皮卡汽车变速器设计

机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩1.绪论1.1 课题背景及目的本课题是取材于汽车中比较实用的皮卡汽车，皮卡车在载货或在雨、雪路面上行驶时，动力性好，越野性能出色。为了满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求，所以对变速器的性能要求也更高。因此，本课题主要是对机械式变速器的设计。本课题目的根据给定皮卡车的车型参数，来设计皮卡车变速器系统，使汽车在各种工况获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。通过对皮卡汽车变速器的课题的深入分析和研究，强化我们的开发和设计能力。运用所学习的知识和技能去分析和解决实际问题，树立严谨的科学态度和工作作风，培养不断思考和学习的能力。1.2 国内外研究状况汽车变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。现在的汽车上广泛采用活塞式内燃机，其转矩和变速范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，为了解决这一矛盾，在传动系中设置了变速器，以满足复杂条件的使用要求。随着科技的高速发展，人们对汽车的性能要求越来越来高，使用寿命，能源消耗，振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能。 1894 年变速器由法国人路易斯雷纳本哈特和埃米尔拉瓦索推广在汽车上使用，从此变速器在汽车上就得到广泛的运用。经过 100 多年的发展，汽车变速器的技术达到了一个空前的高度，尤其在近几十年，汽车工业在各个国家的高速发展，更加带动了变速器的进步。随着各个领域的科学技术的发展，在未来变速器主要发展方向：1）节能与环境保护：研究高效率的传动副，来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行，2）应用新型材料：各种新材料的使用推动汽车技术的发展和性能的提高。3）高性能，低成本，微型化：对变速器进行机构创新的研究，探索变速器的新类型；对传动副的材料和机理进行研究，提高寿命，减小质量；进行变速器的动力学特机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩性和振动研究，以求提高特性，降低噪声；采用先进的制造技术提高变速器的性能和降低成本。4）智能化，集成化：根据发动机的特性和汽车的行驶工况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机工作在最佳状态。齿轮变速箱（机械式变速器）在现代汽车中使用中并不理想，会随着社会的进步和汽车技术的发展，必将被社会所淘汰，这是一个必然的趋势，也才能满足汽车消费者对汽车动力性和经济性的高标准要求。就目前而言，机械式变速器仍然会以结构简单，效率高，功率大三大显著优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。1.3 变速器设计的技术要求本课题设计的皮卡汽车的变速器要很好的改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车在各种工况下获得不同的牵引力和速度，并使发动机处在最有利的工况范围内工作。设计出的汽车变速器应该满足下面的要求：1. 汽车有必要的动力性和经济性；2. 应设置空档，用来切断发动机动力向驱动伦的传输；3. 应设置倒档，使汽车能倒退行驶；4. 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出；5. 换档迅速，省力，方便。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩2.变速器传动机构布置方案选择2.1 传动机构布置方案选择2.1.1 固定轴式变速器的选择固定轴式又分为两轴式变速器、中间轴式变速器、双中间轴式变速器、多中间轴式变速器。中间轴式变速器传动效率高、噪声低齿轮和轴承磨损减少，变速器的使用寿命得到提高。本课题设计的是前置后轮驱动的皮卡汽车的变速器，故选择多用于发动机前置后轮驱动的汽车上的中间轴式五档变速器。2.1.2 倒挡布置方案倒档一般多采用直齿轮滑动齿轮方式换档，以下选择的倒档布置方案（图） ，可以充分理应空间，缩短轴长，使换档轻便，能够保证轴有足够大的刚性，容易装配，使齿的磨损和工作噪声减弱。图 2-2 倒挡布置方案2.2 零、部件结构方案选择 2.2.1 齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮制造容易，轴向力小，轴承寿命长。而斜齿圆柱齿轮的使用寿命长，运转平稳，工作噪声低等优点，故变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。2.2.2 换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。