车辆工程毕业设计（论文）-H3-A1型节油竞赛车动力总成轻量化改制与设计【全套图纸】.doc

摘要汽车的轻量化，就是在保证汽车的强度和安全性能的前提下，尽可能地降低汽车的整备质量，从而提高汽车的动力性，减少燃料消耗，降低排气污染。实验证明，若汽车整车重量降低10%，燃油效率可提高6%8%；汽车整备质量每减少100公斤，百公里油耗可降低0.30.6升；汽车重量降低1%，油耗可降低0.7%。当前，由于环保和节能的需要，汽车的轻量化已经成为世界汽车发展的潮流。汽车的动力总成在汽车庞大的系统中扮演着至关重要的角色。现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的动力性和燃油经济性能在相当大的范围内变化。动力总成主要包括发动机、变速器、离合器以及主减速器。本文以本田WH125-6型发动机的一些参数为依据，进行变速器的轻量化改制设计。设计的主要内容包括变速器传动机构布置方案的确定，变速器主要参数如挡数、传动比范围、中心距、各挡传动比、外形尺寸、齿轮参数、各挡齿轮齿数的选择，齿轮、轴、轴承的设计校核操纵机构及箱体的设计。在设计的过程中，本文根据摩托车变速器的设计要求和车辆动力传动系统自身的特点，参考多篇文献资料，以及国内外设计图册，从经济性和实用性方面着手进行分析,将动力总成轻量化。关键词：摩托车；变速器；箱体；齿轮；轴；设计ABSTRACTThe lightweight car, the car is to ensure strength and security of the premise, as far as possible to reduce the cars curb weight, therby enhancing the cars power, reducing fuel consumption and reduce exhaust pollution. Experiments show that if 10% of automobile weight reduction, fuel effictiency can be increased of by 6% -8%; vehicle curb weight is reduced by 100 kg hunded kilometer can be reduced 0.3-0.6 liters; 1% of vehicle weight reduction, fuel consumption can be reduced 0.7 %. At present, due to the environmental protection and energy saving, lightweight car has become the world trend of automobile development. Vehicle powertrain system in the car huge play a vital role. Widly used in modern car engine as a power source, the less torqu and speed range, and complex condition requirethe use of the cars dynamic performance and fuel economy to a large range. Powertrain including the engine, transmission, clutch and final drive. In this paper, Honda WH125-6 engine of some parameters as the basis for restructing the transmission of lightweight design. Design of the main transmission gear box layout the program include the determination of key parameters such as the transmission block number, the transission ratio range, the center distance, the gear transmission ratio, size, gear parameters, choice of the block of gear teeth, gear, shaft, bearings The design check box control mechanism and design. In the design process, this motorcycle transmission according to the design requirements and characteristics of the vehicle powertrain itself, many articles refers literature, as well as domestic and international design books, from an economic and practical aspects for analysis, the total power into a lightweight. Key words: Motorcycle；Transmission；Shell；Gear；Shaft; DesignII 第1章 绪 论1.1课题研究现状汽车工业已经成为我国国民经济的支柱产业之一，根据最新的统计资料显示，我国已经成为世界第四大汽车生产国。