【毕业论文】三轴六档汽车变速器设计【2014年汽车机械专业答辩资料】

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - I - 摘要 变速器是汽车传动系中的主要部件之一。变速器由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转距和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的改变，即实现换挡，以达到变速变距。 本题目主要进行 轿车 三轴六挡机械式变速器的设计，包括 变速器的整体结构和 齿轮传动部分 的设计， 并进行相关的计算与校核 。经过设计与校核，该变速器主要结构符合设计标准、零件强度也达到了使用要求 。 关键词 ： 汽车机械变速器； 三轴六挡；传动比； 齿轮 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - II - Abstract Transmission in the automotive transmission lines, one of the most important components. Transmission speed by a variable speed transmission and control mechanism of two parts. The main role of the variable-speed transmission is to change the value of torque and rotational speed and direction； manipulation of the organizations main role is to control the transmission mechanism, transmission gear ratio to achieve the exchange, that is, to achieve shift in order to achieve variable-speed pitch. This subject, mainly for automotive six-axis mechanical transmission gear structural design, including the gear drive parts, control of part of the, etc., and the associated calculation and verification, through the design and verification,The main structure of the transmission line design standards, parts intensity reached the use requirements. Keywords: Automotive Mechanical Transmission； Axis 6 block ； gear ratio； gear wheel 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - III - 全套 资料 ， 扣扣 414951605 目录 摘要 I Abstract II 第 1 章 绪论 2 1.1 选题的背景及意义 2 1.2 变速器的功用和要求 2 1.3 国内外研究状况 3 1.4 部分已知的主要参数 5 1.5 本章小结 6 第 2 章 机械式变速器的概述及其方案的确定 7 2.1 变速器结构方案的确定 7 2.1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 7 2.1.2 倒挡传动方案 12 2.2 变速器主要零件结构方案的分析 13 2.2.1 齿 轮型式 13 2.2.2 换挡机构型式 13 2.3 本章小结 16 第 3 章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 17 3.1 变速器主要参数的选择 17 3.1.1 挡数和传动比 17 3.1.2 中心距 18 3.1.3 轴向尺寸 19 3.1.4 齿轮参数 19 3.2各挡传动比及其齿轮齿数的确定 21 3.2.1 确定各挡齿轮的齿数 21 3.2.2 齿轮变位系数的选 23 3.3 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 24 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - IV - 3.3.1 齿轮的损坏原因及形式 24 3.3.2 齿轮的强度计算与校核 24 3.4 变速器轴的强度计算与校核 28 3.4.1变速器轴的 结构和尺寸 28 3.4.2 轴的校核 30 3.5 轴承的选择与校核 34 3.5.1 几种轴承的特点与选择 34 3.5.2 轴承的校核 36 3.6 变速器同步器的设计 42 3.6.1 同步器的结构 42 3.6.2 同步环主要参数的确定 43 3.7 本章小结 46 结论 47 致谢 48 参考文献 49 附录 1 50 附录 2 54 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 2 - 第 1 章 绪论 1.1 选题的背景及意义 汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的矛盾。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器 应运而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。 从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（ MT）、自动变速器（ AT）、手动 /自动变速器（ AMT）、无级变速器（ CVT）。 （ 1） 手动变速器 (MT) 手动机械式变速器采用齿轮组，每挡的齿轮组的齿数是固定的，所以各挡的变速比是定值，即所谓有级变速器。虽然这种变速器在操作时比较繁琐，驾驶工作强度大，但具有成本低、起速快、传递扭矩大等特点，从目前市场实际需求和适用角 度来看，手动变速器还不能被其它新型汽车变速器所完全替代。 （ 2）自动变速器（ AT） 自动变速器（ AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的 。 （ 3） 手动 /自动变速器（ AMT） 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 2 - 且在某些时候也需要自动的感觉。这样手 动 /自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷 911 车型上首先推出，称为 Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动挡束缚，让驾驶者也能享受手动换挡的乐趣。此型车在其挡位上设有“ +”、“ -”选择挡位。在 D 挡时，可自由变换降挡 (-)或加挡(+)，如同手动挡一样。 （ 4） 无级变速器 当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（ VanDoorne s）发明。无级变速系 统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换挡的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些人将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换挡是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的挡，一般自动变速器有 4 8 个挡。