本科畢業(yè)設計說明書摘 要汽車變速器作為汽車傳動系統(tǒng)中不可或缺的一部分，在汽車的行駛過程中發(fā)揮重要的作用。其技術的發(fā)展,是衡量國家汽車技術水平的一項總要依據(jù)，可以說變速器是傳動系統(tǒng)的心臟。本課題以 EQ1090 貨車變速器為研究對象，根據(jù)發(fā)動機型號及轉速功率等主要數(shù)據(jù)對其結構方案分配，完成變速器的設計和各個主要部件的強度計算，最后根據(jù)計算數(shù)據(jù)確定總體結構，繪制二維設計圖紙。其中具體零件如齒輪的設計計算部分是本說明書的主要部分，主要包含了方案確定、結構分析、計算校核等三大部分。結構分析是對主要零件設計的前提也是基礎，這一過程包括了兩軸之間的中心矩、各檔齒輪參數(shù)、傳動比匹配以及輸入輸出軸的校核等等。方案確定主要包含的倒檔軸的選型及換擋機構同步器的結構方案。校核計算則是對整個設計過程中所計算的齒輪以及軸等主要零部件進行校核。關鍵詞 手動變速器；分析；齒輪；同步器；校核；本科畢業(yè)設計說明書AbstractAs an indispensable part of automobile transmission system, automobile transmission plays an important role in the process of driving. The development of its technology is an important basis to measure the national automobile technology level. It can be said that the transmission is the heart of the transmission system. This subject takes EQ1090 truck transmission as the research object. According to the main data of engine type and speed and power, the structural scheme is allocated. The design of transmission and the strength calculation of each main component are completed. Finally, the overall structure is determined according to the calculation data, and the two-dimensional design drawings are drawn. The design and calculation of specific parts such as gears is the main part of this specification, which mainly includes three parts: scheme determination, structure analysis, calculation and verification. Structural analysis is the premise and basis for the design of main parts. This process includes the center moment between the two axles, gear parameters, transmission ratio matching and the check of input and output shafts, etc. The scheme determines the type selection of the reversing shaft and the structural scheme of the synchronizer of the shifting mechanism. The checking calculation is to check the main parts such as gears and shafts calculated in the whole design process. Key Words Manual transmission; Analysis; Gear; Synchronizer; Check;本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書目 錄摘 要 43Abstract .44第 1 章 緒 論 11.1 變速器的簡介 11.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 11.2.1 手動變速器(MT) .11.2.2 自動變速器（AT） .21.2.3 手動/自動變速器（AMT） .21.3 變速器的分類 31.4 變速器的功用及設計要求 51.4.1 變速器的功用 .51.4.2 變速器的設計要求 .51.5 課題研究的目的與意義 6第 2 章 變速器總體設計方案的確定 .62.1 傳動方案的分析 62.2 總體結構方案的確定 72.2.1 齒輪形式 .72.2.2 變速器軸承 .72.2.3 換擋機構 .8第 3 章 變速器主要零部件的設計與計算 .83.1 檔位數(shù)的確定 83.2 各檔傳動比的確定 83.2.1 最大傳動比的確定 .83.2.2 確定其他各檔傳動比 103.3 中心距的確定 .103.4 外形尺寸 .103.5 齒輪參數(shù)的確定 .10本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書3.5.1 模數(shù) 103.5.2 壓力角 113.5.3 螺旋角 113.5.4 齒寬 113.6 變位系數(shù)的確定 .12第 4 章 變速器齒輪的設計計算與校核 124.1 齒輪的設計與計算 .124.