伴随着我国现代化进程，汽车工业的发展将会有着更为强劲的势头。然而汽车在给人们迅捷与方便的同时，也带来了很多负面的影响，其中最令人关注的就是由汽车引来的全球能源短缺和尾气排放对人类生存环境的污染问题。全套图纸，加153893706当代世界汽车技术正朝着节能和环保的方向发展。节能和环保因其关系着人类的可持续发展，成为需要着重解决的两个关键问题。汽车的燃油消耗与汽车自身总质量成正比，要想减少燃油消耗，非常重要的途径之一就是在保证足够安全的前提下尽量减轻汽车自身质量。有关研究数据表明，若汽车整车质量降低10，燃油效率可提高68；若滚动阻力减少10，燃油效率可提高3；若车桥、变速器等机构的传动效率提高l0，燃油效率可提高7。由此可见，伴随轻量化而来的突出优点就是油耗显著降低。汽车车身约占汽车总质量的30，空载情况下，约70的油耗用在车身质量上，因此车身的轻量化对减轻汽车自重，提高整车燃料经济性至关重要。同时，轻量化还将在一定程度上带来车辆操控稳定性和一定意义上碰撞安全性的提升。车辆行驶时颠簸会因底盘重量减轻而减轻，整个车身会更加稳定；轻量化材料对冲撞能量的吸收，又可以有效提高碰撞安全性。因此汽车轻量化已成为汽车产业发展中的一项关键性研究课题。汽车轻量化的技术内涵是：采用现代设计方法和有效手段对汽车产品进行优化设计，或使用新材料在确保汽车综合性能指标的前提下，尽可能降低汽车产品自身重量，以达到减重、降耗、环保、安全的综合指标。汽车轻量化技术不断发展，主要表现在：1.轻质材料的比重不断攀升，铝合金、镁合金、钛合金、高强度钢、塑料、粉末冶金、生态复合材料及陶瓷等的应用越来越多；2.结构优化和零部件的模块化设计水平不断提高，如采用前轮驱动、高刚性结构和超轻悬架结构等来达到轻量化的目的，计算机辅助集成技术（CAX）（包括CAD/CAE/CAO）和结构分析等技术也有所发展：3.汽车轻量化促使汽车制造业在成形方法和联接技术上不断创新。 1.2 轻量化的意义：汽车的轻量化，就是在保证汽车的强度和安全性能的前提下，尽可能地降低汽车的整备质量，从而提高汽车的动力性，减少燃料消耗，降低排气污染。实验证明，汽车质量降低一半，燃料消耗也会降低将近一半。当前，由于环保和节能的需要，汽车的轻量化已经成为世界汽车发展的潮流。车用材料主要通过汽车的轻量化来对燃料经济性改善作出贡献。理论分析和试验结果都表明，轻量化是改善汽车燃料经济性的有效途径。为了适应汽车轻量化的要求，一些新材料应运而生并扩大了应用范围。当前，由于环保和节能的需要，汽车的轻量化已经成为世界汽车发展的潮流。在一辆车中发动机所占的比重相当大，如何在降低重量的同时提升效能也是工程师们面临的难题。之前奥迪公司曾成功地将一台升功率达到67kW/L的5气门1.8L涡轮增压汽油机，由铸铁汽缸体改成了镁铝混合材料汽缸体，结果发动机整机质量从145kg降为了122kg，燃油效率得以大幅提升。而马自达6睿翼所采用的2.0L自然进气发动机最大功率达到了108kW，但重量却是同级车中最轻的，是目前公认的轻量化、高效能发动机之一。众所周知，汽车减肥后，加速性能就会相应提高，车辆的噪音、振动方面也会有不同程度的改善。最为重要的是，车辆每减重100kg，CO2排放量可减少约5g/km，因此，汽车轻量化对于节约能源、减少废气排放也有十分重要的意义。汽车轻量化的主要途径是：1.缩小汽车的尺寸。在内部空间尺寸基本不变的前提下缩小外形尺寸，可减少材料消耗，减小质量，同时还可减少占路面积和停车面积；2.采用轻质材料。如铝、镁、陶瓷、塑料、玻璃纤维或碳纤维复合材料等；3.采用计算机进行结构设计。如采用有限元分析、局部加强设计等；4.采用承载式车身，减薄车身板料厚度等。其中，当前的主要汽车轻量化措施主要是采用轻质材料。 在近期结束的第四届中国本田节能竞技大赛上，我学院睿龙科技协会“龙图腾”节油车队代表我校首次参加了比赛。该节油汽车的车身由玻璃钢制成，虽然这种材质并非最轻，但综合各方面因素，还是较为合适的选择。由于耗油低，该节油汽车的油箱“浓缩”成了一个矿泉水瓶，加油时需要用带有刻度的针管注入。它的轮胎较普通汽车细很多，更像是自行车的轮胎。轮胎的磨损程度可以检验车量设计是否合理，磨损得越轻意味着汽车设计越合理。这辆节油汽车，长3米、宽0.9米、高0.9米，车轮比普通汽车少1个。车身与地面贴得很近，驾驶员需要躺着驾驶。这辆车“喝”1升汽油能跑321公里。克服了发动机改制优化、车辆架轻量化、传动系优化、优化前轮定位、降低车辆风阻等多项技术难题。为达到节油的目的，对节油汽车的材料、设备，甚至驾驶员的体重均“斤斤计较”，算上驾驶员的体重，整车重量还不到100公斤。用1升汽油能跑321公里。真正的体现了汽车轻量化带来的节油效果。 节能竞技大赛，是使用本田低油耗摩托车的四冲程发动机，选手们根据自己想法的动手设计、制作赛车，分别造出表达环保主题的车身，限用1升汽油行驶最远的距离，并最大限度地降低废气排放，是挑战节能极限的一项竞技赛事。节能大赛是一项以注重能源，创造节约型社会为主体的活动，希望所有参赛者能够共享这种对地球环境保护的挑战精神。现在的中国正面临着经济的快速发展，在工业化进程不断推进的同时，能源问题、环境问题变成我们迫切需要解决的课题。通过节能竞技大赛，选手们最大程度地有效利用能源，开拓思路，为创造全新的节能低碳生活，争相展示他们的智慧与信念。体验比赛过程，培养人们丰富的创意和动手能力，体验学习和创造带来的乐趣。如何保护我们赖以生存的地球，是目前急需解决的问题，需要社会每一成员贡献力量，而这恰好契合了节能竞技大赛创始人本田宗一郎先生的初衷，让每一个普通人都能参与到环保事业中。在超越职业、地域、年龄各种限制，每年都有来自学校、企业以及来自社会上共约500多支代表队参赛。