前两种换档机机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩构换档时，齿轮的冲击性大，要求驾驶员要有熟练的驾驶技术。但是同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，与操作技术无关，同时能提高汽车的加速性能、燃油经济性和行使安全性，故选择同步器作为换档机构。 2.2.3 变速器轴承汽车变速器有机构紧凑、尺寸小的特点。作旋转运动的变速器轴支承在壳体或其他部分的地方以及齿轮与轴不做固体连接处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用圆锥滚子轴承，因为它也要承受向外的轴向力，在中间轴式的变速器上一般都采用圆柱滚子轴承或者圆锥滚子轴承，可以更好承受齿轮工作时产生的轴向力。2.2.4 自动脱档由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档，我们常用的在结构方面采取有效的措施来改进（1）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄，在 0.3-0.6mm 之间，换档厚齿合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档。（2）将两接合齿的啮合位置错开，使用时两齿轮接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可以阻止自动脱档。（3）接合齿的工作面设计加工成斜面，形成倒锥角，使结合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。2.2.5 变速器操纵机构（1）变速器操纵机构的功用及要求变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮，啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位。而且又不允许同时挂上两个档位。设计变速器操纵机构时，应满足以下基本要求：要有锁止装置，包括自锁，互锁和倒档锁。要使换档动作轻便，省力，以减轻驾驶员的劳动强度。应使驾驶员得到必要的手感。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩（2） 换档位置图设计操纵机构首先要确定换档位置图。换档位置图的确定主要从换档方便考虑。因此有下列三点要求：按换档次序来排列；将常用档放在中间位置，其它档放在两边；为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时与一档组成一排。根据上述三点要求，并结合本变速器及其换档机构的特点，现确定本变速器换档布置图如图 2-2图 2-2 换档位置图（3）操纵方案的选择变速器操纵机构常见的由变速杆，拨块，拨叉，变速叉轴及互锁，自锁和倒档锁装置等主要零件组成。可分为；直接操纵手动换档变速器，远距离操纵手动换档变速器，电控自动换档变速器。一般前置发动机后轮驱动汽车的变速器距离驾驶员座位较近，换档杆等外操纵机构多集中安装在变速器箱盖上，结构简单、操纵容易并且准确。根据设计要求我们选择的是直接操纵手动换档变速器。（4）锁止装置在 汽 车 行 驶 过 程 中 ， 为 了 防 止 误 挂 倒 档 而 造 成 安 全 事 故 和 损 坏 传 动 系 ， 在 操纵 机 构 中 都 设 有 倒 档 锁 1。 倒 档 锁 的 形 式 很 多 ， 本 换 档 机 构 的 倒 档 锁 装 置 如 图2-3 所 示 ： 倒 档 锁 装 置倒 21345机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩图 2-3互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，互锁装置主要有互锁销式，摆动锁块式，转动钳口式和三向锁销式四种。本换档机构采用互锁销式。这种互锁装置就是在相邻变速器叉轴之间各有一个互锁销。互锁销的两端可以进入相邻变速叉轴的侧面凹臼内，以锁住这个变速叉轴。自锁装置的作用是防止因汽车振动或有小的轴向力作用而导致脱档，保证啮合齿轮在全齿上进行啮合，并使驾驶员有换入档位的感觉，如图（2-4）所示。图 2-4互 锁 销互 锁 钢 球自 锁 钢 球 自 锁 弹 簧换 档 机 构 自 锁 和 互 锁 装 置机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩3.