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“挡”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。 1.2 变速器的功 用和要求 变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。 对变速器的主要要求是： （ 1）应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器挡数及传动比，来满足这一要求。 （ 2）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡、乱 挡、换挡冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换挡或自动、半自动换挡来实现。 （ 3）重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 3 - 用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。 （ 4）传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接挡。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 （ 5）噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小 齿轮的噪声。 1.3 国内外研究状况 20 世纪 90年代以来，科学技术的急速发展和市场竞争的日益加剧，促使汽车工业 发生了根本性的变革，其生产组织方式从传统的大批量、少品种的刚性生产结构向着多品种、中小批量的柔性生产结构转变。以 CAD/CAE等 为代表的现代汽车设计方法正逐渐代替传统的设计方法。许多大型应用软件也应运而生，如文件处理、绘图软件、数学分析软件、数据库管理软件、加上计算机网络的建立，以及基于这些通用软件的专业应用软件的诞生，使“无纸化设计”在一些发达国家的机械制造企业中得以实现。 但是计算机辅助设计的 意义不仅仅在于摆脱笔和图纸，还应该包括设计参数的优化计算；专家设计经验和知识的自动智能推理和学习；设计图纸的自动生成或从数据库中提取；甚至开始采用虚拟设计的方法，从而帮助设计人员进行方案设计，以实现半自动甚至全自动的设计。这就要求计算机具有专业领域内的专家知识和思维能力，能根据设计者的要求给出一定的设计结果，一般人们把这种掌握大量知识，能从事各种专业领域内专家级水平工作的计算机程序称为专家系统（ Expert System）。 一个专家系统至少由知识库、推理机和学习机三部分组成。在实际应用中，专家系统一般还应 具有一个人机交互界面，用于向用户提问，接受用户回答并对其进行判别。对于较完善的专家系统而言，还有一个知识获取部分，可以及时补充最新得到的人类专家知识并将其整理为系统可识别的表达方式；还有一个解释部分，用来向用户解释系统的“思维过程”。帮助部分则是解释部分的补充，用来就已知的事实或得出的结果向用户提出详细的建议，如应采取的措施和步骤。 对专家系统的研究源于 1965 年 E.A.Feigenbaum 等人对 DENDRAL（解析化学质谱分析和预测的化学专家系统）的研究，至今专家系统的研究和应用有了长足的进展，特别是七十 年代中期形成知识工程方向之后，专家系统 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 4 - 具体应用领域几乎没有限制，如故障诊断、分析解释、咨询、设计、规划、教学、监控等。 通过国际联机检索（工程索引， NTIS 美国政府报告）和国内科技期刊情报检索发现，专家系统在工程技术领域中应用广泛，其中应用在设计方面的例子有很多。例如，日本佳能公司开发一个设计长焦距镜头的专家系统OPTEX，镜头设计组已经总结有 50 种长焦距镜头类型的设计手册以及一个复杂的进行光学物理射线跟踪的 FORTRAN 程序，他们把这些知识和设计过程的启发性知识（包括有关制造能力的经验规则，如磨出的镜头 玻璃片能达到多薄，镜片间的距离能靠多近，空气间隙有什么作用等）都放入专家系统，这样只要设计人员输入要设计镜头的技术性能要求和挑选一种镜头设计作为样板，系统就能自动地设计出所需的新镜头来。据称，该系统运行的效果可提高工效 10 倍，设计人员由原先的 40 人降为 4 人就能以同样的数量和质量完成设计任务。 目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力的高低已不再用它拥有多少高级开发能力的人才和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进的开发软件和数据库来评价。 传统的设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后验算其强度，传动质量指标等，如果不符合要求则根据经验改变某些参数，继续验算，直至符合所有的条件与要求。这种设计方法计算量较大，得到的答案仅仅是符合要求的一个解，而一般的经验公式又较保守，对于不符合要求时改变的参数有一定的局限性，导致结果过于保证安全性。产品笨重，而许多性能未必很好甚至变的较差。在当今轿车市场日益竞争激烈，国际市场已趋于饱和，而国内市场正在蓬勃发展的同时，又是各主要厂家占领市场的良好机会。那么凭什么来吸引大量客户呢？只有良好的性能价格比 ，尽量在降低成本的基础上提高性能，才是所有产品打开市场的根本所在。 当前对轿车设计中动力性与经济性要求日渐提高的情况下，对零部件的限制条件也越来越多，越来越复杂。传统的经验公式已经无法满足新型变速器设计的要求。而总结新的经验公式又需要丰富的设计经验与知识，是一个长期的过程。当今科技日新月异，轿车生产的手段方法与目标也不断在改变。大量使用的经验公式已不具备长期生存实用的必要性和可能性。 综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅 仅在 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 5 - 于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂的工作。 采用前置后驱形式的轿车一直被认为是极具驾驶乐趣的车型。目前国内采用这种驱动布置的主要有华晨宝马、丰田锐志、皇冠等少数车型。以宝马为例，除其中某几款四驱车型以外，其余车型均采用前置后驱的形式。在这种布置中，发动机的 位置通常较前置前驱车型靠后，甚至直接位于前轴之上，同时发动机采用纵置布置，这就使得变速器要采用三轴形式，变速器距离驾驶员位置较近，从而简化了操纵机构的复杂程度。而前置后驱的布置，使得宝马汽车的前后轴荷可以达到完美的 50:50。采用性能优异的手动变速器，更能增加汽车的操控性与驾驶乐趣；而增加变速器的挡数，又能够改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速，因此目前宝马汽车的手动变速器均采用六挡形式。 1.4 部分已知的主要参数 本设计 主要进行 中级轿车 三轴六挡机械式变速器的结构设计，包括齿轮传动部分、操纵机构部分等， 并进行相关的计算与校核。 设计中所采用的相关参数均来源于中级轿车车型： 主减速比： 3.64 最高时速： 215km/h 轮胎型号： 205/55R16 最大扭矩： 200/Nm/3600rpm 最大功率： 115kw/6400rpm 最高转速： 6500r/min 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 6 - 1.5 本章小结 本章主要对变速器的基本分类及其一些发展状况进行了分析，在遵循变速器设计要求并结合所设计车型的具体参数确立了基本的研究设计方向。