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 124.1.2 齒輪材料的選擇 204.1.3 各軸的轉矩的確定 204.2 齒輪的強度校核 .214.2.1 輪齒的失效模式 214.2.2 彎曲強度的計算 214.2.3 輪齒接觸應力的計算 24第 5 章 軸的設計與計算與校核 285.1 軸的工藝要求 .285.2 軸的結構 .285.3 初選軸的直徑 .295.4 軸的強度計算 .29第 6 章 軸承的選擇及校核 326.1 輸入軸的軸承選擇與校核 .326.2 輸出軸軸承校核 .34第 7 章 變速器同步器的設計 357.1 同步器的結構分析 .357.2 同步器的工作原理 .357.3 同步器主要參數(shù)的設計 .367.3.1 摩擦系數(shù) 367.3.2 同步環(huán)尺寸的確定 367.3.3 鎖止角 36本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書7.3.4 同步時間 367.3.5 摩擦力矩 36總 結 .38致 謝 .39參 考 文 獻 .40本科畢業(yè)設計說明書第 1 章 緒 論1.1 變速器的簡介隨著汽車變速器的發(fā)展，其傳動方式從一開始的鏈條傳動已經(jīng)發(fā)展到了現(xiàn)在的齒輪傳動手動變速器,而在如今的 21 世紀已經(jīng)發(fā)展到了機械液力自動變速器和電控機械式自動變速器。然而從目前汽車上配置的變速器來看，主要有以下幾種變速器占主導地位：手動變速器（MT）、液力機械變速器（AT）、手/自一體變速器（AMT）和機械無級變速器（CVT） [1]。不過即使這樣，無論是哪種變速器，它都是汽車傳動系統(tǒng)中的心臟，是任何一輛汽車不可缺少的一部分，在汽車的行駛過程中發(fā)揮重要的作用。1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀1.2.1 手動變速器 (MT)手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級” )。比如，一檔變速比是 3.85,二檔是 2.55,再到五檔的 0.75,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有 5 個值(即有 5 級)，所以說它是有級變速器。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認為手動變速器不會過早的離開。首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大本科畢業(yè)設計說明書多數(shù)年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學校中，教練車都是手動變速器的，除了經(jīng)濟適用之外，關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調性。第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等國內廠家的經(jīng)濟型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是 5 檔手動變速。1.2.2 自動變速器（ AT）自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機如果使用手動檔，則會反復地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。1.2.3 手動/自動變速器（AMT）其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠 911 車型上首先推出，稱為 Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“+”、“-”選擇檔位。在 D 檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。本科畢業(yè)設計說明書自動—手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔”。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術含量，但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，比如廣州本田飛度 1.3L CVT 兩廂、南京菲亞特 2004 派力奧 1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那 Speedgear EL 這些“二合一”的車型價格均在 10 萬元左右，這個價格層面還比較低的。 