变速器主要参数的选择3.1 档数选择根据设计要求选择的是五档手动机械式变速器3.2 传动比范围以及各档传动比的确定根据最大爬破度确定一档传动比 2：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:F k maxF f + FI max （3-1） 式中 F k max=Memaxig1 *i0*/rFf=f*m*g*cos a max F i max=m g sin a max由式（3-1 ）就可以得到：Memax *ig1*i0*/rmg*（f cos a max+sinamax）=mg 则由最大爬坡度要求的变速器一档传动比为 ig1mgr/ Me max*i0* （3-2 ）式中 Fkmax 最大驱动力；Ff 滚动阻力；Fimax 最大上坡阻力；Memax 发动机最大扭矩；Ig1 变速器一档传动比；i0主传动器传动比；汽车传动系总效率；m汽车总质量；g重力加速度；机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩道路最大阻力系数；r驱动轮滚动半径；f滚动阻力系数；amax道路最大上坡角 。满足驱动轮与路面的附着系数的要求，要满足下列条件 max10eMiNr求得档的传动比为：（3-3） 1max0eii式中 (cosn)agNhL根据给的皮卡汽车设计的参数，满载时前后的轴负荷比就可以求得质心到前轴得距离 a=1405mm 道路附着系数； 取 0.6N驱动轮垂直反力；代入数据：r=0 i0=4.55 f=0.03465 amax=20=0.3745 得到： 3.89648 ig1 4.0273综合一下各条件选取档的传动比为：i g1=3.9目前乘用车的传动比范围在 3.0-4.5 之间，上面计算结果符合要求。因为固定手动机械式三轴变速器的直接档作为最高档，最高档传动比 ig5=1所以变速器的传动比为：I g=ig1/ig5=3.9按等比级数初选各档传动比：=1.4053 （3-4） max4inqig5=imin=1ig4=ig5*q=1.4053ig3=ig4*q=1.975ig2=*ig3*q=2.775ig1=imax=3.9 机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩由机械式汽车变速器的是速比配置分析 1可得各档传动比：ig1=3.9 ig2=2.77 ig3= 1.97 ； ig4=1.4 3.3 中心距和外形尺寸的计算对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A；初选中心距由下面的公式代入数据可得到（3-5 ）31maxAKT式中 T1max 变速器处于一档时输出扭矩；（3-6）1axa1egiK中心距系数，K 一般取 9 g变速器传递效率取 0.97Temax发动机最大转矩代入数据 =80.63910.97A经后面的计算可准确的得到 A=81mm乘用车变速器的中心距在 80mm 左右，故满足设计要求。手动五档机械式变速器的外形尺寸取：3.0 A=81 3=243mm 3.4 齿轮参数 3.4.1.模数齿轮模数由齿轮的弯曲强度或最大载荷作用下的静强度所决定。根据机械设计手册选择的是 ：四档选择的模数是 2.75 其余的均是 3.0,这样选择能增加重合度，并减少齿轮噪声，有利于齿轮的平稳传动，提高齿轮寿命。3.4.2 压力角齿轮最普遍采用国家规定的 20齿轮标准压力角，啮合套或同步器的接合齿压力角普遍采用 30压角。这样能使齿轮的抗弯强度和表面接触强度得到一定的增强，并机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩能在一定程度上使轮齿刚度降低，减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，降低噪声。 . 3.4.3 齿轮螺旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选用的螺旋角应使齿轮的抗弯强度和接触强度等都能得到相应的提高，一般在 20 30范围，初选的螺旋角是 25。斜齿轮传递转矩时要产生轴向力。故在中间轴上的全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一，第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一档和倒档设计为直齿轮时，在这些档位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消，但这些档位使用的少，所以也是允许的，而此时第二轴没有轴向力作用。12NNtgFt12NtgFr可用调整螺旋角的方法，消除各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因造成的中心距不等现象。3.4.4 齿宽：齿宽应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。 通常根据模数来确定齿宽 b： b=kc*m （3-7 ）式中 kc 齿宽系数，直齿轮取 kc =4 .47.0 一档和倒档 取 k c =5.83 b=5.83*3=17.5 斜齿轮取 kc =4 .47.0 四档 kc =7.1 b=7.1*2.75=19.5 其余三个前进档 取 kc=6.5 b=6.5*3=19.5 机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩3.4.5 齿轮变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中的一个重要环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生的跟切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损，抗胶合能力及齿轮的泥啮合噪声。