本设计为手动换挡形式的机械式变速器，通过以上的初步研究为今后具体的结构分析和零部件设 计做好了准备工作。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 7 - 第 2 章 机械式变速器的概述及其方案的确定 2.1 变速器结构方案的确定 变速器由传动机构与操纵机构组成。 2.1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（ =0.960.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。 传动比范围是变速器低挡传动比与高挡 传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为 3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为 5.08.0；越野车与牵引车为 10.020.0。 通常，有级变速器具有 4、 5、 6 个前进挡；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多挡变速器，其前进挡位数多达 616 个甚至 20 个。 变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、 无声换挡，对于多于 6 个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为 6 挡。多于 5 个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。 某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于 1（ 0.70.8）的超速挡，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1 的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。 有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动 力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 8 - 的制造精度、刚度等。 三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。 三轴式变速器如图 2-1 所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要 参数）较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接挡外其他各挡的传动效率有所下降。 图 2-1 轿车中间轴式四挡变速器 1 第一轴； 2 第二轴； 3 中间轴 两轴式变速器如图 2-2 所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡外其他各挡的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力 -传动 系统紧凑、操纵性好且可使汽 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 9 - 车质量降低 6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他挡均采用常啮合斜齿轮传动；个挡的同步器多装在第二轴上，这是因为一挡的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高挡的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。 两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时， 齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值的上限（ ig =4.04.5）也受到较大限制 ,但这一缺点可通过减小各挡传动比同时增大主减速比来取消。 图 2-2 两轴式变速器 1 第一轴； 2 第二轴； 3 同步器 有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿 轮所代替。但是在本设计中，由于倒挡齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。 由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 10 - 图 2-3、图 2-4、图 2-5 分别示出了几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器 的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在 挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到挡传动方案上有差别。 图 2-3 中间轴式四挡变速器传动方案 如图 2-3 中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：图 1-3a、 b 所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图 1-3c 所示传动方案的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。 图 2-4a 所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图 2-4b、 c、 d 所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图2-4d所示方案中的倒挡 和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 11 - 图 2-4 中间轴式五挡变速器传动方案 图 2-5a 所示方案中的一挡、倒挡和图 b 所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。 图 2-5 中间轴式六挡变速器传动方案 以上各种方案中，凡采用 常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。 发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图 2-3a、 b 所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 12 - 挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 变速器用图 2-4c 所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开 的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图 2-4c 所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。 2.1.2 倒挡传动方案 图 2-6 为常见的倒挡布置方案。