在提高节能环保意识的同时，更能培养动手能力与团队协作精神。1.3选题目的1.汽车总体结构进行分析和优化，实现对汽车零部件的精简、整体化和轻质化。针对不同轻质材料的不同性能，进行多材料混合结构设计，即同一部件的组成零件可由不同材料制造，以实现所用的材料与零件功能达成最佳组合。最终通过合理的结构设计、使用新型材料等方法，以达到减轻重量、降低油耗、环保、安全的综合指标。2.通过课程设计，巩固以前所学的知识，加深对汽车结构、原理、组成部分的理解，进一步掌握Pro/e、CAD等软件的应用为以后的工作打下坚实的基础，做到学以致用。技术路线（研究方法）1.4研究内容设计的基本内容、拟解决的主要问题1、本设计的主要内容:（1）本田W125-6摩托车发动机、变速器结构的总体布置及工作原理。（2）变速器的结构方案设置、各档齿轮的设计及其校核，确定各档传动比（3）改制发动机、变速器各机构，使其达到轻量化。（4）有限元分析，整体优化设计。（5）利用CAD、Pro/E等软件绘制工程图、建立实体。2、拟解决的主要问题：（1）掌握汽车发动机、变速器的结构。（2）掌握汽车变速器各零件的设计方法。（3）变速器各档齿轮的校核，有限元分析。收集相关资料，查找信息撰写开题报告有限元分析优化后齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配，传动比确定整体优化变速器整体结构分析变速器传动机构的优化改制轴的设计及校核进行发动机轻量化改制轮齿设计及强度计算，校核总体轻量化改制，有限元分析CAD绘制装配图、零件图完成设计说明书优化后实体建模质量评估，总成质量减少10% 第2章 变速器的设计与计算2.1变速器主要参数的选择本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数如表2.1所示：表2.1 发动机主要技术参数发动机最大功率6.62kw车轮半径0.25m发动机最大转矩9.68Nm最大功率时转速6600 r/min最大转矩时转速5500r/min最高车速55km/h总质量50kg2.1.1档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用45个档或多档。载质量在2.03.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六档变速器。而本次的毕业设计有别于汽车，因为节油竞赛车以节油著称，所有轻量化改制设计的意义在于把多余的档位去掉。因为经济转速为4500-5500r/min，且通过实验得出1.2档的节油性最好，但是选择两个档并不是最佳的节油方案，原因有三点：（1） 车身空间小（2） 由于车身空间小使得选择驾驶员时比较困难，选择的驾驶员不一定很熟练掌握换挡机构。（3） 因为滑行速度差小，所以选择2个档因此，综上所述，加之与老师的沟通，确定本次设计的本田WH125-B型发动机的变速器为2档变速器。2.1.2传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。根据本田维修手册上的说明：初选转速为3500-5600r/min，按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：5600/3500=1.6 （伪公比）2.1.3变速器各档传动比的确定1、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： （1.1）式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器初级传动比； 变速器传动比 链传动传动比已知：因为节油车的为了最求更高的节油性，取得较小的滑行速度差所以选择车速=25 km/h；传动比=3.5；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格得到=316(mm)；发动机转速=4700（r/min）；由公式（1.1）得到主减速器传动比计算公式：因为=5.38，所以传动比分配：=1.9，=2.8，其符合传动比的范围。2.1.4中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算： （1.5）式中：A 变速器中心距（mm）； 中心距系数，乘用车=8.99.3；取9.3发动机最大输出转距为9.68（Nm）； 变速器一档传动比为2.5； 变速器传动效率，取96%。9.3=47mm初取A=47mm。2.1.5变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：mm初选长度为160mm。因为本次设计为轻量化改制，所以实际尺寸与理论尺寸有误差。2.1.6齿轮参数的选择1、模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。作为本次设计的为摩托车变速器，所以只能通过汽车的计算得出。表2.2 汽车变速器齿轮的模数车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量1.0V1.61.6V2.56.014模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表2.3汽车变速器常用的齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表2.2和2.3选取各档模数为，各档均采用直齿轮。2、压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于汽车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25等大些的压力角15。 