乘用车变速器设计【捷达汽车变速器】【含8张cad图纸+文档全套资料】

喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第1章 绪 论 1.1 概述 本文以捷达汽车变速器为研究对象，变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使汽车在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡和倒档。需要时，变速器还有动力输出功能。 一 对变速器如下基本要求： 1. 保证汽车有必要的动力性和经济型。 2. 设置空挡。用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3. 设置倒档，使汽车能倒退行驶。 4. 设置动力传输装置，需要时进行功率输出。 5. 换挡迅速、省力、方便。 6. 工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。 7. 变速器应有高的工作效率。 8. 变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应该满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。 满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。 二 变速器的类型： （1） 按传动比变化 变速器可分为有级式、无级式、和综合式三种。 1.有级式变速器 具有若干个数值一定的传动比，传动比的变化呈阶梯式或跳跃式。有级式变速器应用最为广泛，传动方式采用齿轮传动（包括轴线固定的普通齿轮传动和部分齿轮轴线旋转的行星齿轮传动）。目前，轿车和轻、中型载货汽车装用的有级式变速器多为3~6个前进挡和一个倒档。 2.无级式变速器 无级式变速器的传动比可以在一定范围内连续变化。有电力式和液压式无级变速器两种。传动部分分为直流串励电动和液力变矩器。 3.综合式变速器 综合式变速器由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可以在最大值与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化。目前应用较多。 （2）按操纵方式 变速器可分为强制操纵式变速器、自动操纵式变速器和半自动操纵式变速器三种。 1.强制操纵式变速器 靠驾驶员直接操纵变速换挡。 2.自动操纵式变速器 传动比的选择和换挡是自动进行的，驾驶员只需操纵加速踏板，变速器就可以根据发动机的负荷信号和车速信号来控制执行元件，实现挡位的变换。 3.半自动操纵式变速器 分为两类：一类是部分挡位自动换挡，部分挡位手动换挡；另一类是预先按钮选定挡位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，由执行机构自动换挡。 三 变速器的工作原理 普通齿轮变速器也叫定轴式变速器，它由一个变速器壳、轴线固定的几根轴和若干齿轮等零件组成，可实现变速、变扭和改变旋转方向。 1. 变速原理 一对齿数不同的齿轮啮合传动时，设主动齿轮的转速为，齿数为，从动齿轮的转速为，齿数为。若小齿轮带动大齿轮时，转速就降低了；若大齿轮带动小齿轮时，转速即升高。在相同的时间内啮合的齿数相等，即=。齿轮的传动比为=/=/。齿轮传动机构的传动比定义为主动齿轮的转速与从动齿轮的转速之比，它也等于从动齿轮的齿数与主动齿轮的齿数之比，即 这就是齿轮传动的变速原理。汽车变速器就是根据这一原理利用若干大小不同的齿轮副传动而实现变速的。 2. 变向原理 汽车发动机在工作过程中是不能逆转的。为了能使汽车倒退行驶，在变速器中设置了倒挡（R）。倒挡传动机构是在主动齿轮与从动齿轮之间增加一个中间齿轮，利用中间齿轮来改变输出轴的转动方向，因此，这个中间齿轮油称之为倒挡换挡齿轮。 1.1.1 变速器的发展现状 变速器作为传递动力和改变车速的重要装置，国外对其操纵的方便性和挡位等方面的要求越来越高。目前对4挡特别是5挡变速器的应用有日渐增多的趋势，同时，6挡变速器的装车率也在上升。 中国汽车变速器(汽车变速器市场调研)市场正处于高速发展期。2009年中国汽车销售1364万辆，同比增长46.15%，2015年汽车销售规模将达到4000万辆。在汽车行业市场规模高速增长的情况下，中国变速器(变速器行业分析)行业面临着重大机遇。2009年中国汽车变速器(汽车变速器市场调研)市场规模达520亿元人民币，并且以每年超过20%的速度增长，预计2015年有望达到1500亿元。 由于近年来乘用车市场增长迅速，2007年中国乘用车变速器需求量在600万件以上，其中大部分为手动变速器，但是自动变速器的需求比例不断提高。与此同时随着商用车市场快速发展，2007年商用车变速器的市场需求量有200万件，其中轻型货车用变速器占市场主流，然而重型车变速器市场有望成为未来的新亮点。在手动变速器领域，国产品牌已占主导地位。但技术含量更高的自动变速器市场却是进口产品的天下，2007年中国变速器产品(变速器产品进口统计)进口额达到30亿美元。国内变速器企业未来面临严峻挑战。 1.1.2 研究的目的、依据和意义 随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大。通过本题目的设计，学生可综合运用《汽车构造》、《汽车理论》、《汽车设计》、《机械设计》、《液压传动》等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，学生通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而可以提高学生解决实际问题的能力。 1.1.3 研究的方法 本次设计主要是通过查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，通过排量选择变速器中心距；各档传动比的计算；计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；计算选择轴与轴承，同时对其进行校核，对同步器、换挡操纵机构等结构件进行分析计算；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。 第2章 变速器主要参数的选择与计算 2.1设计初始数据 最高车速：=180Km/h 发动机功率：=74KW 转矩：=150 总质量：=1500Kg 转矩转速：=3800r/min 车轮：185/60R14 2.2变速器各挡传动比的确定 初选传动比： = 0.377 （2.1） 式中： —最高车速 —发动机最大功率转速 —车轮半径 —变速器最小传动比 乘用车取0.85 —主减速器传动比 =9549× （转矩适应系数=1.1～1.3） （2.2） 所以，=9549×=5653.008r/min / =1.4～2.0 符合 =0.377×=0.377×=4.026 （2.3） 双曲面主减速器，当≤6时，取=90% 最大传动比的选择： ①满足最大爬坡度。 （2.4） 式中：G—作用在汽车上的重力，，—汽车质量，—重力加速度，=15000N； —发动机最大转矩，=150N.m； —主减速器传动比，=4.026 —传动系效率，=90%； —车轮半径，=0.289m； —滚动阻力系数，对于货车取=0.0165×[1+0.01(-50)]=0.03795； —爬坡度，取=16.7° 带入数值计算得 ① ②满足附着条件： ·φ （2.5） Φ为附着系数，取值范围为0.5~0.6，取为0.6 为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取70%mg ； 计算得≤3.283 ； ② 由①②得2.551≤≤3.283 ； 取=3.2 ； 校核最大传动比 ； 在3.0~4.5范围内，故符合。 其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： （2.6） 式中：—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： ，，， ==1.337 所以其他各挡传动比为： =3.2， ==2.390，==1.788，==1.337 ，=0.85 2.3变速器传动方案的确定 图2-1a为常见的倒挡布置方案。图2-1b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2-1c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2-1d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-1c所示方案。图2-1e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2-1f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2-61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2-1f所示的传动方案。 图2-1 变速器倒档传动方案 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档与倒挡，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，然后按照从低档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。 图2.2变速器传动示意图 1. 输入轴五挡齿轮 2.输出轴五挡齿轮 3.输入轴四挡齿轮 4.输出轴四挡齿轮 5. 输入轴三挡齿轮 6.输出轴三挡齿轮 7.输入轴二挡齿轮 8.输出轴二挡齿轮 9. 输入轴一挡齿轮 10.输出轴一挡齿轮 11.倒挡齿轮 12.输入轴倒挡齿轮13.输出轴倒挡齿轮 2.4中心距A的确定 初选中心距：发动机前置前驱的乘用车变速器中心距A，可根据发动机排量与变速器中心距A的统计数据初选，A=66mm 2.5齿轮参数 2.5.1 模数 对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 表2.1　汽车变速器齿轮法向模数 车型 乘用车的发动机排量V/L 货车的最大总质量/t 1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14 ＞14.0 模数/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50~6.00 表2.2　汽车变速器常用齿轮模数 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 —— 发动机排量为1.6L，根据表2.2.1及2.2.2，齿轮的模数定为2.25~2.75mm。 2.5.2 压力角 理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。 2.5.3 螺旋角 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。 乘用车两轴式变速器螺旋角：20°～25° 2.5.4 齿宽 直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0； 斜齿，取为6.0～8.5。 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm，取4mm。 2.5.5 齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00. 2.6本章小结 通过初始数据，首先确定变速器的最大传动比，然后根据最大传动比，确定挡数及各挡传动比的大小，然后根据变速器中心距A与发动机排量的关系，初选变速器的中心距。然后确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数的计算做准备。 第3章 齿轮的设计计算与校核 3.1齿轮的设计与计算 3.1.1 各挡齿轮齿数的分配 一挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选=22° 一挡传动比为 （3.1） 为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿 （3.2） ==48.96取整为49 即=11.65 取12 =49-12=37 对中心距进行修正 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。 ==66.06mm （3.3） 对一挡齿轮进行角度变位： 端面啮合角 ： tan=tan/cos=0.392 （3.4） =21.42° 啮合角 ： cos==0.932 （3.5） =21.29° 变位系数之和 （3.6） =-0.11 查变位系数线图得： 计算一挡齿轮9、10参数： 分度圆直径 =2.5×12/cos22°=32.356mm =2.5×37/22°=99.764mm 齿顶高 =3.74mm =1.415mm 式中： =（66-66.06）/2.5=-0.024 = -0.11+0.024 = -0.086 齿根高 =2.1mm =4.425mm 齿顶圆直径 =39.836mm =102.062mm 齿根圆直径 =28.156mm =90.914mm 当量齿数 =15.056 =46.424 二挡齿轮为斜齿轮，模数为2.25，初选=24° ==53.59 取整为54 =15.81，取整为17 =37则，==2.1765≈=2.390 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 =66.499mm 端面压力角 tan=tan/cos =21.574° 端面啮合角 = 变位系数之和 = -0.216 查变位系数线图得： -0.216 =0.35 = 二挡齿轮参数： 分度圆直径 =41.870mm =91.128mm 齿顶高 =3.029mm =0.9675mm 