所以，手動/自動車在普及上還是具有相當?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應該以此為契機，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。1.3 變速器的分類從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。一、手動變速器(MT)手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級” )。比如，一檔變速比是 3.85,二檔是2.55,再到五檔的 0.75,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有 5 個值(即有5 級) ，所以說它是有級變速器。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認為手動變速器不會過早的離開。首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機本科畢業(yè)設計說明書都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學校中，教練車都是手動變速器的，除了經(jīng)濟適用之外，關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調性。第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等國內廠家的經(jīng)濟型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是 5 檔手動變速。二、自動變速器（AT）自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機如果使用手動檔，則會反復地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。三、手動/自動變速器（AMT）其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠 911 車型上首先推出，稱為 Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動本科畢業(yè)設計說明書檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“+”、“-”選擇檔位。在 D 檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。自動—手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔”。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術含量，但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，比如廣州本田飛度 1.3L CVT 兩廂、南京菲亞特 2004 派力奧 1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那 Speedgear EL 這些“二合一”的車型價格均在 10 萬元左右，這個價格層面還比較低的。 所以，手動/ 自動車在普及上還是具有相當?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應該以此為契機，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。四、無級變速器當今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范·多尼斯（VanDoorne’s）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有 2～7 個檔。而無級變速器能在一定范圍內實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉速下自動獲得最合適的傳動比。從市場走向來看，雖然無級變速器是一個技術分量比較高的部件，但是也已經(jīng)走進了普通轎車的“身體” 之中，廣本兩廂飛度每個排量都有一款配置了 CVT 無級變速器，既方便又省油，且售價也僅在 9.68～11.68 萬元。而且奇瑞汽車銷售公司表示QQ 無級變速器型年底上市?？磥頍o級變速器在中檔車中的運用將越為廣泛。1.4 變速器的功用及設計要求 1.4.1 變速器的功用本科畢業(yè)設計說明書變速器把發(fā)動機的能量通過驅動橋傳遞給車輪，其主要功用是：（1）通過換擋改變傳動比從而改變轉矩，擴大驅動輪的有效工作范圍，以適應經(jīng)常變化的路況，以便汽車能在最利的工況下工作，發(fā)揮出其最佳性能；（2）在發(fā)動機旋轉方向不變的情況下，使傳遞至主動輪的輸出軸實現(xiàn)反向旋轉，從而滿足汽車在實際情況，根據(jù)需要可以倒退行駛；（3）利用空擋能夠中斷發(fā)動機向變速器傳遞動力，便于變速器換擋以保證汽車能夠平穩(wěn)起步、正常行駛。