国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。3、齿宽齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直尺齿，取为4.58.5，取104、齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减少，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中作用到齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大于1.00的细高齿制。采用细高齿制时，必须通过验算保证齿顶厚度不得小于0.3m。和齿轮没有根切和齿顶干涉。目前，对于细高齿制的齿顶高系数，还没有制定统一的标准，由各企业自行确定，从小至1.05到大至1.90的都有，且许多变速器的一对主、从动齿轮的齿顶高系数不同。2.1.7各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。由于所作题目为动力总成轻量化改制设计，所以齿轮选择均为原有齿轮，经实际测量得出：Z1=14 Z2=35; Z3=20 Z4=34.1、 一档齿数及传动比的确定一档传动比为： （2.1） 2、二档齿数及传动比的确定 （2.2） 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。如图，是本次设计的变速器的传动方案。 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮图为改制后变速器传动方案简图3、对中心距A进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。经算得取中心距为A=49mm4、齿轮的几何尺寸计算 分度圆直径 =214=28mm =235=70mm =220=40mm =231=62mm齿顶高 =2mm 齿根高 =2(1+0.25)=2.5mm =0.25齿全高 =4.5mm齿顶圆直径 =32mm =74mm =44mm =66mm齿根圆直径 =23mm=65mm =35mm =57mm标准中心距： a=mt(+)/2=49本节小结本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定挡数、传动比范围进而确定其它各挡传动比，选择中心距、外形尺寸以及齿轮参数，根据变速器的传动示意图确定各挡齿轮齿数，进行各挡齿轮变位系数的分配。最后列出了各挡齿轮的几何尺寸。这些为之后齿轮、轴的设计计算做好了准备。2.2变速器齿轮强度校核2.2.1齿轮材料的选择原则（1）满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对。如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮18。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为5862HRC。2.2.2齿轮损坏的原因及形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面胶合以及移动换挡齿轮端部破坏。齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗粒状表面。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生。而常见的断裂是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要的破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高、接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温、高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。在一般的汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面硬度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施。用移动齿轮的方法完成换挡的低档和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏13。2.3变速器齿轮弯曲强度计算发动机最大扭矩为9.68N m，最高转速5500r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。输入轴 =9.6899%96%=9.1N.m输出轴 一挡=9.10.960.992.5=21N.m二挡=9.10.960.991.55=15.5N.m2.3.1变速器齿轮弯曲强度计算（直尺） （2.3） 式中：弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）； 应力集中系数，=1.65摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿面宽 10（mm）； 模数齿形系数，在齿形系数图2.1中查得；当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350M范围，即=180350M，一挡、倒挡直齿轮许用应力在400850 M，即=400850M。