大眾朗逸5五檔手動變速器的設計含3張CAD圖,大眾,群眾,五檔,手動,變速器,設計,cad 目錄 1 緒論 1 1.1課題研究的目的意義 1 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 1.3課題研究內(nèi)容 1 2手動變速器總體方案設計 2 2.1傳動機構布置方案分析 2 2.1.1 固定軸式變速器 2 2.1.2 倒擋的布置方案 3 2.2 零部件結構方案分析 3 2.2.1 齒輪形式選擇 3 2.2.2 換擋機構形式 3 2.2.3 自動脫擋控制 4 2.2.4 變速器軸承的選擇 4 2.3朗逸手動變速器的工作原理 5 3 變速器主要參數(shù)的選擇 5 3.1 變速器基本參數(shù)的選取 5 3.1.1 確定變速器的擋數(shù) 5 3.1.2 傳動比范圍的選擇及各擋傳動比 6 3.1.3 確定變速器中心距 6 3.1.4 確定各擋齒輪的模數(shù) 7 3.2 變速器各擋齒輪參數(shù)的計算 7 3.2.1 1擋齒輪參數(shù)計算 7 3.2.2 2檔齒輪參數(shù)計算 8 3.2.3 3檔齒輪參數(shù)計算 9 3.2.4 4檔齒輪參數(shù)計算 10 3.2.5 5檔齒輪參數(shù)計算 11 3.2.6 倒檔齒輪參數(shù)計算 12 4輪齒強度校核 13 4.1齒輪材料的選擇原則 13 4.2各軸轉(zhuǎn)矩計算 14 4.3輪齒強度校核計算 15 4.3.1輪齒彎曲應力計算與校核 15 4.3.2輪齒接觸應力計算與校核 16 5 軸的設計及強度計算 18 5.1初選軸的直徑 18 5.2軸的強度校核 19 5.2.1 輸入軸強度校核 19 5.2.2 輸出軸的強度校核 20 6 同步器及換擋機構的設計 28 結論 28 致謝 30 參考文獻 31 I 大眾朗逸五檔變速器的設計研究 摘要 本課題對大眾朗逸5擋手動變速器進行設計，掌握手動變速器的工作原理，并對手動變速器軸和齒輪進行設計。首先通過對既有變速器的研究，了解變速器的設計思路和設計要點。本課題重點在于5擋手動變速器的設計。主要內(nèi)容為齒輪的設計計算及校核，軸的設計計算及校核和使用Autocad繪制二維圖紙。在齒輪設計中，要考慮到傳動比的關系和齒輪強度的因素，使其滿足要求。在軸的設計方面，主要考慮到軸的尺寸和強度剛度因素，使其滿足要求。 關鍵詞：手動變速器；變速器軸；齒輪；設計；校核 Abstract This topic designs Honda manual transmission with 5 gears, grasps the working principle of manual transmission, and designs the shaft and gear of manual transmission. First of all, through the study of the existing transmission, understand the design ideas and design points of the transmission. This topic focuses on the design of the 5 speed manual transmission. The main contents are the design, calculation and verification of gears, the design, calculation and verification of shaft, and the use of Autocad to draw two-dimensional drawings. In gear design, the relationship between gear ratio and gear strength should be taken into account, so as to meet the requirements. In terms of shaft design, the size and stiffness of the shaft are mainly taken into account to satisfy the requirements. Key words: manual transmission; transmission shaft; gear; design; check 1 緒論 1.1課題研究的目的意義 當前大多數(shù)國產(chǎn)汽車采用的手動變速器都是國外的技術成果。我們應該積極吸收消化國外先進的手動變速器的研究成果，在此基礎上開發(fā)擁有自主知識產(chǎn)權的手動變速器，從而提高我國汽車在國際行業(yè)中的影響力。對手動變速器傳動軸的設計，實現(xiàn)動力的高效傳輸，降低傳輸過程中的損耗，從而達到降低能耗，保護環(huán)境的效果。 