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之和等于零。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相接近的程度。但它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，又避免了其缺点。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还要承受冲击负荷。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故使用较多，为了满足上述要求 一、二档和倒档齿轮应选用较大的总变位系数值，其余档位应选用较小的总变位系数值。3.5 各档齿轮齿数的分配 确定变速器各档齿轮齿数时,应考虑下列因数:（1）尽量符合动力性,经济性等对各档传动比的要求;（2）最少齿数不产生根切;（3）互相啮合的齿轮,齿数间不应有公因数,速度高的齿轮更需要注意这点.（4）齿数多,可以降低齿轮的传动噪声.结合是上述要求，在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可以根据预先确定的变速器档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。 3.5.1 确定一档齿轮的齿数 一档的传动比为： （3-8）10921ZigZ9 和 Z10 的齿数和为： =（2*81.32）/3=54 （3-9）hAm机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩图 3.1 换档示意图中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。综合以上因素，中间轴上一档齿轮的齿数为： Z10=17一档大齿轮数的用以下公式可计算得： Z9=Zh-Z10=54-17=373.5.2 对中心距进行修正在确定一档齿轮齿数时，当计算出的 Zh 不是整数时 ,要将其取为整数,这样中心距就会有变化;这时应从 Zh 反过来计算中心距 A,然后以修正后的中心距 A 作为各档齿轮齿数分 配的依据：可计算得到A=m*Zh/2=3*54/2=81mm3.5.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数常啮合的传动齿轮的中心距和一档齿轮的中心距相等，即（3-10）12cosnmZA常啮合齿轮传动比：（3-11）10219 giZ把数据代入（3-10）和（3-11）联解可以求得：Z1=17 Z2=30= =3.85 和原传动比相差不大，把所求得的 Z1 和 Z2 代入（3-29110 gZi3710）就可以精确求得 2=29.53.5.4 二档斜齿轮齿数的计算：机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩（3-12）7221818tan g Zi（3-13）2718gZi（3-14）78cosnmA由以上三式可得：Z7=31 Z8=20 8=19 A=80.9mm同理可以求出其它档位的变位斜齿轮数三档 Z5=26 Z6=23 6=24.8 A=80.96mm四档 Z3=24 Z4=31 4=20.99 A=80.99mm 3.5.5 确定倒档直齿轮齿数初选 Z12=21 倒档的传动比和一档传动比差不多，故取一档传动比作为倒档传动比计算，再根据倒档方案的传动形式，根据机械设计手册和汽车设计手册可得到：倒档中间齿轮 Z =3.912ZigR此二者齿轮是标准直齿轮，以及该齿轮副的齿顶圆半径之和小于中心距 A，再根据后面的公式可得到：Z11 =15 Z12 =33 由经验可得到 Z=20倒档轴和中间轴的中心距为：53.4mm机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩4. 