图2.1 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（2.3），整理得到 (2.4)（1）一档齿轮校核主动齿轮：MPa从动齿轮：已知：Nmm；=0.9 mm； ；，查齿形系数图2.1得：y=0.177把以上数据代入式，得：MPa（2）二档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；=1.1；，查齿形系数图1.2得：y=0.182以上数据代入(2.4)式，得： MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；，查齿形系数图1.2得：y=0.180以上数据代入(1.16)式，得：MPa2.3.2轮齿接触应力校核 （2.5）式中：轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角 ；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度（mm）；，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；、 主从动齿轮节圆半径（mm）。表2.4变速器齿轮许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表2.4：1、一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；计算一档的轮齿接触应力mmm接触应力0.418= 0.418 =1272.68MPa由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（1.17）可得：MPa2、二档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mmmm2.4材料的选择及热处理2.4.1齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺 大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi（过去的钢号是18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMOB的。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。为消除内应力还要进行回火。2.4.2变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐范围如下：3.5，渗碳深度0.81.2mm；3.55，渗碳深度0.91.3mm；5，渗碳深度1.01.6mm。渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC5863，心部硬度为HRC3348。某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（3.03.75）齿轮采用了40Cr或35Cr钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是其优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制。对于氰化齿轮，氰化层的深度一般为0.20.4mm，不应小于0.2 mm，表面硬度为HRC48537 2.5本章小结本章主要介绍了变速器传动机构和操纵机构的类型，且简要分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型、特点、及功用，对变速器的传动方式、操纵机构的布置方式、及主要零件的形式，设计、校核等做出了选择，为后期的设计工作打下基础。第3章 轴的结构设计与校核3.1轴的结构和尺寸设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。3.1.1初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：式中： 经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径：=1215mm初选输入、输出轴支承之间的长度=150mm选择轴的最小直径为17mm根据轴的制造工艺性要求20，将轴的各部分尺寸初步设计如图3.1、3.2所示：图3.1 输入轴各部分尺寸图3.2 输出轴各部分尺寸3.2轴的强度验算3.2.1轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。图1.5 变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图4.4所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算 (3.21) （3.22） （3.23）式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； 弹性模量（MPa），=2.1105 MPa； 惯性矩（mm4），对于实心轴，； 轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； 支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。