——圓周力（N）； ——應力集中系數(shù)，取1.65； ——摩擦力的影響系數(shù)，主動輪取值為1.1，從動輪取值為0.9； ——齒輪的齒寬（）。 ——齒輪的斷面齒距，取π（）； ——齒輪的齒型系數(shù)； ——齒輪

41、的模數(shù)； ——計算載荷（）； ——齒輪的節(jié)圓直徑（）； 若計算載荷將作用于第一軸的最大轉矩作為其取值，則倒檔直齒輪許用彎曲應力為400-850MPa[8]。 一擋從動齒輪 一擋主動齒輪 倒擋直齒輪作用彎曲應力為400-850N/mm，因此滿足要求。 2．斜齒輪彎曲應力 （4-3-4） = （4-3-5）

42、 （4-3-6） （4-3-7） （4-3-8） 式中 ——齒輪運作中所承受的彎曲應力（）； ——齒輪所承受的圓周力（N）； ——應力集中系數(shù)，取1.5； ——齒輪的齒寬（）。 ——齒輪的齒型系數(shù)，可按當量齒數(shù)； ——法向模數(shù)（）； ——計算載荷（）； ——齒輪的節(jié)圓直徑（）； ——斜齒輪螺旋角； ——齒數(shù)； ——重合度影響系數(shù)，取2.0。 將上

43、述各參數(shù)帶入計算可得： （4-3-9） 四擋齒輪彎曲應力 若將作用于第一軸處的最大轉矩設為計算載荷取值，則高檔位及常嚙合齒輪，許用應力處于180-350MPa。因此，與其需求相匹配。 4.3.4計算輪齒接觸應力 接觸應力的計算公式： （4-3-10） （4-3-11）

44、 （4-3-12） 式中 ——輪齒的接觸應力（）。 ——齒面上的法向力（N）； ——計算載荷（）； ——齒輪的節(jié)圓直徑（）； ——節(jié)點處壓力角（度）； ——齒輪所采用材料的彈性模量，依照設計手冊其值為20.6×104； ——實際中齒輪于嚙合過程中的接觸寬度（）； 、——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，直齒輪 、， 斜齒輪 ， ； 、是主、從動齒輪節(jié)圓半徑。 一擋齒輪的接觸應力： δ=0.418 =1249.9MPa 四擋齒輪的接觸應力： δ=0.418

45、 =713.7 上述校驗工作均處于適宜區(qū)間內，參考其相應的標準加以匹配。 假設計算載荷=作用于第一軸上的載荷，此時齒輪的許用接觸應力如表5-1[9]。 表4-3-1 變速器許用應力 齒輪 4.4 本章小結 在本章節(jié)內容中，第一，分析齒輪的參數(shù)并加以選用；第二，將各個檔位齒輪具備的數(shù)量加以明確；第三，在上述基礎上，完成各檔齒輪的變位系數(shù)與齒數(shù)的確定。對齒輪損壞的情況一一說明，分別計算不同齒輪的強度，與此同時，對選用的齒輪強度及剛度加以校驗，確保其滿足要求，并分別計算各個檔位齒輪的接觸應力。 第5章 軸的設計計算 變速器的

46、正常運作過程中往往會受到各種因素的干擾，例如各種轉矩、多種彎矩或復合作用力等。一旦軸的剛性難以滿足標準，再受到復合的波動，導致預設的撓度被超過，逐漸產生了軸變形，從而大大降低了變形器嚙合緊密程度，導致其使用壽命的縮減。因此，對軸的剛度和強度都有著較高的標準。設計變速器的結構時，針對軸的設計，往往將剛度計算、強度計算及結構設計三者綜合考量。 5.1軸的基本尺寸計算 一旦可以確定中間軸式變速器的中心距，則軸的最大直徑比上支承距離位于以下區(qū)間：對輸入軸， =0.16-0.18；對輸出軸，0.18-0.21。 按照該式對輸入軸花鍵部分直徑（mm）進行初選：

47、 （5-1） 式中 ——經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉矩（）。 輸入軸花鍵部分直徑： =23.78～27.34mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度=310mm。 根據(jù)扭轉強度條件，軸的最小直徑為： （5-2） 式中 d——軸的最小直徑（mm）； ——軸的許用剪應力（）； P——發(fā)動機最大功率（）； n——發(fā)動機轉速（）。 得： mm 因此，25mm為擬定軸的最小直徑 5.2軸的強度驗算 所謂軸的剛度，主要是一種作用力，由軸工作

48、時產生，是齒輪相互作用形成的，這種作用力的產生對撓度與水平面完成了一定的影響，可能會導致齒輪發(fā)生位移，不能在完全咬合。所以，一般情況下，在進行系統(tǒng)設計時，需要考慮剛度的問題。 軸的撓度及轉角見圖6-1，如果將其垂直內面的撓度調整為，將水平面內撓度調整為為、轉角為δ，則算法如下[9]： 圖6-1 變速器軸的撓度和轉角 （5-3） （5-4）