在大眾朗逸手動變速箱研究時，為了讓變速器實現(xiàn)有效的動力傳輸，對手動變速器的設計是必要的，對傳動機構布置方案的研究也是提高變速器性能的重要條件之一，加強大眾朗逸手動變速器傳動軸和齒輪的研究也可以提升汽車整體性能，本設計通過對大眾朗逸手動變速器的設計，來掌握變速器軸和齒輪的設計過程，同時對變速器軸、齒輪進行強度校核，并設計出二維CAD工程圖紙。 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2012年國外學者皮特發(fā)明涉及一種可動力換擋多擋變速器，在兩個軸系上往往會設置行星，這樣其獲得的變速器長度則相對較短，而且可以使整體設計得更加緊湊。另外，每根軸系上至少有一個行星排，可以實現(xiàn)功率分流[1]。2014年國外學者Kim發(fā)明一種基于五流，這樣便能夠保證正齒輪的傳動效率，一般是依靠主電機來實現(xiàn)電力的驅(qū)動，這樣就能夠?qū)﹄姍C的工作模式實施微調(diào)最終實現(xiàn)發(fā)動機負載的優(yōu)化。研究發(fā)現(xiàn)整個系統(tǒng)的設計相對緊湊，在前驅(qū)動的車輛之中使用地較多；采用的五檔自動變速器齒輪結構具有換擋邏輯簡單，換擋元件少，傳動效率高等優(yōu)點[2]。2015年國外學者W·里格爾設計了一種雙離合器變速器，至少能夠接通多個可動力換擋的前進擋和至少一個倒車擋[3]。 前年國內(nèi)的劉彥紅教授設計了全新的五檔變速器，這種變速器的結構相對較為新穎。它減少了匹配整車后的燃油消耗量，結構緊湊，設計合理，縮短了降擋同步時間，減少換擋力，換擋靈活，同時，變速器在空擋時的噪音小[4]。2013年國內(nèi)學者艾曉志研究了一種全新的無級變速器。該變速器包括輸入軸，輸出軸系，一個至少具有三個同軸轉(zhuǎn)動部件的行星輪系，兩臺電機，電機控制器和離合器[5]。2014年國內(nèi)學者吳濤發(fā)明涉及一種可調(diào)檔位的行星輪系變速器，改變行星輪與太陽輪的相對位置，這樣就可以實現(xiàn)對檔位的切換，傳動比也就可以與輸出軸相匹配。 1.3課題研究內(nèi)容 本課題通過大眾朗逸5擋手動變速器設計，掌握手動變速器軸和齒輪的設計過程，包括變速器總體方案布置、軸和齒輪的設計、二維工程圖紙設計、機械強度校核。 2手動變速器總體方案設計 2.1 傳動機構布置方案分析 2.1.1 固定軸式變速器 研究人員研究發(fā)現(xiàn)，兩軸式和中間軸式構成了固定軸式變速器的兩種基本的形式，這兩種變速器的內(nèi)部結構以及設置形式不盡相同，能夠適應不同的環(huán)境。如果前輪驅(qū)動汽車的發(fā)動機是設置在前部的，那么這種汽車一般使用的是兩軸式變速器，如果是后輪驅(qū)動汽車或者后輪驅(qū)動的汽車的發(fā)動機是設置在后部的，那么一般較多使用的是中間軸式變速器。 進一步的研究發(fā)現(xiàn)，兩軸式變速器的軸承的數(shù)量一般較少，同時其結構也相對較為簡單，設置起來較為方便。而且這種形式的變速器之中的齒輪只有一對，這就使得整個系統(tǒng)的傳動效率較高，其產(chǎn)生的噪聲也較小，整個系統(tǒng)的工作性能很好。但是，其也有缺點，具體表現(xiàn)在這種變速器對于齒輪和軸承的壓力和載荷較大，材質(zhì)的要求較高，成本也就相對來說較高。同時，其設計的一檔轉(zhuǎn)速比往往是較小的，這是為了保證整個系統(tǒng)的完整的需要。 和兩軸式變速器所不同的是，中間軸式的變速器之中設置了獨特的直接擋，這樣設置的好出便是其對齒輪和軸承的中間軸的壓力和載荷機會為零，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩一般也是直接輸出的，這樣就能夠保證變速器的效能很高，其對軸承的磨損也相對較小，相應地其產(chǎn)生的噪聲一般也較小。研究研究發(fā)現(xiàn)，直接檔的性能一般較好，其利用的效能也相對較高，這樣就能夠有效地延長變速器的工作時間。如果是其他的前進擋位，變速器的動力則需要經(jīng)過更多的裝置，這樣就能夠保證變速器的一檔的傳動比也相對較大。如果擋位變大，那么它的齒輪則需要借助常嚙合齒輪來實現(xiàn)其傳動，擋位較低的齒輪則將這個過程省略了。目前在實際的設計和生產(chǎn)之中，很多檔位的換擋機構采用的一般都是同步器或嚙合套，而且研究人員往往會將這些同步器或嚙合套設置在軸承的第二根軸上。研究人員經(jīng)過研究發(fā)現(xiàn)中間軸式變速器的傳動效率有所降低。一般來說，不同的中間軸式變速器在結構和具體的參數(shù)上有所差異，這樣便能夠保證變速器能夠適應各種不同的工作環(huán)境。 由于本課題是設計大眾朗逸手動變速器，目前多數(shù)的轎車都是通過前置前驅(qū)的工作形式，并且考慮到兩軸式與中間軸式變速器的優(yōu)缺點，最終決定采取的是兩軸式變速器。 2.1.2 倒擋的布置方案 目前，變速器的一擋或倒擋的傳動比一般較大，這樣就導致在工作時在齒輪上受到的載荷也相對較大，這樣就會進一步導致變速器軸的轉(zhuǎn)角較大，會影響整個齒輪的嚙合程度，使得齒輪出現(xiàn)磨損的現(xiàn)象。