图 2-6b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 2-6c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2-6d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2-6c 所示 方案。图 2-6e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2-6f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2-6g 所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 本设计采用图 2-6f 所示的传动方案。 图 2-6 变速器倒挡传动方案 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 13 - 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。 2.2 变速器主要零件结构方案的分析 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。 2.2.1 齿轮型式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点； 缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。但是，在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方案，即除一挡外，均采用斜齿轮传动 。 2.2.2 换挡机构型式 换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，采用直齿滑动齿轮换挡时，换 挡行程长也是它的缺点。因此，除一挡、倒挡外很少采用。 采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前， 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 14 - 同步器广泛应用于各式变速器中。 当变速器第二轴上的 齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大，因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。 采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于 实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。 自动脱挡是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种： （ 1） 将啮合套做得长一些（如图 2-7a） 或者两接合齿的啮合位置错开（图2-7b），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约 13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱挡。 （ 2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（ 0.30.6mm）， 这样，换挡后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡。 （ 3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜 2030），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力（图 2-8）。这种结构方案比较有效，采用较多 图 2-7 防止自动脱挡的结构措施 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 15 - 加工成斜面 图 2-8 防止自动脱挡的结构措施 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图 2-9 所示： 图 2-9 锁环式同步器 l、 4-同步环 ；2-同步器齿鼓 ；3-接合套 ；5-弹簧 ；6 滑块 ； 7-止动球 ；8-卡环 ；9 输出轴 ；10、 11-齿轮 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 16 - 2.3 本章小结 本章根据机械式变速器的设计要求并联系实际设计车型确定了变速器的结构方案与倒挡布置方案，并确定了所采用的齿轮形式，同步器为锁环式同步器为下一步各部件具体结构参数的设计打下基础。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 17 - m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I TrT i i m g f m gr m axm ax 0rgem g ri Ti m a x 2e g I TrTi Gr 2m ax 0rgIeTGri Ti 第 3 章 变速器主要参数的选择与主 要零件的设计 3.1 变速器主要参数的选择 3.1.1 挡数和传动比 近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 45 个挡位的变速器。本设计也采用 5 个挡位。 选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 则由最大爬坡度要求的变速器挡传动比为 （ 3-1） 式中， m-汽车总质量 (kg)； g-重力加速度 (m/s2 )； max-道路最大阻力系数； rr-驱动轮的滚动半径 (m)； Temax-发动机最大转矩 (N.m)； i0-主减速比； -汽车传动系的传动 效率。 根据驱动车轮与路面的附着条件： 求得的变速器 I 挡传动比为： （ 3-2） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 18 - max1mingngiqi式中， G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； -路面的附着系数，计算时取 =0.50.6。 由已知条件：满载质量 1800kg； rr=307mm； Te max=200Nm； i0=3.64； =0.95。 根 据公式（ 3-2）可得： igI =3.91。 本设计取六挡传动比为 1， 中间挡的传动比理论上按公比为： （ 3-3） 的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出： q=1.314。故有： ig2=2.979 ig3=2.267 ig4=1.725 ig5=1.313 ig6=1 3.1.2 中心距 中心距对变速器的尺寸 及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局 A（ mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 19 - A = 31max 0AK T i (3-4) 式中， K A-中心距系数。对轿车， K A =8.99.3；对货车， K A =8.69.6；对多挡变速器 :K A =9.511； TI max -变速器处于一挡时的输出扭矩： TI max=Te max igI =743.85N m 故可得出初始中心距 A=81.55mm。 3.1.3 轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。 轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸 3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关： 五挡 (2.73.0)A 六挡 (3.23.5)A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA 应取给出系数的上限。为检测方便， A 取整。 本次设计采用 6+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3.5 81.55mm=285.43mm， 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 3.1.4 齿轮参数 （ 1）齿轮模数 建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 JB111-60 规定的标准值。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3m a x0 . 4 7nem T m m (3-5) 其中maxeT=170Nm，可得出 mn=2.749，取 2.75。 一挡直齿轮的模数 m 31 m a x0 .3mTmm (3-6) 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 20 - 通过计算 m=2.99，取 3。 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取 23.5。本设计取2.5。 （ 2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 2-1 选取。 表 3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 14.5， 15， 16 16.5 25 45 一般货车 GB1356-78 规定的标准齿形 20 20 30 重型车 同上 低挡、倒挡齿轮 22.5， 25 小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角 取 20 ,啮合套或同步器取 30；斜齿轮 螺旋角 取 30。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 齿轮宽度 b 的大小直接影响着齿轮的承载能力， b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(4.58.0)m， mm 斜齿 b=(6.08.5)m， mm 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 21 - 101212 ZZiZZ gI 8.112 ZZ3.2 各挡传动比及其齿轮齿数的确定 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。 3.2.1 确定各挡齿轮的齿数 一挡传动比 1 1 112 1 2gzzizz （ 3-7） 为了确定 Z11 和 Z12 的齿数，先求其齿数和 Z : 2hAz m （ 3-8） 其中 A=81.55， m=3，故有 Z =54.367，取 54 当轿车三轴式的变速器 9.35.3gIi时，则 范围内选择可在 171512Z ，此处取 12Z =17，则可得出 11Z =37。 上面根据初选的 A 及 m 计算出的 Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 3-8）看出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 54，则根据式 （ 3-8）反推出 A=81mm。 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 3-7）求出常啮合齿轮的传动比 （ 3-9） 由已经得出的数据可确定 而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 22 - cos2 )( 21 ZZmA n nmAZZ co s221 10912 ZZZZi g 655.1109 ZZnmAZ cos21214151513 ZZZZZZi gr 979.2gi （ 3-10） 由 此可得： (3-11)而根据已求得的数据可计算出： 5221 ZZ 。 与联立可得： 1Z =19、 2Z =33。 则根据式（ 3-7）可计算出一挡实际传动比为：1 3.78gi 。 确定其他挡位的齿数 二挡传 动比 （ 3-12） 而 ，故有 对于斜齿轮， （ 3-13） 故有： 52109 ZZ 联立得： 2131109 ZZ 、。 按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮 232987 ZZ 、；四挡齿轮 2725 65 ZZ 、 ， 2923 43 ZZ 、 。 确定倒挡齿轮的齿数 一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在本设计中倒挡传动比gri取 3.6。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮 10 略小，取 1414 Z 。 而通常情况下，倒挡轴齿轮15Z取 2123，此处取15Z=23。 由 （ 3-14） 可计算出 2913 Z。 故可得出中间轴与倒挡轴的中心距 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 23 - )(21 1514 ZZmA n co s2 )( 1513 zzmA n (3-15) =58mm 而倒挡轴与第二轴的中心 : (3-16) =81.00mm。 3.2.2 齿轮变位系数的选择 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要 有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数 和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高挡齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出 现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 24 - 10tfW F K Kb ty 根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一挡主动齿轮 12 的齿数 Z12=17，因此一挡齿轮不需要变位。 3.3 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 3.3.1 齿轮的损坏原因及形式 齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。 轮齿折断分两种：轮齿受足够大 的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 3.3.2 齿轮的强度计算与校核 与其他机械设备 使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为 40Cr。 （ 1）齿轮弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力W （ 3-17） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 25 - 10 2/tgF T dK1 1 2m a x1 2 1geZZTT ZZ 122 gTFd1w FKbtyK 1 0 982 gttTFFd10 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a gT式中，W-弯曲应力（ MPa）； 10tF-一挡齿轮 10 的圆周力（ N）， ；其中 为计算载荷（ N mm）， d为节圆直径。 -应力集中系数，可近似取 1.65； fK-摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，从动齿轮取 0.9； b-齿宽（ mm），取 20 t-端面齿距（ mm）； y-齿形系数 当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为： （ 3-18） =200 1000 2.18 1.78 =659668Nm 故由 可以得出12tF；再将所得出的数据代入式（ 3-17）可得 12 6 5 1 .3w M P a 11 5 3 3 . 0 1w M P a 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩maxeT时，一挡直齿轮的弯曲应力在 400850MPa 之间。 斜齿轮弯曲应力 （ 3-19） 式中 K为重合度影响系数，取 2.0；其他参数均与式（ 3-17）注释相同， 1.50K ， 选择齿形系数 y时，按当量模数 3/ co snzz 在图（ 3-17）中查得。 二挡齿轮圆周力： （ 3-20） 根据斜齿轮参数计算公式可得出：10 9ttFF=6798.8N 齿轮 10的当量齿数 3/ co snzz =47.7，可查表（ 3-17）得：10 0.153y 。 故 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 26 - 782 7 6 .22 6 6 .4wwM P aM P a562 1 1 .51 9 7 .4wwM P aM P a342 1 8 .82 1 6 .9 8wwM P aM P a110 . 4 1 8jzbFEb j1 2/gF T d 同理可得： 9 2 3 1 . 9 9w M P a 。 依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下： 三挡： 四挡： 五挡： 六挡： M P aM P aM P awww93.46 911.49 403.44 5151413 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时 ，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180550MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。 （ 2）齿轮接触应力 （ 3-21） 式中， -齿轮的接触应力（ MPa）； F-齿面上的法向力（ N），1 /(cos cos )FF ； 1F -圆周力在（ N）， ； -节点处的压力角（）； -齿轮螺旋角（）； E-齿轮材料的弹性模量（ MPa），查资料可取 31 9 0 1 0E M P a ； b-齿轮接触的实际宽度， 20mm； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 27 - sinsinzzbbrr 22s i n / c o ss i n c o szzbbrr zb、-主、从动齿轮节点处的曲率半径（ mm）； 直齿轮： （ 3-22） （ 3-23） 斜齿轮： （ 3-24） （ 3-25） 其中，zbrr、分别为主从动齿轮节圆半径（ mm）。 将作用在变速器第一轴上的载荷maxeT作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见下表： 齿轮 j/MPa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 19002000 9501000 常啮合齿轮和高挡 13001400 650700 表 3-2 变速器齿轮的许用接触应力 整理可得： 直齿： )s i n1s i n1(c o sc o s2418.0 bzcgj rrmdkT 斜齿： )s i nc o ss i nc o s(c o sc o s2418.0 22 bzncgj rrmdkT 通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 28 - 1112910781 9 9 8 . 6 11 3 2 5 . 1 71 2 3 3 . 11 2 0 8 . 51 0 1 5 . 7 81 9 0 4 . 3 2jjjjjjM P aM P aM P aM P aM P aM P a一挡： 二挡： 三挡： 四挡： M P aj 72.13085 M P aj 68.12796 五挡： M P aj 63.13573 M P aj 57.13674 倒挡： M P aj 37.190413 M P aj 17.176514 M P aj 63.150215 对照上表可知，所设计变速器 齿轮的接触应力基本符合要求。 3.4 变速器轴的强度计算与校核 3.4.1 变速器轴的结构和尺寸 （ 1）轴的结构 第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的 内花键统一考虑。第一轴如图 3-1 所示： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 29 - 图 3-1 变速器第一轴 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方 案。由于一挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。 （ 2）轴的尺寸 变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换挡部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定： 第一轴和中间轴： ( 0 . 4 0 . 5 ) ,d A m m （ 3-26） 第一轴花键部分直径 d(mm)初选 d=K 3 maxeT （ 3-27） 式中： K 经验系数 ， K 4.0 4.6，取 K 4.3； maxeT 发动机最大转矩（ Nm） ； d=23.34mm ，取 d 32mm。 为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径 d与轴的长度 L的关系可按下式选取： 第一轴和中间轴： d/L=0.16 0.18； 第二轴： d/L=0.18 0.21。 以下是轴的计算尺寸 ： 第二轴： 311min nPCd （ C 是由轴的材料和承载情况确定的常数 ） （ 3-28） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 30 - 395500000 . 2TTTPT nWd T=9.5511610 nP T=Temaxig 因发动机最大扭矩不大，故 C取较小值，由机械设计取 C 100 整理可得： 36m a xm in 1055.9 ge iTCd (mm) 代入数据可得各挡位齿轮处的轴径为： 32.241 zd (mm) 53.273 zd (mm) 67.345 zd (mm) 27.377 zd (mm) 67.379 zd (mm) 83.3811 zd (mm) 56.4013 zd (mm) 此处还应根据阶梯轴的结构特点与标准件要求进行轴径调整。 