1、 变速器输入轴和输出轴的刚度校核一档工作时：1=9.1N.m 11=21N.mNNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=3.4mm；L=9mm; d=17mm; MPa；，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：mmmmmmrad输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=3.4mm；b=5.6mm；L=9mm；d=17mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：mmmmrad3.2.2 轴的强度计算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的水平垂直面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 = （3.24）式中 M合成弯矩，（Nmm）；d轴的直径（mm），花键处取内径；W抗弯截面系数（mm)。在低档工作时，400MPa。除此之外，对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。1输入轴强度校核：=650N, =236N，=tg=650tg20=722N已知：a=3.4mm；b=5.6mm；L=9mm；d=17mm，1、垂直面内支反力对A点取矩，由力矩平衡可得到B点的支反力，即： （3.25） 将有关数据代入（3.25）式，解得：=538N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.26） （3.27）将相应数据代入（3.26）、（3.27）两式，得到：3、计算垂直面内的弯矩B点的最大弯矩为：NmmNmmNmm4、计算水平面内的弯矩Nmm5、计算合成弯矩Nmm轴上各点弯矩如图3.6所示：作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 (3.28)式中：（N.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.28）式，得：MPa在低档工作时，400MPa，符合要求。对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：NNN已知：a=3.4mm；b=5.6mm；L=9mm；d=17mm，2.输出轴强度校核1、垂直面内支反力对A点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： （3.29）将有关数据代入（1.31）式，解得：=754.11N同理，对C点取矩，由力矩平衡公式：，可解得：N2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.30） （3.31）将相应数据代入（3.30）、（3.31）两式，得到：3、计算垂直面内的弯矩C点弯矩为：NmmMCY=FA*a-Fa2=5918.2Nmm4、计算水平面内弯矩：Nmm5、计算合成弯矩 Nmm把以上数据代入（1.29），得：MPa在低档工作时，400MPa，符合要求。3.4输出轴的实体建模及有限元分析对输出轴利用Pro/e软件进行实体建模图3.4 输出轴实体模型对输出轴有限元分析，将图3.4导入到ANSYS中，应用接口串联，可以把模型导入到ANSYS 8.0中。由于轴的受力情况，在进行节点划分前需要进行体分割，才能在受力点位置上产生节点，否则在网格划分的过程中可能出现网格末扫描出节点，从而对分析的结果产生影响。(1)先对模型坐标系进行空间平移，移动到所要的分割平面位置，在利用布尔运算，对X轴实体模型进行体分割，然后继续移动坐标系，重复分割实体模型，在旋转坐标，对Y轴方向上进行分割，最后还原坐标系。最后结果如4.9图所示。(2)同样利用布尔运算，对体分割后的实体模型进行布尔加运算，进行体整合，整合成为一体的实体模型。网格划分与材料设置(1)定义属性单元类型（Element Type），编辑单元类型，添加确定为SolidTet 10node 187。(2)属性材料设置，定义材料模型、材料属性和模型组合（Material Models），StructuralLinearIsotropic，弹性模量输入为1.6e11，泊松比为0.27，在Density中输入密度铸铁为7300(3)利用网络划分工具（Mesh Tool）,对曲轴模型进行网格划分。加载与求解(1)约束条件的施加（Displacement）,对于曲轴的约束，先选取主轴颈上受力的节点，在5个主轴颈上分别对节点其施加全约束。(2)载荷的施加（Pressure）,对于花键轴径加载9.21e6(3)计算求解（Solve），在施加约束和载荷完毕后，求解当前载荷步(SolveCurrent LS)通用后处理(1) 轴瞬态位移，如图3.41所示，最大位移量DMX0.008583mm图3.41(2) X轴的位移解UX，如图3.42所示，在X轴位移的极大值SMX为0.008366mm，极小值SMN为-0.008365mm。图3.42 X轴的位移解(3)Y轴的位移解UY，如图3.43所示，在Y轴的位移的极大值为SMX为0.008529mm，极小值SMN为-0.00853mm。图3.43Y方向的位移解（4）Z轴的位移解UZ，如图3.44所示，在Z轴位移的极大值为SMX为0.342E-3mm，极小值SMN为-0.358E-3。图3.44 Z轴的位移解(5) X轴的应力解SX，如图3.45所示，在X方向应力的极大值SMX为0.703E+8，极小值