為了避免這一現(xiàn)象的產(chǎn)生，現(xiàn)在很多的變速器的一擋與倒擋往往都設置在靠近軸的支承處，這樣就能夠有效地避免這種情況的發(fā)生。而且這樣做的好處也是能夠保證軸承的強度較大，能夠滿足設計的要求。目前，倒擋和一檔的的傳動比一般是較為接近的，但是倒檔使用的頻率一般較少，這樣就能夠?qū)⒌箼n設置在一檔之后，整個系統(tǒng)就比較完善，一檔和倒檔的工作也就相對來說更加順利。 2.2 零部件結構方案分析 2.2.1 齒輪形式選擇 研究人員研究發(fā)現(xiàn)，直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪是目前變速器之中應用的最多的兩種形式。一般來說，斜齒圓柱齒輪工作時更加穩(wěn)定，其產(chǎn)生的噪聲也相對較小，因此其能夠使用的時間也較長。但是其對制造工藝和材料的要求較高，給軸承帶來更大的壓力和載荷。正因為這些特點，目前斜齒圓柱齒輪是變速器的常嚙合齒輪常用的一種形式，這樣相應的常嚙合齒輪數(shù)會變得更大，其產(chǎn)生的轉(zhuǎn)動慣量也就相應地變大。而直齒圓柱齒輪使用地就較少，目前只是在低擋和倒擋之中使用。 綜合以上特點，輸入軸和輸出軸的前進擋一般是出于常嚙合的狀態(tài)，本課題采用了斜齒圓柱齒輪傳動，倒擋齒輪則不同，一般采取的是直齒圓柱齒輪傳動。 2.2.2 換擋機構形式 根據(jù)相關資料顯示，直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋是目前變速器換擋機構之中最常使用的部件。 汽車在行駛過程之中，變速器之中的轉(zhuǎn)動齒輪的角速度不盡相同，因此換擋一般是采取軸向滑動直齒齒輪的方式，這樣做的壞處便是會給齒輪端面造成一定的負荷，產(chǎn)生的噪聲也相對較大。而且，這樣齒輪端部因為壓力和負荷的影響磨損很大，給換擋造成了一定的影響和困擾，給駕駛員駕駛的舒適感造成很大的影響。這就給駕駛員的操作帶來了更高的要求，要求駕駛員能夠熟練掌握離合器才能夠解決上述問題。但是，這也有其缺點，換擋所需要的行程一般較長，這樣就給駕駛和安全性造成了很大的影響。所以，雖然這種結構相對來說較為簡單，操作起來也并不復雜，但是其使用的范圍并不是很廣。 嚙合套的換擋一般與眾不同，其內(nèi)部設置了特殊的常嚙合齒輪，這樣對變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩的影響較大，力矩明顯增大。這種換擋方法也就存在其一定的局限性，使用的范圍也就相對較窄。這種方式在重型汽車的檔位之中應用的較多，重型汽車的換擋機構連接件間的角速度的差別一般較小，可以采取嚙合套來實現(xiàn)換擋，而且這種方式的結構也相對靈活，制造工藝較為簡單，可以節(jié)約成本。 現(xiàn)在，一種全新的換擋方式流行開來，和以前常用的兩種換擋方法相比，這種換擋方式的結構相對來說較為復雜，對制造工藝和制造的材料的要求較高，因此這種方式的使用范圍目前還沒那么廣。但是因為其效果很好，能夠?qū)崿F(xiàn)平穩(wěn)的換擋，同時其產(chǎn)生的噪聲也相對較小，因此這種換擋方式有其光明的前景，今后肯定會被廣泛使用。 因為本次設計的是轎車變速器，需要操作方便，盡可能的減少沖擊和噪聲，并且對整車的燃油經(jīng)濟性和行駛安全性影響減到最低，故選擇了同步器換擋。 2.2.3 自動脫擋控制 經(jīng)過研究發(fā)現(xiàn)，變速器產(chǎn)生故障的重要原因是因為檔位有時會自動脫離。自動脫檔的原因不盡相同，其中最主要的是接合齒磨損情況嚴重以及變速器軸強度不夠。現(xiàn)在一般在制造工藝上進行一定的處理和調(diào)整，這樣便能夠有效地避免這個問題，本文進行了一定的工藝上的處理，使嚙合的一對齒輪中的小齒輪的齒寬比大齒輪的齒寬略寬，以避免兩齒輪因軸向有錯位使嚙合齒寬減小的情況。【4】 2.2.4 變速器軸承的選擇 一般來說，變速器軸支承會做旋轉(zhuǎn)運動，這樣會在殼體或其他的部位設置特殊的軸承。變速器軸承的形式目前有很多種，這些不同形式的軸承不盡相同，使用的環(huán)境也不同。目前，一般是根據(jù)結構的特點和載荷以及壓力的不同來決定使用何種變速器軸承。 目前常見汽車變速器的結構相對簡單，而且其尺寸也相對較小，這是由于其尺寸的大小和軸承的結構息息相關，太大的變速器設置起來非常不方便。研究人員研究發(fā)現(xiàn)，圓錐滾子軸承的半徑較小，寬度的值較大，這就能夠保證其擁有較大的容積，同時其承受壓力和載荷的能力也就大大加強，所以這種軸承在變速器之中使用的很多。在裝配過程之中，會存在著一定的麻煩，對齒輪嚙合的精準度也會造成一定的影響，這是其存在的劣勢。圓柱滾子軸承在變速器的輸入軸、輸出軸之中被廣泛使用?！?】 滾針軸承和滑動軸承在齒輪和軸的領域之中使用地較多，它們之間的連接不是固定的，兩者需要相對獨立的空間。研究發(fā)現(xiàn)，滾針軸承的摩擦相對較小，因此其工作的效率較高，同時其工作時的精度較高，齒輪的嚙合程度也就相對較高。