变速器的设计与计算4.1 变速器渐开线圆柱直齿轮和斜齿轮传动几何尺寸的计算4.1.1 （变位）斜齿轮的传动几何尺寸的计算中心距变位系数 yn=(A-A)/mn 压力角 n=20端面压力角 tg t=tg n/cos 2啮合角 cos t=A*cos n/A总变位系数 = =xn+xn+1X12ttnzivatgX齿高变动系数 y= - yn其中 可以查表求得机械设计手册 3-4 ，x n xn+1 也查表 机械设计手册得ttinvi到法面齿高系数 h*an=1法面顶隙系数 c*n=0.25分度圆直径 d=mn*z/cos基圆直径 db=d*cos t齿顶高 ha=mn*( h*an+xn)齿跟高 hf=mn*( h*an+ c*n-xn)齿顶圆直径 da=d+2*ha xt = xn cos齿跟圆直径 df=d-2*hf全齿高 h= ha+ hf节圆直径 dn=2*A/(u+1) dn+1=u*dn传动比 u=被动齿轮与主动齿轮之比法面齿距 pn=*m n端面齿距 pt=*m t=*m n/cos sn=(/2+2x ntan n)mn法面基圆齿距 pbn=pn*cos n端面模数 mt=mn/cosz1 和 z2 等变位斜齿轮副 mn=3 代入数据和公式得：机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩X1=-X2=0.2 yn=0 pn=9.42 t=22.7 Y=0d1=58.6mm d2=103.4mm db1 =54.06 db2 =88.2 da1=65.8 da2=108.2 df1=52.3 df2=87.2ha1 =3.6 ha2 =2.4 hf1 =3.15 hf2=4.35z3 和 z4 等变位斜齿轮副 mn=2.75 代入数据和公式得：X3=0.3 X4=-0.3 =0 yn=0 Y=0d3=70.69 d4=91.3 db3=65.86 db4=85.07 ha3=3.58 ha4=1.93 hf3=2.61 hf4=4.26da3=77.84 da4=95.15 df3=65.47 df4=82.78z5 和 z6 不等变位斜齿轮副 mn=3 代入数据和公式得：x5=-0.167 x6=-0.15 =-0.317 yn=-0.013 Y=-0.317Xd5=85.92 d6=76 db5=79.74 db6=70.54 ha5=2.499 ha6=2.55 hf5=4.251 hf6=4.2da5=90.9 da6=81.1 df5=77.4 df6=67.6z7 和 z8 不等变位斜齿轮副 mn=3 代入数据和公式得：x7=-0.026 x8= -0.18 = -0.206 yn= -0.033 Y= -0.173Xd7=98.36 d8=63.45 db7=91.8 db8=59.22ha7=2.92 ha8=2.46 hf7=3.83 hf8=4.29da7=104.2 da8=68.37 df7=90.7 df8=54.874.1.2（变位）直齿轮得传动几何尺寸的计算中心距变位系数 yn=(A-A)/m压力角 n=20啮合角 cos=A cos /A总变位系数 = =xn+xn+1X12ttnzivatgX齿高变动系数 Y= - yn机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩其中 可以查表求得机械设计手册 x n xn+1 也查表机械设计手册得到ttinvi齿高系数 ha*=1顶隙系数 c*=0.25分度圆直径 d=m*z 齿顶高 ha=m*（h *a+ xn ） 齿根高 hf=m*( ha*-xn + c*)齿顶圆直径 da =d+2*ha齿根圆直径 df =d-2*hf全齿高 h= ha+ hf节圆直径 dn=2A/(u+1) dn+1= u dn传动比 u=被动齿轮与主动齿轮之比 z9 和 z10 变位直齿轮副 代入数据和公式计算可得x9=-0.15 x10=0.15 =0 yn=0 Y=0Xd9=111 d10=51 ha9=2.55 ha10=3.45 hf9=4.2 hf10=3.3 da9=116.1 da10=57.9 df9=102.6 df10=44.4z11 和 z12 标准直齿轮副 代入数据和公式计算可得d11=45 d12=99 ha11=3 ha12=3 hf11=3.75 hf12=3.75 h11 =6.75 h12 =6.75da11=51 da12=105 df11=37.5 df12=91.54.2 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：齿轮折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。4.3 变速器齿轮强度计算汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作,采用剃齿或磨齿精加工,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。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩1. 接触应力计算：(4-1)10.418j zbFE式中 F1 圆周力： 2gTd1cosF中心距 A ： zbr对直齿轮 ： 2sinz sinbr对斜齿轮 ： 2cozr2cozTg计算载荷 （第一轴上的载荷 Temax/2） d节圆直径节点处压力角齿轮螺旋角E齿轮材料的弹性模量 2.1X105b齿轮的实际接触宽度，斜齿轮用 代替cosb2. 