1.4.2 變速器的設計要求此外為了讓汽車能夠滿足使用性能，在設計過程中對變速器還有以下要求：（1）在設計時，應根據(jù)汽車的載重、用途及發(fā)動機排量，合理的分配傳動比及變速器檔位數(shù)，以滿足汽車所需要的動力性和經(jīng)濟性。并且在當今擁堵城市路況條件下，為保證使用性能應盡量擴大變速器傳動比范圍 [1]。（2）要合理選擇齒輪傳動方式及正當?shù)淖兾幌禂?shù)，同時選用合適的材料，采用最佳的熱處理方法，以便在加工時增加齒輪的精度，提高傳動效率降低傳動噪聲，延長變速器工作壽命。（3）變速器還應該滿足外形尺寸小、制造成本低、使用維修方便、工作性能可靠等要求 [2]。1.5 課題研究的目的與意義隨著汽車向多元化、工業(yè)化的發(fā)展，變速器設計在汽車設計中占有十分重要的地位。其工作性能直接影響汽車的行駛狀況，由于輕型貨車對動力性及經(jīng)濟性有很高要求，因此對于對其變速器的設計更為重要。本設計是基于 EQ1090 貨車的基本參數(shù)，利用所學的專業(yè)知識和現(xiàn)代化的設計方法對貨車機械變速器進行總體方案設計，設計中所采用的基本參數(shù)如下：1. 車載總重 9噸，輪胎自由外徑 1.014 米 ；2. 發(fā)動機最大扭矩 326N · m ，主傳動比 7.63 ；3. 傳動系機械效率 0.89 ，最大道路阻力系數(shù) 0.372 ；4. 該變速器超速檔的傳動比為 0.75通過本課題的設計，可綜合運用汽車設計、機械制圖、機械設計、機械設計手冊、本科畢業(yè)設計說明書工程材料手冊、汽車工程手冊汽車構造、汽車電子技術等課程的知識，達到綜合訓練的效果 [5]。同時可以學會汽車變速器的基本設計方法和步驟，對今后從事汽車行業(yè)的工作有很大的幫助。第 2 章 變速器總體設計方案的確定2.1 傳動方案的分析機械式變速器優(yōu)點是傳動效率高、工作可靠和制造成本低。本設計各檔位只經(jīng)過一對嚙合齒輪傳遞輸出，故其工作噪聲小且傳動效率高。倒檔采用滑動直齒輪，其他檔位采用常嚙合斜齒輪傳動。2.2 總體結構方案的確定2.2.1 齒輪形式變速器中常采用的齒輪主要有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。盡管斜齒輪工藝設計比較復雜同時加工制造困難，且旋轉時會產(chǎn)生軸向力，會影響軸承的壽命，但是與直齒輪相比斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長、工作噪聲低、運轉平穩(wěn)、結構緊湊等許多優(yōu)點。此外如果選擇斜齒輪傳動需要合理選擇軸承的類型 [7]。綜合考慮本設計中變速器的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，只有采用直齒圓柱齒輪。2.2.2 變速器軸承在變速器軸與殼體、齒輪與軸等相對旋轉部位應安裝軸承。變速器中常用的軸承有圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承、球軸承、滾針軸承等。至于何處采用何種軸承，要根據(jù)結構及承受的載荷來決定。如由于斜齒輪在旋轉過程中會產(chǎn)生徑向力和部分軸向力，故在變速器的輸出軸前端采用圓柱滾子軸承，在末端常采用深溝球軸承 [8]由于變速器軸后部的軸承需要安裝在變速器殼體上，因此在根據(jù)變速器的中心距確定軸承型號的同時也要保證殼體有足夠強度殼體壁上的兩軸承孔之間的距離不小于 。20m~62.2.3 換擋機構變速器換擋機構主要有嚙合套、滑動齒輪和同步器換擋三種形式 [9]。本設計中采用同步器換擋。同步器能保證換擋迅速且無沖擊，而且駕駛員不再用兩腳離合器換擋，減輕了駕駛強度，從而減輕了駕駛員工作強度、提高了行駛安全性和燃油經(jīng)濟性。因本科畢業(yè)設計說明書此雖然它制造加工困難、結構復雜，但在手動變速器上仍然得到了廣泛的應用。第 3 章 變速器主要零部件的設計與計算3.1 檔位數(shù)的確定變速器的檔位數(shù)可以在 3~20 個檔位內變化。增加檔位數(shù)可以擴大傳動比范圍，是改善汽車動力性和燃油經(jīng)濟性的一個重要方法，眾所周知隨著變速器檔位數(shù)增多常嚙合齒輪就增多，變速器結構就會十分復雜，并且相應的外形尺寸也會增加，不但如此，同時得操縱機構也給駕駛員增加了負擔，因此通常變速器的檔位在 6 個以內。近幾年為了降低油耗/提高汽車動力與經(jīng)濟性，許多車多采用五檔變速器。本課題設計的變速器也是五個檔位。3.2 各檔傳動比的確定3.2.1 最大傳動比的 確定變速器中最大傳動比即為一檔傳動比，首先必須滿足最大爬坡度 Ftfi??。由于爬坡過程中車速不高，空氣阻力忽略不計，發(fā)動機產(chǎn)生的能量完全用于克服車輪與路面間的滾動阻力 [11]。故：式中：G—車重， =90000N；mg?—發(fā)動機的最大扭矩， ；maxeTmax=326NeT?—主減速器傳動比， =7.630i 0i—傳動系效率， =89%；T?T?—車輪平均半徑， =0.507m；rr—滾動阻力系數(shù)，本設計取 ；f =0.372f—爬坡度，取 =16.7°??10ImImII10cossin()tqgTaxaxtqTiGfr ri??????