而滑動軸套的間隙一般較大，其磨損的程度也較大，因此其產(chǎn)生的噪聲也就相對較大。但是滑動軸套也有其優(yōu)勢，具體表現(xiàn)為其制造的成本相對低廉，對制造的工藝的要求較低。 變速器中心距往往會對軸承的直徑產(chǎn)生影響，一般來說需要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6～12mm。綜上所述，本課題選用了軸承外圈有擋圈的球軸承來連接軸和變速器箱體。 2.3朗逸手動變速器的工作原理 兩根相互平行的軸來實現(xiàn)朗逸汽車手動變速器的動力傳遞。此外，還有一根比較短的倒擋軸以幫助汽車實現(xiàn)倒退行駛。本課題擬將輸出軸上的齒輪全部采用空套的形式，用同步器換擋。在怠速情況下，輸出軸上的齒輪與輸入軸上的齒輪嚙合空轉(zhuǎn)；當某兩擋間的同步器通過接合套的花鍵滑動接合某擋齒輪時，發(fā)動機動力就從輸入軸該擋主動齒輪傳到該擋輸出軸從動齒輪，再通過同步器將動力傳到輸出軸。通過變速器操縱機構撥叉撥動同步器實現(xiàn)換擋，輸出不同齒比的動力。 3 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1變速器基本參數(shù)的選取 現(xiàn)已知需要裝配該變速器的車輛為大眾朗逸轎車，發(fā)動機前置，前輪驅(qū)動，配套的發(fā)動機的最大輸出功率為85KW/6000rpm，最大輸出扭矩為120N.m/4500rpm。在此基礎上對變速器類型進行設計。 3.1.1 確定變速器的擋數(shù) 一般來說，變速器的擋數(shù)很多，其取值范圍在3到20之間?，F(xiàn)在經(jīng)常使用的變速器在6擋以下，一旦變速器的擋數(shù)超過6擋，則需要配置特殊的副變速器，這樣兩者合作形成多擋變速器。 如果增加變速器的擋數(shù)，那么汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性將大大改善，同時汽車的車速也將大大增大。但是如果變速器的擋數(shù)過多，那么變速器的結構也就相對較為復雜，其操作時換擋的難度也就相對增大。如果最低傳動比是相對固定的，一旦變速器的擋數(shù)增加，那么變速器低擋和高擋的傳動比也就要相應地減小。為了保證換擋的順利，一般需要傳動比的比值不能過大。在實際的操作之中，高檔位使用地較多，因此在設計時高檔位兩個檔位之間的傳動比要稍微比低檔位的傳動比小一些?，F(xiàn)在在乘用車市場之中，一般都設置有4-5個檔位，還會設置一個倒檔形成最終所有的檔位，本文采用5擋手動變速器。 3.1.2 傳動比范圍的選擇及各擋傳動比 研究發(fā)現(xiàn)，輕型轎車的變速器相對較好，這也保證其動力性相對較好，因此其最高的檔位一般是超速擋，其傳動比的取值范圍在0.7到0.8之間，初取為0.77。一般來說，很多因素都會對最低擋位的傳動比造成影響：發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的最大值、汽車的爬坡能力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑?，F(xiàn)在最常見的乘用車的傳動比范圍在3.0到4.5之間，初取為3.5。 一般來說，汽車的各個檔位上的傳動比也是有一定的等級的，這樣便可以使得發(fā)動機的功率得到充分的利用，汽車的動力性也就大大提升。同時，為了保證換擋順利，檔位較高的傳動比要相對比檔位較低的傳動比小一些。所以選取1擋傳動比為3.5，2擋傳動比為2，3擋傳動比為1.3，4擋傳動比為1，5擋傳動比為0.77。 3.1.3 確定變速器中心距 如果采用的是兩軸式變速器，那么輸入軸與輸出軸之間的長度一般就是其中心距大小。其中心距的數(shù)值對變速器的很多指標都有著很大的影響，尤其對輪齒的接觸強度的影響較大。同時，隨著中心距的變小，接觸應力也會相應的變大，齒輪的使用時間也就相對較短。所以，中心距的最小值應該保證齒輪的接觸強度。 由經(jīng)驗公式： （3-1） 式中，A表示變速器中心距的大小，其單位是mm；為衡量中心距的指數(shù)，對于乘用車來說：=8.99.3，這里取其值為9.0；為發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的最大值其單位是Nm，本設計之中=122 Nm；為一擋變速器的傳動比，本設計之中為0.77；為衡量變速器傳動的效率，本設計之中96%。故 mm 為了保證一定的余量，取72mm。 3.1.4 確定各擋齒輪的模數(shù) 如果變速器的中心距是相等的，那么模數(shù)的選擇就需要選擇相對較小的，這樣齒輪齒數(shù)就會相應地增加，齒寬也要相對地大些，這樣嚙合程度就好一些，齒輪的噪聲也就相對較小。在設計時，模數(shù)需要盡量多些，齒寬也需要有所限制，這樣才能夠保證整個質(zhì)量小。這樣就可以有效地減少齒輪產(chǎn)生的噪聲，給駕乘者帶來舒適的乘車體驗。