49、 （5-5） 式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； ——彈性模量（），=2.1×105 ； ——慣性矩（mm4），對于實心軸，； ——軸的直徑（mm），花鍵處應以平均直徑算； 、——支座A、B至齒輪中作用力的長度（mm）； ——支座間相距的長度（mm）。 軸的全撓度mm。 位于垂直面的撓度不會低于0.05，不會超過0.1，位于水平面的撓度不會低于0.1，不會超過0.15（以上單位均為毫米）。齒輪所處平面其轉角＜0.002rad。 （1） 變速器中各齒輪的圓周力、切向力、軸向力 一軸：

50、 二軸： 中間軸： （2） 變速器輸入軸的剛度 一檔運作時： 已知條件：a=248mm；b=22mm；L=270mm；d=32mm，得: 二檔運作時： 已知條件：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，得： 三檔運作時 已知條件：a=77mm；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，得： = 當運作處于四、五檔的狀態(tài)時，一方面由于其與支撐出長度較短

51、，另一方面由于受力沒有其他檔位高，所以其撓度與轉角的影響可以忽略不計。 （3）變速器輸出軸的剛度 一檔運作時： 已知條件： 得： 二檔運作時： 已知條件： ，得： 三檔運作時： 已知條件 ，得： = 當運作處于四、五檔的狀態(tài)時，一方面由于其與支撐出長度較短，另一方面由于受力沒有其他檔位高，所以其撓度與轉角的影響可以忽略不計。 輸入軸校核 處于一檔狀態(tài)時，將軸中的支反力代入公式： 已知條件： 垂直面內支反力： 計算C點的支反力可以通過取矩B點按照下述公式計算得到：

52、 （5-6） 將相關數(shù)據(jù)代入6-6得： 同理可得。 依照力矩平衡及力的平衡能夠知曉： （5-7） （5-8） 將相關數(shù)據(jù)代入 中，可得： B點最大彎矩： 水平面內彎矩： 合成彎矩： 一般來講，軸在工作時產生的軸向

53、力，會對其水平面與垂直面造成一定影響，軸齒輪會因此發(fā)生變形現(xiàn)象，其受到的應力可以通過計算彎矩得到，具體計算公式為6-6[10]： （5-9） 式中 。 D代表軸的直徑大小，W代表軸的抗彎系數(shù)，將具體的數(shù)據(jù)代入后，得到以下情況： 當運作狀態(tài)處于抵擋時，符合相應的標準。 中間軸校核 齒輪受力： 已知條件： 。 垂直面內支反力： 計算C點的支反力可以通過取矩B點按照下述公式計算得到：

54、 （5-10） 將相關數(shù)據(jù)代入6-10中，可得： 同理可得： 水平面內支反力： 以力矩與力的平衡原理可知： （5-11） （5-12） 將相關數(shù)據(jù)代入6-11和6-12中，可得： B點最大彎矩： N·mm 水平面內彎矩： N·mm 合成彎矩： 受轉矩T及彎矩二者共同影響的軸，其應力為6-13：

55、 （5-13） （5-14） 將相關數(shù)據(jù)代入6-13和6-14中，可得： 于低檔運作時，，故匹配相應的要求[13]。 5.3計算軸承壽命 一般來說，某種型號在選擇汽車變速器的軸承時，參照的標準是其本身的特征，同時參考相關文獻的研究情況，目前，尚沒有一個統(tǒng)一的標準可以參照。但在軸承壽命的計算方面，國家則進行了統(tǒng)一的規(guī)定，必須按照要求計算檢驗軸承是否符合標準。一般來說，軸承壽命的計算，主要是計算滾子和軸承接觸面的壽命。 以前文的論述文標準，本文選擇了30

56、205型號的軸承，該軸承配置圓錐滾子，其基本參數(shù)是，軸承的預期壽命： 當量載荷是計算軸承壽命時必須要考慮的問題，由于設計預期與實際情況有所差距，所以軸承壽命的計算不能以預期承受力作為計算的數(shù)據(jù)，在計算時，要以實際承受力為基礎，通過計算實際載荷系數(shù)，并進行一定轉換工作得到當量動載荷的值，計算公式如6-15[15]： （5-15） 式中 代表徑向載荷系數(shù)，代表軸向的載荷系數(shù)：，。 代表載荷系數(shù)，其中載荷系數(shù)需要包含載荷性質，如果是計算汽車的載荷系統(tǒng)，那么的可取區(qū)間為1.2-1.8，此處取，代入6-15：