（3.1）本科畢業(yè)設計說明書??hkmu/10inmi??hkirnug/05.937.01mmin?帶入數(shù)值計算得 ≥10.19201ig其次要滿足附著條件： Φ 為地面附著系數(shù)，本設計取為 0.8；為汽車滿載靜止于水平面時，車輪對地面的載荷，本設計取 ；nF 60%G=nF計算可得 。14.60?ig由式（3.1）、（3.2）計算可得 ；結合主減速比 ，所14.6192.00?ig 07.3i以 得取值范圍是 ，本設計取 。1gi 63.29.1gi 5.3?根據(jù)設計要求，該車配置的發(fā)動機要求的最低穩(wěn)定轉速為 ，min/8inr?則最低穩(wěn)定車速為所以滿足設計要求。3.2.2 確定其他各檔傳動比初選五擋傳動比 8.05?i在乘用車變速器中，各擋傳動比大致按等比數(shù)列形式分配 [12]： （3.3）qiigg4321式中： —各擋q 傳 動比的公比；由式 3-3 可 知：， ，41qig?322qg./5i其他各擋傳動比為：=3.455， = =1.944， = =1.286，1gi2gi/1q3giq/2由于在高速行駛中 4 和 5 擋為常用擋，因此其擋位間公比應該小一些本設計取 ，所以 ， 。.1?96.0/13?i 8.0/145?i10tqgTniFr???（3.2）本科畢業(yè)設計說明書3.3 中心距的確定中心距在變速器設計中是非常重要的的一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸和質量大小有十分重要的影響為保證軸承及殼體的強度因此，在滿足設計要求的前提下要盡量增大中心距。本設計根據(jù)發(fā)動機性能參數(shù)初選，A =71mm。03.4 外形尺寸影響變速器的外形輪廓尺寸的有倒檔齒輪的布置情況、換擋機構的形式、檔位數(shù)、齒輪結構等 [14]。查閱資料可知汽車兩軸變速器殼體的軸向尺寸一般為 3.0~3.4A。本設計五檔變速器的軸向尺寸初步定為 3×72=216mm。3.5 齒輪參數(shù)的確定3.5.1 模數(shù)根據(jù)設計要求，確定中心距后應選擇較小的模數(shù)，這樣可以增加齒輪的齒數(shù)，從而保證傳動平穩(wěn)，傳動噪聲小。此外在設計時要滿足各擋齒輪選用的模數(shù)應該相同；同時未保證變速器結構緊湊，應使低速檔模數(shù)大，高速檔模數(shù)小。在變速器中大多數(shù)齒輪采用漸開線形式齒輪。具體的取值范圍如表 3-1 和 3-2 所示：表 3-1 汽車變速器齒輪法向模數(shù)乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質量 /tam車型1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜ ≤14a＞14.0模數(shù) /mmnm2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50~6.00表 3-2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 ——根據(jù)發(fā)動機的排量及表 3.1、3.2 中的數(shù)據(jù)，本設計初步確定變速齒輪的模數(shù)范圍2.25~2.75mm。同步器的模數(shù)范圍 2.0~2.75mm。本科畢業(yè)設計說明書3.5.2 壓力角機械設計手冊中規(guī)定的標準壓力角為 20°，所以本設計中變速器齒輪采用的壓力角為 20°，同步器的結合齒壓力角為 30°[16]。3.5.3 螺旋角由于本設計中齒輪多數(shù)為斜齒輪，齒輪的螺旋角對輪齒的強度有很大影響。為了增加齒輪嚙合的重合度、降低噪聲、增強輪齒強度，使齒輪產(chǎn)生的軸向力相互抵消平衡，以減輕軸承的負荷，提高軸承使用壽命，螺旋角一般在 20°～25°之間為宜 [16]。本設計中取螺旋角為 20°3.5.4 齒寬齒寬 b 的大小會影響齒輪工作中的承載能力，在保證齒輪強度的前提下應該盡量縮小輪齒的寬度，以縮短變速器軸向尺寸從而減輕重量。齒輪的寬度由齒輪的模數(shù)來確定：直齒 ， 為齒寬系數(shù)，取為 4.5～8.0；mkbc?斜齒 ， 取為 6.0～8.5。nc如果換擋機構采用同步器換擋，其接合齒的寬度一般為 ，本設計中取接4m2合齒寬度為 2mm。3.6 變位系數(shù)的確定在變速器齒輪的設計中，根據(jù)實際情況，對齒輪進行變?yōu)槭潜仨毜?，同時也是非常必要的。因此變位系數(shù)會影響齒輪使用的平穩(wěn)性、抗膠合能力和齒輪嚙合噪聲。在設計時，如果相嚙合的兩齒輪都為變位齒輪，那么總變位系數(shù)應取的大些來提高接觸強度。本設計中，由于一檔齒輪齒數(shù)為 Z =1117,所以其變位系數(shù) 。根據(jù)機械1 17Z???設計手冊設計中取齒頂高系數(shù)為 1.00[18]。第 4 章 變速器齒輪的設計計算與校核本科畢業(yè)設計說明書4.1 齒輪的設計與計算4.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配本設計中一擋齒輪為斜齒輪傳動，擬定模數(shù)為 2.75，壓力角 ，初選螺旋??20n?角 β=20°一擋傳動比為 =3.455 （4.1） 12gZi?