這就要求變速器低擋齒輪應選用大些的模數(shù)，高擋齒輪選用小些的模數(shù)，這樣不僅減少了齒輪運動噪聲，而且高擋齒輪使用頻繁，提高了整車經(jīng)濟性和舒適性。 故選定1擋齒輪法向模數(shù)為2.5，2擋齒輪法向模數(shù)為2.25，3、4、5擋齒輪法向模數(shù)為2。 3.2變速器各擋齒輪參數(shù)的計算 變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，故這里選用20CrMnTi為齒輪材料，滲碳處理。 3.2.1 1擋齒輪參數(shù)計算 ①一擋齒輪齒數(shù)計算 一擋齒輪副的傳動比為 其齒數(shù)和為 （3-2） 式中，中心距，螺旋角暫選為，模數(shù)。 取，。，故 ②確定輸出軸上一擋齒輪齒寬 對于斜齒輪，齒寬計算式為 （3-3） 其中b為齒寬（mm）；齒寬系數(shù)應取6.0-8.5，?。挥嬎愕? mm ③齒輪的幾何參數(shù)。 端面壓力角： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 3.2.2 2檔齒輪參數(shù)計算 ①二擋齒輪齒數(shù)計算 二擋齒輪副的傳動比為 其齒數(shù)和為 式中，中心距，螺旋角選為，模數(shù)。計算得。取，，故。 ②確定輸出軸上二擋齒輪齒寬 對于斜齒輪，其齒寬為 式中，齒寬系數(shù)應取6.0-8.5，取6.0，計算得 mm ③齒輪的幾何參數(shù)。 端面壓力角： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 3.2.3 3檔齒輪參數(shù)計算 ①三擋齒輪齒數(shù)計算 三擋齒輪副的傳動比為 其齒數(shù)和為 式中，中心距，螺旋角暫選為，模數(shù)。計算得。取，。故 ②確定輸出軸上三擋齒輪齒寬 對于斜齒輪，其齒寬為 式中，齒寬系數(shù)應取6.0-8.5，取6.55，計算得 mm，取b=13.5mm ③齒輪的幾何參數(shù)。 端面壓力角： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 3.2.4 4檔齒輪參數(shù)計算 ①四擋齒輪齒數(shù)計算 四擋齒輪副的傳動比為 其齒數(shù)和為 式中，中心距，螺旋角暫選為，模數(shù)。計算得。取，。故 ②確定輸出軸上四擋齒輪齒寬 對于斜齒輪，其齒寬為 式中，齒寬系數(shù)應取6.0-8.5，取6.55，計算得 mm，取b=13.5mm ③齒輪的幾何參數(shù)。 端面壓力角： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 3.2.5 5檔齒輪參數(shù)計算 ①五擋齒輪齒數(shù)計算 五擋齒輪副的傳動比為 其齒數(shù)和為 式中，中心距，螺旋角暫選為，模數(shù)。計算得。取，。故。 ②確定輸出軸上五擋齒輪齒寬 對于斜齒輪，其齒寬為 式中，齒寬系數(shù)應取6.0-8.5，取6.55，計算得 mm，取b=13.5mm ③齒輪的幾何參數(shù)。 端面壓力角： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 3.2.6倒檔齒輪參數(shù)計算 本次設計倒擋和一擋齒輪選用相同的模數(shù)均為2.5mm，倒擋中間齒輪的齒數(shù)通常選為21～23。本次設計，倒擋齒輪11的齒數(shù)，初選為21，可計算輸入軸與倒擋軸的中心距A? （3-4） 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和齒輪2的齒頂圓之間應該保持有0.5mm以上的間隙，即倒擋軸與輸出軸中心距應滿足 因倒擋傳動比：，即 ，則，取為，則為避免倒擋齒輪退出倒擋時與齒輪2運動干涉，齒輪13的齒數(shù)要比齒輪2多，故取。 輸出軸與倒擋齒輪12中心距： 倒擋傳動比： ③倒擋齒輪參數(shù)計算 齒輪11外形尺寸參數(shù)計算 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒根高： 齒頂高： 齒根圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒輪12和齒輪13采用標準齒輪傳動 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒根高： 齒頂高： 齒根圓直徑： 齒頂圓直徑： 4輪齒強度校核 4.1齒輪材料的選擇原則 1） 齒輪材料必須具有足夠的強度以滿足變速器的工作條件； 2） 應便于齒輪毛坯的成形，并考慮齒輪外形尺寸以及加工制造工藝的要求； 3） 輪齒表面要有足夠的硬度，以防止齒面出現(xiàn)點蝕、膠合、磨損等現(xiàn)象； 4） 齒輪芯部要有合適的韌性，確保齒根具有一定的抗彎曲強度； 5） 齒輪材料應便于熱處理，如表面滲碳、氮化和表面淬火等； 6） 以調(diào)質(zhì)碳鋼為材料制作的齒輪可以承受中等沖擊載荷，而正火碳鋼僅限于平穩(wěn)或輕度載荷條件； 7） 高速重載齒輪材料一般選擇合金鋼； 常用齒輪材料及其力學性能見表4.1。 