3.4.2 轴的校核 由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在 设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一挡处即可；因为车辆在行进的过程中，一挡所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。 （ 1）第一轴的强度与刚度校核 因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 （ 3-29） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 31 - 311595500006500 5 0 . 50 . 2 2 5T M P a45 . 7 3 1 0PTGI 4442 0 0 1 0 0 05 . 7 3 1 0 0 . 93 . 1 4 2 58 . 1 1 032 式中 ：T-扭转切应力， MPa； T-轴所受的扭矩， N mm； TW-轴的抗扭截面系数， 3mm ； P-轴传递的功率， kw； d-计算截面处轴的直径， mm； T-许用扭转切应力， MPa。 其中 P =115kw， n =6400r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知 T=55MPa，故T T，符合强度要求。 轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示。其计算公式为： （ 3-30） 式中， T -轴所受的扭矩， N mm； G -轴的材料的剪切弹性模量， MPa,对于钢材， G =8.1 410 MPa； PI-轴截面的极惯性矩， 4mm ， 32/4dIp ； 将已知数据代入上式可得： 。 对于一般传动轴可取 0 .5 1 ( ) / m ；故也符 合刚度要求。 （ 2） 第二轴的校核计算 轴的强度校核 计算用的齿轮啮合的圆周力tF、径向力rF及轴向力aF可按下式求出： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 32 - m a xm a xm a x22 t a nc o s2 t a netereaTiFdTiFdTiFd1 2 4 6 6 .74 1 2 7 .87 1 9 7 .6traFNFN16021 6 0 7 5atAdFFF （ 3-31） （ 3-32） （ 3-33） 式中 i -至计算齿轮的传动比，此处为三挡传动比 2.267； d -计算齿轮的节圆直径， mm，为 90mm； -节点处的压力角，为 16； -螺旋角，为 30； maxeT-发动机最大转矩，为 200000N mm。 代入上式可得： ， ， 。 危险截面的受力图为： 图 3-2 危险截面受力分析 水平面：AF（ 160+75） =rF75 AF=1317.4N； 水平面内所受力矩： 31 6 0 1 0 2 1 0 . 7 8cAM F N m 垂直面： =6879.9N （ 3-34） 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 . 7 8sAM F N m 。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 33 - 2 2 22 2 25( 2 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) (1 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 . 5 1 0 0 0 )6 . 9 1 0c s jM M M TN m m 332 Md2223sF a bfEIL2213c F a bf EIL0.130.15csff该轴所受扭矩为： 1 7 0 3 . 8 5 6 5 4 . 5jTN 。 故危险截面所受的合成弯矩为： （ 3-35） 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 （ MPa） : （ 3-36） 将 M 代入上式可得： 1 3 6 .1 6 M P a ，在低挡工作时 =400MPa，因此有： ； 符合要求。 轴的刚度校核 第二轴在垂直面内的挠度cf和在水平面内的挠度sf可分别按下式计算： （ 3-37） （ 3-38） 式中 , 1F-齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N） ,这里等于tF； 2F-齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N），这里等于rF； E-弹性模量（ MPa）， 52 . 1 1 0E （ MPa）， E = 52.1 10 MPa； I-惯性矩（ 4mm ）， 4 / 6 4Id ， d为轴的直径（ mm ）； a、 b-为齿轮坐上的作用力距支座 A、 B的距离（ mm ）； L-支座之间的距离（ mm ）。 将数值代入式（ 3-37）和（ 3-38）得： 故轴的全挠度为 22 0 . 1 9 8 0 . 2csf f f m m m m ，符合刚度要求。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 34 - 3.5 轴承的选择与校核 3.5.1 几种轴承的特点与选择 （ 1）几种轴承： 圆锥滚子轴承： 可以同时承受径向载荷及单向的轴向载荷（ 30000 型以径向为主， 30000B型以轴向载荷为主）。 内 外圈可以分离，安装时可以调整轴承的游隙。一般成对使用，对称安装。 深沟球轴承： 主要承受径向载荷，也同时承受少量双向轴向载荷。在高速时，可以用来承受纯轴向载荷。工作中允许内外圈轴线偏斜 量 168 。摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛。但承受冲击载荷能力较差，适用于高速场合。 圆柱滚子轴承： 能够承受较大的径向载荷而不能承受轴向载荷。因是线接触，内、外圈只允许有极小的相对偏转。轴承内、外圈可分离。 滚针轴承 径向尺寸紧凑切承载能力很大，价格低廉。但不能承受轴向载荷，摩擦系数较大，不允许有偏斜。常用于径向尺寸受限制而径向载荷又较大的装置中。 （ 2） 轴承类型的选择 选用轴承选择时，首先是轴承的类型，我国常用的标准轴承共分九种类型，下 面是正确选择轴承类型时应考虑的几大因数： 轴承的载荷 轴承所受载荷的大小，方向和性质是选择轴承的主要依据。根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件是线接触，适宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中主要为点接触，适宜用于承受较轻的或中等的载荷。故在载荷较小时，应优先选用球轴承。 根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。在轴承在承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 35 - 或接触 角不大的 角接触球轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，可选用接触角较大角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。 轴承的转速 在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。 从工作转速对轴承的要求看，可以确定以下几点： 球轴承与滚子轴承比较，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承。 在内径相同的条件下，外径越小，则滚动体就越轻小，运转时滚动体在外圈滚道上的离心惯性力也就越小，因而也就更加适合于在更高的转速下 工作，故在高速时，宜选用超轻、特轻及轻系列的轴承。