為了求 ， 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ， 1Z2 h斜齒 =49.2 取整為 49 （4.2） nhmA?cos?取 =11 =381Z2下面對中心距 進行修正：由于計算出來的齒數(shù)和 不是整數(shù)，為使設計方便需要對齒數(shù)和取整，而取整后h會使中心距發(fā)生變化，所以需根據(jù)取整的齒數(shù)和 和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距 ，hZA再以修正后的中心距 為基礎，分配其他各擋齒輪的齒數(shù) [18]。A==71.68mm （4.3）?cos2hnm?取整后得中心距 A=72mm修正螺旋角度 β(4.4)9358.02)(cos1' ???AZn??64分度圓直徑 =32.325mm'1ncs/mzd=111.668mm'2o??未變位中心距 mm??965.71?A由于中心距已改變，為滿足中心距需要對一擋齒輪副進行變位：端面嚙合角 ： tan =tan /cos （4.5）t?tn??=t???17.2本科畢業(yè)設計說明書嚙合角 ： cos = =0.935 （4.6）,t?,ttoA?cs=21.27°,t?變位系數(shù)之和 =0 （4.7）??nt,t21na?iviZ????當量齒數(shù)： =13.25, ?cos31/Zv 78.45/cos32??v查機械設計手冊取 18.0,.2??計算一擋齒輪副的參數(shù)：齒頂高 =3.254mm??n1an1yhm????=2.264mm22??式中： =0.0035 n1n/Ay）（= -0.0035???0.han?齒根高 =2.943mm??n11mcf ????=3.933mm2an2f?式中： 5.0c?齒頂圓直徑 =38.833mm1a1ahd?=116.196mm22?齒根圓直徑 =26.439mm11ff?=103.302mm22ffhd齒全高 h= =6.1971fa?二擋齒輪為斜齒輪，選定模數(shù)為 2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =22°??0n??二擋傳動比為 =1.944342Zig齒數(shù)和 ： =53.4 取整為 53hZn43cosmA???取 =18， =353Z4本科畢業(yè)設計說明書修正螺旋角 β ??9201.cos43??AZmn???5.2計算二擋齒輪變位系數(shù)：理論中心距 =72.003mm???cos2431Zn??端面壓力角 tan =tan /cost?n=21.58°t端面嚙合角 totAcscs,??76.21,t?當量齒數(shù) =23.110?33vcos/z=44.9354?變位系數(shù)之和 = 0.08???nt,t3na2??iviZ???查機械設計手冊取 =-0.021.03?4二擋齒輪的參數(shù)：分度圓直徑 =48.90mm?cos3nmZd=95.10mm4n?齒頂高 =2.5575mm??n3an3yh?????=2.2575mm44m式中： = 0.003n1n/Ay）（?=0.077????0.h?an齒根高 =2.875mm??n3n3mcf???=3.175mm4a4f ??本科畢業(yè)設計說明書式中： 25.0c??n齒頂圓直徑 =54.015mm3a3ahd?=99.615mm44齒根圓直徑 =43.15mm332ff??=88.75mm44ffhd齒全高 h= =5.4325fa?三擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為 2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =23°?20n???三擋傳動比為 =1.286 563Zi齒數(shù)和 ： = =64.3, 取整為 64h6h??nmAcos2取 =28， =36 5Z6計算三擋齒輪變位系數(shù)：理論中心距 =72.42mm???cos2651ZAn??端面壓力角 tan =tan /cost?n=21.38°t端面嚙合角 totAcscs,??89.21,t?變位系數(shù)之和 ???nt,t65na?iviz???=0.1當量齒數(shù) =35.90?35vcos/Z?=46.166查機械設計手冊取 =0.08 = 0.025?6?三擋齒輪 5、6 參數(shù)：本科畢業(yè)設計說明書分度圓直徑 =76.05mm?cos5nmZd?=97.77mm6n齒頂高 =2.87mm??n5an5yh??????=2.72mm66m式中： = 0.168n1n/Ay）（=-0.068?????0.h?an齒根高 =2.925mm??n5n5mcf??=3.075mm6a6f ???式中： 2.0cn齒頂圓直徑 =81.79mm5a5ahd?=103.21mm66?齒根圓直徑 =70.20mm552ff?=91.62mm66ffhd齒全高 h= =5.795fa?四擋齒輪為斜齒輪，模數(shù) =2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =24°nm0n2???四擋傳動比為 =0.969784Zig齒數(shù)和 63.05 取整為 63 ???nhmAcos287取 =32 =31 7Z8修正螺旋角度 β =0.9294??AZn2cos87????64.1計算四擋齒輪變位系數(shù)：本科畢業(yè)設計說明書理論中心距 =72.24mm???cos2871ZmAn??