表4.1 常用齒輪材料及其力學性能 材料牌號 熱處理方法 強度極限 屈服極限 硬度（HBS） 齒芯部 齒面 HT250 250 170~241 HT300 300 187~255 HT350 350 197~269 QT500-5 ?；? 500 147~241 QT600-2 600 229~302 ZG310-570 580 320 156~217 ZG340-640 650 350 169~229 45 580 290 162~217 ZG340-640 調(diào)質(zhì) 700 380 241~269 45 650 360 217~255 30CMrnSi 1100 900 310~360 35SiMn 750 450 217~269 38SiMnMo 700 550 217~269 40Cr 700 500 241~286 45 調(diào)質(zhì)后表面淬火 217~255 40~50HRC 40Cr 241~286 48~55HRC 20Cr 滲碳后淬火 400 300 58~62HRC 20CrMnTi 850 12Cr2Ni4 850 320 20Cr2Ni4 1100 350 35CrAlA 調(diào)質(zhì)后氮化（氮化層厚） 750 255~321 >850HV 38CrMoAlA 850 夾布塑膠 100 25~35 變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度和芯部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對可加工性及成本也應考慮。 國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為33～48HRC。 本次設計，齒輪材料采用20CrMnTi，輪齒表面采用滲碳處理。 4.2各軸轉(zhuǎn)矩計算 發(fā)動機最大扭矩為120N.m，取齒輪副傳動效率為99%，離合器傳動效率為99%，軸承傳動效率為96%。 Ⅰ擋： Ⅱ擋： 4.3輪齒強度校核計算 4.3.1輪齒彎曲應力計算與校核 （1） 直齒輪彎曲應力[3]： (4-1) 式中，為彎曲應力（MPa）；Tg為計算載荷（N·mm）；為應力集中系數(shù)，可近似??；為摩擦力影響系數(shù)，主從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪，從動齒輪；Kc為齒寬系數(shù)；m為模數(shù)（mm）；z為齒數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖4-1所示。 當Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，一、倒擋直齒許用彎曲應力在400～850MPa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的需用應力應取下限。 （2） 斜齒輪彎曲應力[3]： (4-2) 式中，Tg為計算載荷（N·mm）；β為斜齒輪螺旋角（°）；為應力集中系數(shù)，；為齒寬系數(shù)；為斜齒輪的法向模數(shù)（mm）；為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖4-1中查得；為重合度影響系數(shù)，。 圖4-1 齒形系數(shù)圖 當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180~350MPa范圍。 Ⅰ擋（直齒）：由圖4-1查得，齒形系數(shù)：y1=0.172 ，y2=0.178 ，則 齒輪1、2最大彎曲應力均在許用彎曲應力范圍（400～850MPa）內(nèi)，故滿足條件。 Ⅱ擋（斜齒）：由圖4-1查得齒形系數(shù)：，，則 齒輪3、4最大彎曲應力在許用彎曲應力范圍（160~350MPa）內(nèi)，故滿足條件。 4.3.2輪齒接觸應力計算與校核 (4-3) 其中，為齒面上的法向力（N）， ，，這里按照選??； 為節(jié)點處的壓力角； 為齒輪材料的彈性模量（MPa），??；、是主、從動齒輪節(jié)點出的曲率半徑，，， 、為主、從動齒輪上的節(jié)圓半徑（mm）。 ， ，則有 1擋齒輪接觸應力 對一擋齒輪的許用接觸應力為19002000MPa，小于許用應力，故符合強度要求。 2擋齒輪接觸應力 同一擋齒輪處理方法，二檔齒輪接觸應力可整理為 常嚙合齒輪的許用接觸應力為13001400MPa，小于許用應力，故符合強度要求。 5 軸的設計及強度計算 研究發(fā)現(xiàn)，變速器工作時齒輪會受到各種不同力的作用，這樣變速器的軸承就會產(chǎn)生彎矩的效果。這樣對變速器軸的強度就提出了很高的要求。一旦強度不夠就極易對軸承產(chǎn)生極大的壓力和負荷，對齒輪的嚙合程度會造成極大的影響，同時對齒輪的各方面性能都會產(chǎn)生不好的影響。