齿轮弯曲强度计算斜齿轮弯曲应力：（4-2） w32cosgnCTKzmy直齿轮弯曲应力：（4-3）32gfwczKy式中 F1圆周力 F1=2*Tg/dTg计算载荷d节圆直径机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩其中 1.65（直） 1.50（斜）K应 力 集 中 系 数主动齿轮取 1.1 从动齿轮取 0.9 f摩 擦 力 影 响 系 数图 4-1 齿形系数Y齿形系数K重 合 度 影 响 系 数斜齿轮螺旋角 计算载荷 Tg 在弯曲应力计算中取 Temax，在接触应力计算中取 Temax/2 代入各档的数据计算可得：Z1 和 Z2 是斜齿轮副 用 Z1 主动齿轮计算 齿形系数 y 查表可得 y=0.12 j= 0.418(190000*3.9*0.97*210000/ (58.6*19.5cos29.5*cos20)*(1/29.3+1/52.7)1/2=361.3Mpa =226.5mpa w同理可得其它齿轮副的弯曲应力和接触应力Z3 和 Z4 斜齿轮副 Z4 主动齿轮 y=0.138 j=817.9mpa =154.32mpawZ5 和 Z6 斜齿轮副 Z6 主动齿轮 y=0.13 j=820.98mpa =144.85mpawZ7 和 Z8 斜齿轮副 Z8 主动齿轮 y=0.105 j=878.8mpa =238mpaw机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩Z9 和 Z10 直齿轮副 Z10 主动齿轮 y=0.12 j=1342.2mpa =400mpawZ11 和 Z12 直齿轮副 Z12 主动齿轮 y=0.135 j=1200.15mpa =323.13mpawZ1 和 Z2 是斜齿轮副 用 Z2 从动齿轮计算 齿形系数 y 查表可得 y=0.135 j=1268.3mpa =303.64mpaw同理可得其它齿轮副的弯曲应力和接触应力Z3 和 Z4 斜齿轮副 Z3 从动齿轮 j=918.41mpa =159.2mpawZ5 和 Z6 斜齿轮副 Z5 从动齿轮 j=772.2mpa =104.84mpawZ7 和 Z8 斜齿轮副 Z7 从动齿轮 j=688mpa =119.35mpawZ9 和 Z10 直齿轮副 Z9 从动齿轮 j=909.8mpa =577.54mpawZ11 和 Z12 直齿轮副 Z11 主动齿轮 j=1914.1mpa =581.63mpaw接触应力 j 的许用应力为：13001400mpa 常啮合及高档19002000mpa 一档及到档弯曲强度 的许用应力为：w400850mpa 直齿轮180350mpa 斜齿轮经校核上面计算出的各档齿轮副的的弯曲强度和接触应力均满足弯曲强度和接触应力许用要求。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩4.4 轴的设计计算4.4.1 轴的功用及要求变速器轴在工作时承受转矩,弯矩,因此应具备足够的强度和刚度.轴的刚度不足,在负荷的作用下,轴会产生过大的变形,影响齿轮的经常啮合,产生过大的噪声,并会降低齿轮的使用寿命.设计变速器时主要考虑的问题有: 轴的结构形状,轴的直径,长度，轴的强度和刚度等.故在设计中时应使中间轴上的轴向力相互抵消，中间轴上的齿轮全采用右旋，一轴和二轴的上的斜齿轮采用左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。4.4.2 轴尺寸的初选在变速器的机构方案确定以后,变速器的长度可以初步确定.轴的长度对轴的刚度影响很大.为满足刚度要求,轴的长度须和直径保持一定的协调关系.轴的直径 d 与支承跨度长度 L 之间的关系可按下式选取:第一轴及中间轴: d/L=0.160.18第二轴: d/L=0.180.21轴直径与轴传递转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式初选的直径：中间轴式变速器的第二轴和中间轴的最大直径：d=（0.40.5）A (mm) (4-4)第一轴花键部分直径 d 可按下式初选:d=(4.04.6) （4-5)3Mmax式中: A-变速器中心距,mmMmax-发动机最大转矩,Nm结合上面的公式,并经过经验计算得到: 中间轴的最大直径 d 中 max=0.44*81=36（mm） ，长度 L 中 =36/0.16=225（mm）第二轴的最大直径 d2max=0.44*81=36（mm）, 长度 L 2=36/0.18 200 （mm） 第一轴花键部分直径 d1=4.62*1901/3=28（mm）,长度 L1=88（mm）4.4.3 轴的结构形状轴的结构形状应保证齿轮，同步器及轴承的安装固定，并与工艺要求有密切关系，本变速器采用的也是三轴式变速器，在本变速器中，第一轴和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其轴径根据前轴径内径确定。第一轴花键尺寸与离合机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总成轴向尺寸确定。确定第一轴后径时，轴承外径比第一轴上常啮合齿轮外径大，以便于装拆第一轴。在设计第二轴时，将第二轴前轴轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装滚针轴承。第二轴安装同步器齿毂的花键、采用矩形花键。此轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸相差不大，以免轴截面所受应力悬殊。变速器的中间轴有旋转式和固定式两种。固定式中间轴是根光轴，仅起支承作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承或长，短圆柱滚子轴承。轴常压于壳体中。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力由后轴承承受。4.4.4 轴的强度验算计算轴的强度和刚度时，首先要分析轴的受力和支承力。这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。不同档位时，轴所受的力及支承反力不同，需分别计算。齿轮上的作用力认为作用在有效齿面宽的中点。对于向心球轴承和圆柱滚子轴承取宽度方向的中点；对向心推力轴承取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点，其尺寸可以查有关轴承的标准手册。 本变速器的轴承采用的是向心球轴承和圆锥滚子轴承 5-7. 一档常齿合齿轮 1 的受力分析如下：=20 =29.5=2*T1* /d=2*190000* 3.9/58.6=6655.3NtFki= *tg /cos=6655.3*tg20/cos29.5=2783.4Nrt= *tg = 6655.3*tg29.5=3765.4N1at齿轮 2 的受力大小与齿轮 1 一样，方向相反。同理一档齿轮 9 的受力分析如下：= 13494N9tF= 4911.4Nr齿轮 10 和齿轮 9 是直齿轮，故不会产生轴向力。齿轮 9 和齿轮 10 的受力大小一样，方向相反。二轴受力点 A 与前后轴承的距离分别是： a=181mm b=83.6 mm机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩中间轴受力点 B 与前后轴承的距离分别是：c=206mm g=83.6mm齿轮 2 的中点到中间轴前轴承的距离是： e=19.75mm1. 二轴 c 截面合成应力：水平面内弯矩：M1= *a*b/（a+b）=13494*181*83.6/(181+83.6)9tF=771677.3 mN垂直面内弯矩：M2=（ *a+ * /2）*b/（a+b ）9rFa9d=(4911.4*181+1178.6*181/2)*83.6/(181+83.6)=278800 mN扭矩: M= =190000*3.9=741000keiMax mN合成弯矩： = =(771677.32+2788002)1/2=820496.7总 21 mN轴截面模数： =*d 3 /32=4578.12 W=*d 3 /16=9156.24n扭转应力：=M/ =741000/9156.24= 80.9 2Nm弯曲应力： = / =820496.7/4578.12=179.22 w总MW合成应力： =(80.92+179.222)1/2=196.24 2w 22. 中间轴上 B 截面合成应力：水平面内弯矩：M3=b*（Ft 10*c-Ft1*e）/（c+g）=83.6(13494*206-6655.3*19.75)/( 206+83.6)=758283 mN垂直面内弯矩：M4=b*（Fr 1*e+Fr9*c-Fa9*D10/2+Fa1*D10/2）/（c+g）=83.6*(2783.48*19.75+1178.6*51/2+3765.4*51/2)/( 206+83.6)=332768.75 mN轴截面模数：= d3/32=4578.12W机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩= d3/16=9156.24nW扭转应力：=M/ =741000/9156.24=81.8n 2mN弯曲应力： = / =820496.7/4578.12=180.88w总MW2合成应力： =(81.82+180.882)1/2=198.522w轴的刚度计算：二轴 c 截面转角及挠度：水平面内转角：=13494*181*83.6(83.6-181)/(3*210000*3.14*364/64*150) =-LIEabFtc3)(90.00134水平面挠度：=13494*1812*83.62/(3*210000*3.14*364/64*150) 2913tcFabfEIL=0.129垂直平面内挠度： 229102 (33arc aFdLbfEILEI）=0.074总挠度为：=0.13321ccff中间轴 B 截面的转角及挠度水平面转角:2219 3()()33ttBFeLcgeLcgeFcbEILEI =0.0017水平面内挠度:机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩=0.152291136t tbFcbegfEILI垂直平面内挠度: 222910 19232 21 3/ ()6/ 36a rrbadccgeFLcgegcfIEI EIFdgg =-0.00959总挠度 =0.152421bbff变速器第二轴的刚度最小，按发动机最大扭矩计算时，第二轴的齿轮处的轴截面的总挠度不得大于 0.13-0.15mm，对于抵挡齿轮处轴截面的总挠度，允许不超过 0.15-0.25 之间，轴的转角不超过 0.002rad。