端面壓力角 tan =tan /cost?n=21.38°t端面嚙合角 ttAcoss1,??89.2,t?變位系數(shù)之和 ???nt,t7na??iviZ???= 0.1當量齒數(shù) =39.860?37vcos/?=38.6158Z查機械設計手冊取 = 0.06 = 0.043?4?四擋齒輪 7、8 參數(shù)：分度圓直徑 =86.08mm?cos7nmZd?=83.39mm8n齒頂高 =2.64mm??n7an7yh??????=2.59mm88m式中： =0.096n1n/Ay）（=0.004?????0.h?an齒根高 =2.975mm??n7n7mcf??=3.025mm8a8f ???式中： 25.0?nc齒頂圓直徑 =91.26mm7a7ahd?本科畢業(yè)設計說明書=88.67mm8a82hda??齒根圓直徑 =80.03mm77ff?=77.44mm88ff全齒高 =5.6157fah??五擋齒輪為斜齒輪，模數(shù) =2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =25°nm0n2??五檔齒輪傳動比為 =0.80 915Zig齒數(shù)和 = 取整為 63hZ5.62cos109 ??nmA取 =35 =28 9Z10計算五擋齒輪變位系數(shù)：理論中心距 =72.09mm???cos29101ZAn??端面壓力角 tan =tan /cost?n=21.72°t端面嚙合角 ttAcoss1,??5.2,t?變位系數(shù)之和 ???nt,t109na??iviZ???=-0.04當量齒數(shù) =47.043?39vcos/?=37.63410Z查機械設計手冊取 = -0.03 = -0.01?2五擋齒輪 9、10 參數(shù)：分度圓直徑 =96.58mm?cos9nmZd?本科畢業(yè)設計說明書=77.26mm?cos10nmZd?齒頂高 =2.435mm??n9an9yh?????=2.485mm1010a式中： =-0.036 nn/mAy）（?=-0.004????0.1?anh齒根高 =3.2mm??n99cf??=3.15mm10na10mf ???齒頂圓直徑 =101.45mm992ahd=82.23mm1010a??齒根圓直徑 =90.18mm99ff?=70.96mm10102ffhd全齒高 =5.6359fa??確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同， 壓力角75.2?m02??初選 =23 后，根據(jù)公式計算出輸入軸與倒擋軸之間的距離 ：12Z ，A=48.125mm??12ZA，?為避免齒輪旋轉時不相互干涉，兩齒輪齒頂圓之間應保持有一定的間隙 d，一般取d=0.5mm，則倒檔齒輪 13 的齒頂圓直徑 應為13eD5.0)2(1???adA13??a2*h ?mZd38.36 13本科畢業(yè)設計說明書為了保證齒輪 11 和 13 的齒頂圓之間一定的裝配間隙，取 =3813Z計算倒擋軸和輸出軸的中心距 A?=83.875??213,Zm??計算倒擋傳動比 123Zi?倒=3.1764.1.2 齒輪材料的選擇變速器中的齒輪，為了改變傳動比，因此兩齒輪齒數(shù)不相等，故其嚙合頻率也不等，通由于小齒輪轉速高，因此小齒輪的硬度略高于大齒輪，以保證兩齒輪的使用壽命接近。同時汽車變速器齒輪一般采用 35SiMn、40Cr、40CrNi 等鋼材作原材料，然后經(jīng)過滲碳、淬火、回火處理，以提高表面硬度，增強齒輪耐磨性 [19]。本設計變速箱齒輪采用低碳鋼，擬定的工藝路線如下：4.1.3 各軸的轉矩 的確定本設計中發(fā)動機的最大扭矩 ，齒輪的傳動效率 ，離合器max380eTN??9%?齒?的傳動效率 ，軸承的傳動效率 。98%?離?96%承?輸入軸 = =380×96%×99%=361.15N·m 1齒承axe輸出軸一擋 =1247.78N·m1giT齒承?輸出軸二擋 =702.08N·m212齒承 ?輸出軸三擋 =464.44N·m33gi齒承輸出軸四擋 =361.15N·m414T齒承?輸出軸五擋 =288.92N·m55gi齒承 ?鍛造毛坯 正火處理 粗切 調質處理精切滲碳淬火低溫回火磨齒本科畢業(yè)設計說明書倒擋 =568.340N·m1212ZT）（ 齒承倒 ???=531.310N·m12312-13-2）（ 齒承倒倒4.2 齒輪的強度校核4.2.1 輪齒的失效模式在啊變速器使用過程中，輪齒的損壞會導致齒輪傳動的失效，這是非常嚴重的，而輪齒的失效主要包括輪齒折斷和工作齒面磨損、點蝕、膠合及塑性變形等 [20]。同時由于換擋過程中，兩個齒輪進入嚙合時會產(chǎn)生沖擊載荷，也會加劇齒輪的斷裂。這就需要提高齒輪的質量，同時設計同步器來降低齒輪磨損。本設計的齒輪主要用剃齒方式對齒輪進行精加工，熱處理工藝采用常用的滲碳淬火 [20]。4.2.2 彎曲強度的計算1、倒檔直齒 輪彎曲應力 w?yzKmTcfgw32????式中： —彎曲應力（MP a）；—理論載荷（N .mm）；gT—應力集中系數(shù)，本?K設計取 ；1.65=—摩擦力系數(shù)，主動f齒輪取 ，從動齒輪取.f； 0.9=fK—齒寬（ mm）； b—模數(shù)；m—齒寬系數(shù)；倒檔取 7.5c—齒形系數(shù)，如圖 4-1。 