因此，在設計變速器軸時一定要保證齒輪軸擁有足夠的強度這樣才能符合相關要求。 變速器軸使用的的材料和齒輪相同，也選用滲碳合金鋼20CrMnTi。 5.1 初選軸的直徑 對于變速器的輸入軸、輸出軸，由經(jīng)驗公式 mm 同時估算輸入軸、輸出軸的最小直徑 （5-1） （5-2） 式中，K為經(jīng)驗系數(shù)，，取4.5；為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；為變速器的第五擋傳動比。則有 輸入軸 輸出軸 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的關系可按下式選取：輸入軸：d/L=0.160.18；輸出軸：d/L=0.180.21。 本次汽車變速器軸的設計主要是輸入軸、輸出軸與中間軸，還有一軸為倒檔齒輪用軸。軸的具體樣式與尺寸在零件圖中有具體的體現(xiàn)，下表列出軸的設計最小半徑尺寸與設計長度： 設計最小半徑（mm） 設計長度（mm） 輸入軸 23 191 輸出軸 19 171 表 5-1軸參數(shù)表 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檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于輸出軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對輸入軸和輸出軸進行校核。 圖5-1 輸入軸 圖5-2 輸出軸 5.2軸的強度校核 5.2.1 輸入軸強度校核 因為輸入軸在運轉(zhuǎn)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 （5-3） 式中 ——扭轉(zhuǎn)切應力，MPa； T ——軸所受的扭矩，N·mm； ——軸的抗扭截面系數(shù)，； P ——軸傳遞的功率，kw； d ——計算截面處軸的直徑，mm； [] ——許用扭轉(zhuǎn)切應力，MPa。 其中P選取95kw，n =5750r/min,d =32mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計算公式為： （5-4） 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 =8.1MPa； ——軸截面的極慣性矩，，； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 對于一般傳動軸可??；故也符合剛度要求。 5.2.2輸出軸的強度校核 ①軸的剛度驗算 一般來說，軸的撓度和軸的轉(zhuǎn)角會對齒輪工作情況產(chǎn)生極大的影響。軸的撓度會影響齒輪的中心距，有時會對齒輪的嚙合程度產(chǎn)生影響。而軸的轉(zhuǎn)角會對齒輪上的壓力的分布產(chǎn)生一定的影響。并且在計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。對于輸出軸上的一擋和五擋齒輪，它們和支承點的距離較短，這樣上面受到的壓力不是很大，這樣撓度也不是很大，因此可以忽略計算。變速器齒輪和軸的位置關系如圖5-1所示時，如果軸在垂直面內(nèi)的撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計算。 圖5-1軸的撓度和轉(zhuǎn)角 （5-5） （5-6） （5-7） 式中，是齒面徑向力，其單位是N；為齒面圓周力，其單位是N；E為衡量彈性模量的大小，其單位是MPa，；I為慣性矩，其單位是，對于實心軸，；d是軸的直徑，其單位是mm，花鍵以平均數(shù)值來計算；a、b分別為齒輪受到的作用力離支撐架的距離，其單位是mm；L為兩支架間的距離，大小單位為mm。 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為，。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002rad。 a. 求出輸出軸各擋齒輪的受力及支承點的支反力，受力圖如圖5-2 圖5-2輸出軸上受力圖 其中分別為輸出軸兩端支承反力，分別為1至5擋的齒輪受力?！?1】 對1擋有 同理可求出其他四擋的，故可下列表 表5-2 各擋齒輪受力表 擋位 求出 （N） (N) (N) R(mm) 一擋 7625.0 2960.3 2830.3 56.0 二擋 5124.7 1925.4 1312.1 47.6 三擋 3814.5 1407.9 642.5 41.6 四擋 3341.8 1233.5 562.8 36.5 五擋 3000.9 1148.4 894.5 31.3 再列出方程求解支反力 代入相應數(shù)值，求解得 b. 對輸出軸2擋齒輪處的剛度驗算，如圖5-3 圖5-3剛度驗算齒輪2示意圖 對齒輪2處計算得的撓度和轉(zhuǎn)角均在許可范圍內(nèi)。 