经过调整轴的长度得到第二轴的长度 L=418.1mm中间轴的长度 L=326.6mm通过调整后的轴承之间的距离 L 进行轴的强度和刚度计算，并且计算结果均能够满足轴的强度和刚度要求。其它各档轴的强度和刚度计算方法和上面类似，可以得到以下结果： 强度值： 轴档位第二轴 中间轴二 档 170.35 180.89三 档 155.84 164.27四 档 142.79 130.52倒 档 200.25 198.73刚度值：第二轴 中间轴轴档位 挠度 转角 挠度 转角二档 0.136 0.00128 0.218 0.00156三档 0.147 0.00132 0.195 0.00163四档 0.125 0.00117 0.183 0.00148机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩倒档 0.141 0.00121 0.227 0.00175由于五档为直接档，所以在这个档位时，变速器的各轴所受的轴向力以及轴承反力也比较小， ，而且在该档位时轴所受的扭矩也小于前三档时轴所受的扭矩。由分析可知，该档位时变速器的强度和刚度是满足要求的，因而可以不需计算。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩5.轴上花键的设计计算 变速器与齿轮及其它传动转矩的部件一般通过键和花键连接。普遍采用矩形花键渐开线花键。本变速器采用矩形花键，其尺寸是根据初选的轴颈并按花键的工作条件选取。花键传递转矩时，齿侧受挤压作用，齿根部受剪切及弯曲作用。采用标准的花键时，花键的强度计算主要验算挤压应力（5-1）jy2M=KZRLdn2mN式中： 齿侧面所受的挤压应力， jM传递的转矩（按发动机最大转矩计算） ，N.mmL键的工作长度,mmR键的工作高度,mmdn键的平均工作直径(工作齿高中部直径),mmK转矩在花键上分配不均系数,一般取 K0.75,这里取 K=0.8Z花键齿数.第二轴上制出的三个花键的尺寸分别是：N1 d1 D1 B1=6 23 28 6 R1= 2.5mm， L1= 17mm，d1= 25mmN2 d2 D2 B2=6 28 34 7 R2= 2mm， L2= 20mm，d2= 34mmN3 d3 D3 B3= 6 23 28 6 R3= 2mm， L3= 23mm，d3= 80mm其中的 N 就是花键齿数 Z，又 M=190000 N .mm K=0.8 ;所以分别代入计算得: jy1= 2 190000/(0.8 6 2.5 17 25)=74.5 2mjy2=2 190000/(0.8 7 2 20 34) =49.8 jy3=2 190000/(0.8 6 2.5 23 80) =21.5 2N由上面的计算数据可知三个花键的强度值都在极限范围内,所以这些花键都是满足强度要求的。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩6 同步器的设计6.1 同步器的结构形式的选择同步器：有常压式，惯性式，惯性增力式三种。惯性同步器能确保同步啮合换档，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又分为惯性锁止式和惯性增力式。惯性式同步器可分为锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式，在皮卡车上我们选择的是锁环式惯性锁止式同步器。 在普通齿轮变速器中采用同步器,可以保证换档时齿轮啮合不受冲击,消除噪声,延长齿轮寿命,使换档动作方便迅速,有利于改善换档品质,提高汽车的动力性和燃料经济性.6.2 同步器主要参数的选择6.2.1 锥面半锥角和摩擦系数摩擦力矩随 角的减小而增大，为增大同步器的容量， 应取小值，但是 太小时，摩擦面将自动产生自锁现象，避免自锁的条件是 tg。一般= ., 时摩擦力矩较大,但在锥面光洁度控制不严时,则有粘着和咬住的倾向,7就很少出现咬住的现象所以在此取 7.锥面摩擦系数随摩擦副材料,工作表面粗糙度,润滑条件和温度等因数的不同而变化.同步器在油中工作,一般锥面摩擦副采用青铜-钢材料 制成,计算时可取 =0.1.摩擦系数 大,则换档省力或缩小同步时间, 小则反之,甚至会失去同步作用.因此保持较大的摩擦系数对同步器工作有利.为此在圆环的锥面上制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的卸油槽.试验表明,螺纹槽的齿顶宽对 的影响很大,随着齿顶的磨损,摩擦系数降低,换档费力,故齿顶宽不能过大.本变速器的同步器的螺纹槽的尺寸，如图 6-1 所示。同步器有锻造和铸造两种型式,前者多用于轿车和轻型货车选用材料时既要考虑摩擦系数,又要考虑耐磨性.锻造同步环常采用铅黄铜,锰铜和铝铜.根据材料选定的原则,本变速器的同步器采用锻造型,材料采用铅黄铜,锰铜和铝铜 8-10。机械机电专业本科优秀