y根據(jù)變速器設計手冊可知，當理論載荷 為變速器輸入軸上的最大轉矩 時，gTmaxeT圖 4-1 齒形系數(shù)圖本科畢業(yè)設計說明書倒擋軸齒輪的許用彎曲應力在 400～850MP a之間 [20]，倒擋齒輪的彎曲應力 ， ， ：1w?123w=12， =23， =38， =0.132， =0.134， =0.138， =273.041N.1Z123Zy12y13y12?倒Tm， =174.87N.m, =428.736N·mT12?倒T13yKZmcfw????=818.195MPa400～850MPa123-12yTcfw?倒=537.233MPa400～850MPa133121yKZmcfw?????倒=495.786MPa400～850MPa2、斜齒輪彎曲應力 w?????KyzmTcng3os2?式中： —理論載荷，N·mm；gT—法向模數(shù)，mm；nm—齒數(shù)；z—斜齒輪螺旋角，°；?—應力集中系數(shù)，本設計取 ；?K1.50=?K—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) 在圖 4-1 中查得；y ?3coszn?—齒寬系數(shù)，取 7.5c—重合度影響系數(shù)， =2.0。? ?查機械設計手冊可知，汽車變速器常嚙合齒輪的許用應力一般在 180～350MP a范圍內。（1）計算一擋齒輪的彎曲應力 、1w?2本科畢業(yè)設計說明書=11， =38， =0.135， =0.143， =1247.78N.m， =361.15N.m，1Z21y2y1T1T?????KmZTcnw13os?=336.942MPa180～350MP a??ycnw2312os=243.789MPa180～350MP a（2）計算二擋齒輪的彎曲應力 、3w4=18， =35， =0.146， =0.148， =702.08N.m， =361.15N.m，3Z43y4y12T1T?????KmZTcnw31os2?=247.784MPa180～350MP a??ycnw43124os=221.028MPa180～350MP a（3）計算三擋齒輪的彎曲應力 、5w6=28， =36， =0.144， =0.145， =464.44N.m， =361.15N.m5Z65y6y13T1T?????KmZTcnw531os2?=164.820MPa180～350MP a??ycnw6316os2=188.83MPa180～350MP a（4）計算四擋齒輪的彎曲應力 、7w8=32， =31， =0.145， =0.146， =361.15N.m， =361.15N.m7Z87y8y14T1T?????KmZTcnw731os2?=142.085MPa180～350MP a本科畢業(yè)設計說明書 ?????KymZTcnw83148os2?=159.75MPa180～350MP a（5）計算五擋齒輪的彎曲應力 、9w10=35， =28， =0.148， =0.142， =288.92N.m， =361.15N.m9Z109y10yT15T?????KmZTcnw93os2?=125.075MPa180～350MP a??ycnw103510os2=121.603MPa180～350MP a4.2.3 輪齒接觸應 力的計算?????????bzgjdbET????1cos418.0式中： -理論載荷 N.mm；gT-輪齒的接觸應力 MPaj?-節(jié)圓的直徑 mm；d?-壓力角；?-螺旋角；?-齒輪材料的彈性模量 MPa；E-齒輪嚙合寬度 mm；b、 -主、從動齒輪的曲率半徑，mm，直齒輪 、z? ??sinzr?，斜齒輪 、 ；?sinbr?????2cosinzr?????2cosinbr?、 -主、從動齒輪的節(jié)圓半徑 (mm)。zbr當作用在變速器輸入軸上的理論載荷 = 時，變速器齒輪的許用接觸應力gT/maxe如表 4-1 所示：j?表 4-1 變速器齒輪的許用接觸應力本科畢業(yè)設計說明書 MPaj?齒輪滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋 1900～2000 950～1000常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700彈性模量 =20.6×104 N·mm-2，齒寬EnccmKb?（1）計算一擋齒輪 1，2 的接觸應力=1247.78N.m， =361.15N.m， ， ，1TT1Z382??9.20?=41.2mm，）（ 211/Ad???=114.79 mm）（22=8.56mm??89.0cos/in1??z=23.86mm??.2/i2db ????????? 1211cos48.0zbj ET????=1642.835MPa1900～2000MP a ??????????12212cos48.0zbjdbT?=1601.568MPa1900～2000MP a（2）計算二擋齒輪 3，4 的接觸應力=702.08N.m， =361.15N.m， ， ，12T1T183?Z354??01.24?=54.736mm，）（ 433/2AZd???=101.263mm）（44=12.137mm??01.2cos/in23??b=22.455mm??.4/i4dz