c. 對輸出軸3擋齒輪處的剛度驗算，如圖5-4 圖5-4剛度驗算齒輪3示意圖 對齒輪3處計算得的撓度和轉(zhuǎn)角均在許可范圍內(nèi)。 d. 對輸出軸4擋齒輪處的剛度驗算，如圖5-5 圖5-5剛度驗算齒輪4示意圖 對齒輪4處計算得的撓度和轉(zhuǎn)角均在許可范圍內(nèi)。 ②軸的強度計算 一般來說，徑向力和軸向力往往會使軸發(fā)生彎曲形變，相對應地圓周力則會使軸在水平面內(nèi)發(fā)生彎曲形變。對彎矩和轉(zhuǎn)矩進行分別計算，得到合成彎矩，再驗證其應力。 a． 輸出軸扭矩計算 由于扭矩是有齒輪的圓周力作用產(chǎn)生的，用示意圖來表示如下圖 圖5-6輸出軸水平面內(nèi)受力圖 圖中分別為各擋齒輪圓周力的作用力矩，為輸出軸的負載力矩。 圖5-7輸出軸扭矩圖 b． 求出輸出軸彎矩計算 輸出軸彎曲變形是由于齒輪徑向力、軸向力和軸的支反力作用的結果，如下圖 圖5-8輸出軸垂直平面內(nèi)受力圖 圖中分別為各擋齒輪軸向力的作用力矩。 由計算畫出輸出軸在垂直平面的彎矩圖 圖5-9輸出軸彎矩圖 c． 合成彎矩及應力計算 式中為合成彎矩；為各擋齒輪處軸的直徑；W為抗彎截面系數(shù)。軸的許用應力為，由計算知軸尺寸滿足強度要求。 6 同步器及換擋機構的設計 研究人員研究發(fā)現(xiàn)，變速器的兩個軸在旋轉(zhuǎn)時的速度往往不相等，這時在檔位變換時會存在一定的問題。只有所有的齒輪的轉(zhuǎn)速相等時，這時齒輪就會嚙合成功了。這個過程往往需要借助同步器的幫助，而同步器有各種不同的類型和結構。查閱相關數(shù)據(jù)顯示，鎖環(huán)式同步器在同步器領域之中使用地較多。接合套和同步鎖環(huán)是這種同步器之中最重要的部件。同時研究人員在這個系統(tǒng)之內(nèi)往往會設置特殊的鎖止角，這個鎖止角可以和內(nèi)錐面相結合，這樣便可以產(chǎn)生摩擦。摩擦一旦產(chǎn)生，那么齒套和齒圈就會迅速形成一個整體，這樣就能夠避免齒輪提前嚙合的情況。而且如果內(nèi)錐面和外錐面相碰后，這樣同步鎖環(huán)和齒輪的轉(zhuǎn)速就會迅速調(diào)整到一致，這樣它們旋轉(zhuǎn)的狀況就一樣。而且這時接合套的作用就會逐漸消失，它便會和齒輪形成一個整體并且兩者會接合，整個換擋的工作也就全部完成。 結論 經(jīng)過一段時間的學習，我學習了機械設計、機械原理、汽車構造、變速器設計等相關的書本知識，在這個學習過程中，機械設計和材料力學這兩門學科對我所設計的課題存在的很大的幫助，在畢業(yè)設計的過程中，我要從這兩門學科里不斷學習相關的知識，這同時是一個不斷學習的過程，學習知識同時學習了相關的設計思路和研究方法，為將來的工作提供了很好的幫助。 現(xiàn)在終于把畢業(yè)設計完成了，滿滿的成就感，整個畢業(yè)設計讓我學到了很多知識，但其中還有很多地方需要我去改進。 經(jīng)過一段時間的刻苦學習和老師同學的幫助，我完成了相關課題內(nèi)容的設計，取得以下幾點成果： （1） 根據(jù)擋位和相應的載荷對朗逸5擋手動變速器進行機械結構設計； （2） 對5擋手動變速器的設計進行機械校核； （3） 運用Autocad建立變速器軸和齒輪的二維工程圖紙； 這是我第一次進行汽車相關零件的設計，其中肯定存在著許多不足，很多地方需要進行改善提升。不過本次設計工作提升了的學習能力和團隊合作力，這些在我將來的工作生活中一定有很大的幫助。  致謝 在本次畢業(yè)設計的過程中，我要感謝我的指導老師這幾個月的悉心教誨，她從選題階段開始一直到畢業(yè)設計結束階段都一直在細心的教導我，耐心的為我解釋著我所不知道的難點，還一遍一遍不厭其煩的為我修改我的畢業(yè)設計，直到我的畢業(yè)設計成型。而且在過程中，老師不斷給我提供相關的課題資料，讓我對我所研究的課題有進一步的了解。同時，在我遇到困難，停滯不前的時候，老師都會鼓勵我，給我信心，并且和我一起勇闖難題。如果沒有老師一直支持與鼓勵我，這次畢業(yè)設計將不會如此順利；在這里，我要對我的指導老師，鄒政耀老師，表示深深的感謝。 還有在過程中與我一起奮斗的同學們，我的室友們，是他們給了我這四年幸福的時光，如果沒有他們，我的大學時光也不會過的這么快樂。不止是在大學日常生活里，在這次畢業(yè)設計的過程中，當我遇到困難心情沮喪時，也是我的室友們在一旁鼓勵我，與我一起探討問題，互相幫助對方走出困境，找到合適的解決方法。在這里，我要對他們表示感謝。 最后，我要感謝培養(yǎng)了我四年的母校：金陵科技學院。是母校給了我學習的機會，也是母校給予了我考察自己的機會。感謝母校對我的培養(yǎng)，感謝母校對我的支持。我會帶著在母校所學到的知識，良好習慣，紀律安心的踏入社會，并將母校的精神影響身邊更多的人。  參考文獻 [1] 皮特·譚伯格.可動力換擋多擋變速器:CN101275630A[P].2012. 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