57、 目前，國際對軸承壽命的要求是至少滿足二十五萬千米，即可以通過計算汽車的車速與總里程得到軸承壽命，計算公式如6-16： （5-16） 汽車平均車速。 汽車于軸承失效前的行駛時長： 軸承可使用年限的計算如公式6-17： （5-17） 其中代表軸承壽命系數(shù)，根據(jù)相關研究可知，滾子軸承的壽命系數(shù)為10/3，n代表運轉狀態(tài)下軸承的轉速，代入6-17計算得： = 7394

58、6.3h 通過上述計算過程及結果可知，本文的研究選擇第一個軸承為宜。 根據(jù)前面的設計，輸出選擇型號為圓錐滾子軸承30206。根據(jù)GB/T297-1994可以查出其基本，軸承的預期壽命： 求第二軸軸承的當量動載荷P 則第二軸軸承的壽命為8774.45 所以第二軸軸承的壽命符合要求。 5.4本章小結 本章首先論述了軸承的常見尺寸，并計算了軸承的剛度、強度與壽命，通過相關壽命的計算，按照總體設計要求選擇軸承型號。 第6章 同步器和操縱機構選擇及箱體的選取 6.1 同步器選擇 對于同步器市場來說，慣性式、常壓式、增力式時最為主要的同步器類型，基本實現(xiàn)了相關領域的全覆蓋。其

59、中，慣性式的應用最為廣泛，根據(jù)型號的不同，可以將其具體再劃分為含鎖環(huán)、鎖銷式以及多錐式等等類別。常壓式由于角速度固定，在檔位更換上具有一定的缺陷，加上其結構上存在的問題，目前已經(jīng)基本不見。由于本文的研究對象是小型轎車，根據(jù)小型轎車的特點，選擇鎖環(huán)式同步器，并對其構造、運行原理等進行說明[16]。 6.1.1 鎖環(huán)式同步器的構造 圖7-1是鎖環(huán)式同步器的基本結構，從下圖可知，以錐形斜面為基礎，將摩擦原件放置其上，而鎖止元件的頂部斜面與鎖止面保持水平，并與相鄰的齒輪保持咬合狀態(tài)，與鎖止面共同發(fā)揮作用。在檔位不發(fā)生改變的情況下，滑塊的凸出部分會嵌進嚙合套座中間的槽中。 圖6-1 鎖環(huán)

60、式同步器 1、4—鎖環(huán) 2—滑塊 3—彈簧圈 5、8—齒輪 6—嚙合套座 7—嚙合套 6.1.2 鎖環(huán)式同步器的運作機理 汽車行駛路途中的同步器換檔步驟： （1）以操縱機構為媒介，利用操縱機構產生的推力，使滑塊運動并完成鎖環(huán)動作，確定需換擋的齒輪與鎖環(huán)碰觸到椎體。然后，由于椎體表面受到作用力，其產生了摩擦力矩，推動鎖環(huán)轉動。最后，通過使錐面運動，完成鎖止同步器的動作。 （2）此種推力將一直持續(xù)，并使椎體與鎖環(huán)之間不斷產生力矩，產生的力矩具有不斷提升的特點，同時，其反面不斷產生反力矩，這就拉近了齒環(huán)與鎖環(huán)之間的距離，直到二者相連接。 （3）檔位更換后，摩擦力矩

61、碰觸，需要進行拔環(huán)動作復位，同時確定同步器不在處于鎖止狀態(tài)，實現(xiàn)同步換檔的操作。 雖然鎖環(huán)式同步器具有運行穩(wěn)定、成本低廉等方面的優(yōu)勢，但是也存在轉矩容量小等方面的缺陷。因此，在進行同步器選擇時，需要根據(jù)汽車的具體型號與特點進行選擇，如果更看重其優(yōu)勢，那么就可以選擇鎖環(huán)式同步器 [17]。 同步器鎖止位置 同步器換擋位置 圖6-2 鎖環(huán)式同步器工作原理 1—鎖環(huán) 2—嚙合套 3—嚙合套上的接合齒 4—滑塊 6.1.3確定主要尺寸 （1）接近尺寸 b 此種狀態(tài)為滑塊與鎖環(huán)缺口相接近的狀態(tài)

62、，此種情況下常出現(xiàn)于每次調換檔位的初始步驟，鎖環(huán)接合齒的倒角部位與嚙合套接合齒二者之間相差的長度（圖7-3），接近尺寸 ,。 圖6-3 接近尺寸和分度尺寸 1—嚙合接合齒 2—滑塊 3—鎖環(huán) 4—齒輪接合齒 （2）分度尺寸 a 此種狀態(tài)為滑塊與鎖環(huán)缺口相接近的狀態(tài)，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒二者各自中心線間相差的長度(圖7-3) 。分度尺寸a=接合齒齒距÷4。 上述兩種概念的尺寸，在實際的設計中均具有十分重要的參考作用，在維護同步器安穩(wěn)運行、加強鎖止位的精度等方面具有重要價值，故而在前期設定準備時必須精準把控相關數(shù)據(jù)。 （3）滑塊的轉動距離c 如圖7-4，距離c