重及特重系列的轴承，只用于低速重载的场合。如用一个轻系列轴承而承载能力达不到要求时，可考虑采用宽系列的轴承，或者把两个轻系列的轴承并装在一起使用。 保持架的材料与结构对轴承的转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许更高一些的转速。 推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，若轴向载荷不十分大时，可以采用角接触球轴承承受纯轴向力。 若工作转速略超过样本中规定的极限转速，可以用提高轴承的公差等级，或者适当的加大轴承的径向游隙，选用循球润滑或油雾润滑，加强对循环油 的冷却等措施来改善轴承的高速性能。若工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速转动轴承。 便于拆装也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。 此外，轴承类型的选择还应考虑轴承装置整体设计的要求。如轴承的配置使用要求、游动要求等。 综合考虑以上因素，本次设计第一轴后轴承为外座圈上带有止动槽的深沟球轴承。此轴承承受径向载荷和第一轴上的轴向载荷。第二轴前、后端采用带止 动槽的圆锥滚子轴承。变速器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承，在第二轴穿过壳体处采用圆柱滚子轴承以承受径向力，第二轴后部采用深沟球轴承支撑在轴承盖 内。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 36 - 3.5.2 轴承的校核 初选轴承，代号 7206AC （ 46206） =25 o A/Re 时， x=1 y=0 A/R e 时， x=0.41 y=0.87 e=0.68 其中： R 径向载荷 ， x 径向载荷系数 ， A 轴向载荷， （ 1）计算轴承在各挡位时的支反力 二轴受力分析 图 3-3 二轴受力分析图 图中： C二轴前轴承对二轴作用力的作用点； D二轴后轴承对二轴作用力的作用点； C1x、 C 2x二 轴前轴承对二轴的水平、垂直作用力； D1x、 D2x、 D3x二轴后轴承对二轴的水平、垂直、轴向作用力； Fax、 Frx、 Ftx x 挡二轴齿轮所受轴向力、径向力、切向力； Rx x 挡齿轮节圆半径； 各支承力的计算公式： txx FLmxC 1 axxrxx FLRFLmxC 2 txx FLnxD 1 axxrxx FLRFLnxD 2 轴向载荷：axx FD 3 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 37 - 中间轴受力分析 图 3-4 中间轴受力分析图 图中： E中间轴前轴承对轴作用力的作用点； F中间轴后轴承对轴作用力的作用点； E1x、 E2x中间轴前轴承对轴的水平、垂直作用力； F1x、 F2x中间轴后轴承对轴的水平、垂直作用力 Fax、 Frx、 Ftx x 挡齿轮所受轴向力、径向力、切向力 Facx、 Frcx、 Ftcx 中间轴常啮合齿轮所受轴向力、径向力、切向力 。 Rx x 挡中间轴齿轮节圆半径； Rc 中间轴常啮合齿轮节圆半径； 注：设计时使 Facx与 Fax大致相等，故 E、 F 处轴向力可不计。 各支承力的计算公式： (L =a+b=cx+ex) L exFbFE txtc xx 1 L RFRFexFbFE ca c xxaxrxr c xx 2 L aFcxFF tc xtxx 1 L RFRFcxFaFF xaxca c xrxr c xx 2 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 38 - 轴向载荷： F3x 0 一轴受力分析 图 3-5 一轴受力分析图 图中： A 一轴前轴承对轴作用力的作用点； B 一轴后轴承对轴作用力的作用点； C 二轴前轴承对轴作用力的作用点； Facx、 Frcx、 Ftcx 一轴常啮合齿轮所受轴向力、径向力、切向力； A1x、 A2x 一轴前轴承对一轴的水平、垂直作用力； B1x、 B2x、 B3x 一轴后轴承对一轴的水平、垂直、轴向作用力； C1x、 C2x 二轴前轴承对一轴的水平、垂直作用力； Rc 一轴常啮合齿轮齿轮节圆半径。 各支承力的计算公式： ghFkCA tc xxx 11 gRFkChFA cac xxr e xx 22 ghgFkgCB te xxx)()(11 gRFkgChgFB cac xxr c xx )()( 22 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 39 - 轴向载荷： B3x = Facx 计算挂入 X 挡（非直接挡）时各轴所受扭矩 发动机输入的扭矩为 Tx=Te fMx，一轴所受扭矩为 Tx，二轴所受扭矩为T2x=Tx ix (ix为该挡位传动比 )。 计算各齿轮所受切向力、轴向力、径向力 常啮合 齿轮：切向力cxacx RTF ； 轴向力tantcxzcxFF ； 径向力tantan cntc xrc xFF ； （ c为齿轮螺旋角 ， cn为齿轮法面啮合角）。 x 挡齿轮：切向力xxtx TTF ； 轴向力xtxax FF tan 径向力 xnxtxrx FF tantan （ x为 x 挡齿轮螺旋角 ； nx为 x 挡齿轮法面啮合角）。 直接挡时各齿轮所受轴向力、径向力、切向力均为 零。 计算各轴承的载荷 代入上式，可求得各轴承在 3 挡时的载荷。 （ 2）计算各轴承的总当量动载荷 计算各轴承在各挡位时的径向载荷 Pr及轴向载荷 Pa 例如：一轴后轴承 B 在 x 挡时的径向载荷 ： 2221 xxrBx BBP 轴向载荷：xaBx BP 3 计算轴承在各挡位时的当量动载荷： 根据所选轴承型号，查表得到径向系数 X、轴向系数 Y。 计 算 公 式 ：axrxx YPXPP 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 40 - 计算轴承的总当量动载荷： 直接挡时各轴承的动 载荷均为零，因此只计算 3 挡的当量动载荷，并以 3 挡所需转数作为预期寿命进行校核。 计算二轴后轴承的总当量动载荷： 二轴后轴承在 3 挡的当量动载荷分别为 PD1、 PD2、 PD3，各挡转数的分配比例为 fu1、 fu2、 fu3、 fu4。根据损伤积累假说，轴承的总当量动载荷为： 4321332211uuuuuDuDuDmD ffff fPfPfPP 轴承寿命指数 球轴承 3 计算一轴的后轴承的总当量动载荷 一轴的后轴承 B的总当量动载荷为：44332211333222111 ifififif ifPifPifPPuuuuuBuBuBmB （ 3）校核轴承寿命 第一轴前轴承在传递扭矩时，内外圈无相对运动，所承受的是静载荷，该轴承的选择与传动中其它部件的设计有关，本文不对其进行校核。其余轴承的校核步骤如下： 计算各轴承 13 挡时寿命 计算公式： L=(C/Pm) 其中 C 轴承的额定动载荷。 计算各轴承在 13挡时所需寿命 汽车轴承一般以汽车大修里程 Ls (km)作为其预期寿命。在此里程中第二轴总转数： ND 总 = LS io/(2 Rr) (Ls=2.5 105km) i0为主减速 , Rr为车轮滚动半径。 第二轴后轴承在 13挡所需寿命为： )1(4uDD fNN 总 第一轴后轴承在 13挡所需寿命为： 332211 ifififNN uuuDB 总 扭矩系数： fM1 fM2 fM3 fM4 50 60 70 80 路程系数： 1uf fu2 fu3 fu4 1 3 13 80 根据上述公式计算结果如下： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 41 - 轴承在各挡位时的当量动载荷xP： 二 轴后轴承 xP： 3788 2766 2249 0 中间轴前轴承 xP： 844 885 1261 0 中