63、能夠對分度尺寸a產生極其大的影響。同時，距離c與滑塊寬度d、齒距t二者間也具有相互影響的作用，公式如下： c 圖6-4 滑塊轉動距離 1—嚙合套；2—鎖環(huán)；3—滑塊；4—鎖環(huán)缺口 （4）滑塊端隙 即指滑塊與鎖環(huán)缺口之間的空隙，具體指二者端面的空隙（圖7-5），也是端面之間的空隙，不過是齒合套與鎖環(huán)之間的。如果設計中想要b始終為正數(shù)，則應令>，這時，可以保證鎖止功能不受換檔的影響，正常運轉。因此，在具體的實踐中，通常均會令，保證換檔不會對相關作用的發(fā)揮造成影響。 另外，同樣指端面之間的空隙，不過是鎖環(huán)端面與齒輪結合斷面之間的，也被稱為“后備行程”。的存在，即后備行程

64、的一直存在，可以降低同步器的耗損，延長其使用壽命。由于的大小會受到鎖環(huán)運作的影響，會隨著鎖環(huán)的運作而逐漸減小，因此，在設計時一定要留好其距離，以保證不會因為汽車使用事件的增加而消失。通常而言，。 圖6-5 滑塊端隙 6.2 變速器的操縱機構 由于路況的不同、速度要求的不同以及駕駛需求的不同，調檔操作在駕駛員駕駛車輛的過程中是必不可少的，調檔動作的工作原理即調節(jié)變速器的操縱機構，該動作有嚴格的操作標準，如：調檔的檔位只允許掛一個；禁止亂掛、脫掛、誤掛等行為。 我們常見的手動換檔變速器由被稱為“機械式變速操控機構”，顧名思義，該換檔機構需要人力手動操作，其常見的操作形式有變速桿、撥叉

65、等等，是我國目前車輛駕駛中較為普遍的換檔裝置，本篇論文的設計即為手動換檔型。 對于手動調檔型汽車來說，最適用、最高效最便捷的方法為：將變速器放在駕駛員主座椅的下面附近，以此來保障駕駛員采用最符合人體力學最簡便省事地方式來操控變速桿，并且有充足的空間進行各種操作，有效節(jié)省車內空間。本篇論文結構采用的便是這種方法[20]。 變速器的設計要求需要滿足以下要求[10]： 1、配備一個安全保護裝置對該結構來說是非常重要的，例如自鎖或者互鎖等。 2、互鎖機構的工作原理主要為，在進行換擋操作的時候將需要移動的撥叉之外的所有撥叉都鎖上，以此來保障變速器內部的結構裝置?；ユi結構有多種樣式：轉動、擺動、鎖

66、消式等等。 3、自鎖機構是一個為防止車輛駕駛過程中，變速器內部由于突發(fā)狀況或者其他某些原因受力致使檔位托脫掉而配備的裝置，主要功能是用來定位的，保證齒輪正常地嚙合，工作原理為在駕駛員進行換擋操作時，通過自身所配備的彈簧裝飾，將鋼球推入叉軸內，檔位脫掉時自鎖機構的鋼球無法進入叉軸，從而使駕駛感受到齒輪是否在正常嚙合，以此來保障車輛地安全駕駛。 4、整個機構還需要一個倒擋時應有的安全機制，如設置倒擋鎖等，該機制可以有效地防護駕駛員在倒擋過程中出現(xiàn)的失誤操作，進而避免由于倒擋失誤而引發(fā)的安全事故。倒擋裝置同樣也必須具有對駕駛員的提示功能，例如車輛在高速行駛過程中變速器可能會受到某種程度的破壞，此時倒擋裝置需要對駕駛員發(fā)出明顯的信號提示。 5、換擋結構的裝置必須具有簡易性、可操作且高效便捷，使駕駛員方便操作，且安全性能高，防止因設計不合理而導致駕駛危險系數(shù)增高。 6、提示需要有被駕駛者感應到的能力，可以通過與駕駛者接觸的地方傳遞，如座椅等。 首先，根據(jù)具體情況，調整調檔位置，在進行調整工作時，要充分考慮操控是否便利，主要應考慮以下幾點： 1）調檔需按照順序進行； 2）在易操作的位置放置用的檔位，一般為中間部位，兩側放置其他檔位； 3）最邊緣處放置倒檔檔位，降低操作失誤現(xiàn)象的發(fā)生； 6.3