式中： = -0.22 =-0.004 齿根高 =2.025mm =4.086mm 齿顶圆直径 =47.928mm =93.063mm 齿根圆直径 =37.370mm =82.956mm 当量齿数 =22.298 =49.843 三挡齿轮为斜齿轮，初选=22°模数为2.25 =1.649 =54.39, 取整为55 得=19.727取整为21，=34 = =1.619≈=1.788 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 =66.734mm 端面压力角 tan=tan/cos=0.388 =21.218° 端面啮合角 ==0.9426 变位系数之和 = -0.31 查变位系数线图得： =0.19 = -0.50 三挡齿轮5、6参数： 分度圆直径 =50.916mm =82.508mm 齿顶高 =2.642mm =1.089mm 式中： = -0.326 =0.016 齿根高 =2.385mm =3.938mm 齿顶圆直径 =56.245mm =84.686mm 齿根圆直径 =46.191mm =74.633mm 当量齿数 =26.389 =42.660 四挡齿轮为斜齿轮，初选=24°模数=2.5 = 取整为49 =20.614，取整为23 =26 则： = =1.1304≈=1.377 对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 =67.064mm 端面压力角 tan=tan/cos=0.3922 =21.42° 端面啮合角 ==0.946 变位系数之和 = -0.39 查变位系数线图得： = -0.03 = -0.36 四挡齿轮3、4参数： 分度圆直径 =62.942mm =71.151mm 齿顶高 =2.375mm =1.55mm 式中： =-0.41 =-0.02 齿根高 =3.2mm =4.025mm 齿顶圆直径 =67.692mm =74.251mm 齿根圆直径 =56.542mm =63.101mm 当量齿数 =30.168 =34.103 五挡齿轮为斜齿轮，初选=22°模数=2.25 = 取整为55 =29.4，取整为31 =24 则： = =0.774≈=0.85 对五挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 =66.734mm 端面压力角 tan=tan/cos=0.388 =21.218° 端面啮合角 ==0.9426 变位系数之和 = -0.31 查变位系数线图得： = 0.19 = -0.50 五挡齿轮1、2参数： 分度圆直径 =75.228mm =80.512mm 齿顶高 =2.642mm =1.089mm 式中： =-0.326 =-0.086 齿根高 =2.385mm =3.938mm 齿顶圆直径 =80.512mm =60.419mm 齿根圆直径 =70.458mm =50.365mm 当量齿数 =38.896 =30.112 确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在21～23之间，初选后，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距。初选=21，=13，则： = =42.5mm 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮13的齿顶圆直径应为 =2×66－2.5×(13+2)－1 =93.5mm =－2 =35.4 为了保证齿轮12和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取=34 计算倒挡轴和输出轴的中心距 = =68.75mm 计算倒挡传动比 =2.615 3.1.2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30～50HBS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 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： 渗碳层深度0.8～1.2 时渗碳层深度0.9～1.3 时渗碳层深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC。 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。 3.1.3计算各轴的转矩 发动机最大扭矩为192N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。 输入轴 ==150N.m 输出轴 ==150×96%×99%=142.56N.m 输出轴一挡 =142.56×3.2=456.129N.m 输出轴二挡 =142.56×2.297=334.351N.m 输出轴三挡 =142.56×1.649=240.028N.m 输出轴四挡 =142.56×1.184=172.343N.m 输出轴五挡 =142.56×0.85=123.726N.m 倒挡 =150××30.85=372.849N.m 3.2轮齿的校核 3.2.1轮齿弯曲强度计算 1、倒档直齿 轮弯曲应力 图3.1 齿形系数图 （3.8） 式中：—弯曲应力（MPa）； —计算载荷（N.mm）； —应力集中系数，可近似取=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； —齿宽（mm）； —模数； —齿形系数，如图3.1。 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力 ，， =21，=13，=34，=0.141，=0.145，=0.162，=372.849N.m，=142.56N.m =719.114MPa<400～850MPa = =735.948MPa<400～850MPa = = 512.219MPa<400～850MPa 2、 斜齿轮弯曲应力 （3.9） 式中：—计算载荷，N·mm； —法向模数，mm； —齿数； —斜齿轮螺旋角，°； —应力集中系数，=1.50； —齿形系数，可按当量齿数在图中查得； —齿宽系数 —重合度影响系数，=2.0。 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挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。 （1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力 ， =12，=37，=0.118，=0.155，=456.129N.m，=150N.m， = =316.37MPa<180～350MPa = =344.001MPa<180～350MPa （2）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力 =17，=37，=0.164，=0.122，=334.351N.m，=150N.m， = =294.47MPa<180～350MPa = =345.728MPa<180～350MPa （3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力 =21，=34，=0.152，=0.121，=240.028N.m，=150N.m = =261.042MPa<180～350MPa = =283.588MPa<180～350MPa （4）计算四挡齿轮3，4的弯曲应力 =23，=26，=0.145，=0.125，=172.343N.m，=150N.m = =147.791MPa<180～350MPa = =185.136MPa<180～350MPa （5）计算五挡齿轮1，2的弯曲应力 =31，=24，=0.156，=0.148，=150N.m，=123.726N.m = =172.301MPa<180～350MPa = =217.892MPa<180～350MPa 3.2.2轮齿接触应力σj （3.10） 式中：—轮齿的接触应力，MPa； —计算载荷，N.mm； —节圆直径，mm； —节点处压力角，°，—齿轮螺旋角，°； —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)。 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.2。 弹性模量=20.6×104 N·mm-2，齿宽 表3.2　变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900～2000 950～1000 常啮合齿轮和高挡 1300～1400 650～700 （1）计算一挡齿轮9，10的接触应力 =456.192N.m，=150N.m， ，， =31.429mm， =u=100.573 mm =6.434mm =19.838mm = =1445.184MPa<1900～2000MPa = =1342.598MPa<1900～2000MPa （2）计算二挡齿轮7，8的接触应力 =334.351N.m，=150N.m，，， =40.036mm， =91.964mm =18.672mm =8.579mm = =1212.385MPa<1300～1400MPa = =1132.459MPa<1300～1400MPa （3）计算三挡齿轮5，6的接触应力 =240.028N.m，=150N.m，，， =49.830mm， =84.412mm =17.003mm =10.134mm = =1060.116MPa<1300～1400MPa = =987.396MPa<1300～1400MPa （4）计算四挡齿轮3，4的接触应力 =172.343N.m，=150N.m，，， =60.440mm， =71.560mm =14.579mm =12.897mm = =873.056MPa<1300～1400MPa = =740.923MPa<1300～1400MPa （5）五挡齿轮1，2的接触应力 =150N.m，=123.726N.m，，， =71.351mm， =60.649mm =14.476mm =11.796mm = =833.087MPa<1300～1400MPa = = 783.954MPa<1300～1400MPa （6）计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力 =372.849N.m，=150N.m，，， mm mm mm =5.558mm =14.536mm =8.978mm = =564.157MPa<1900～2000MPa = =1604.646MPa<1900～2000MPa = =12303150MPa<1900～2000MPa 3.3本章小结 本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。然后简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。根据齿形系数图查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。 第4章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核 4.1轴的设计计算 4.1.1 轴的工艺要求 倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58～63，表面光洁度不低于▽8。 对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于▽7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 4.1.2 初选轴的直径 传动轴的强度设计只需按照扭转强度进行计算，输入轴轴颈 =103×=24.27mm 取整后d=25mm （4.1） 图4.1 轴的示意图 4.1.3 轴的强度计算 轴的刚度验算 若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用式计算 （4.2） （4.3） （4.4） 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），=2.1×105MPa； —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。 （4.5） 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 变速器中一挡所受力最大，故只需校核一挡处轴的刚度与挠度 输入轴刚度 图4.2 输入轴受力分析图 一挡齿轮所受力 N，N mm，，mm mm （4.6） =0.035mm （4.7） =0.090 =-0.000323rad0.002rad （4.8） 输出轴刚度 图4.3 输出轴受力分析图 N，N mm，，mm mm =0.020mm =0.052 =0.00019rad0.002rad 输入轴的强度校核 图4.4 输入轴的强度分析图 一挡时挠度最大，最危险，因此校核。 1)竖直平面面上 得 =1062.39N 竖直力矩=164971.09N.mm 2)水平面内上、和弯矩 由以上两式可得=6483.79N，=1004987.02N.mm 按第三强度理论得： N.mm 输出轴强度校核 1)竖直平面面上 得 =1048.05N 竖直力矩=162447.93N.mm 2)水平面内上、和弯矩 由以上两式可得=5653.89N，=873562.59N.mm 按第三强度理论得： N.mm 4.2轴承的选择及校核 4.2.1输入轴的轴承选择与校核 由工作条件和轴颈直径初选输入轴的轴承型号，30205（左右），由《机械设计手册》查得代号为30205的圆锥滚子轴承 ， ，e=0.37,Y=1.6;轴承的预期寿命：=10×300×8=24000h 校核轴承寿命 Ⅰ）、求水平面内支反力、和弯矩 += 由以上两式可得=2572.99N，=1062.39N Ⅱ）、内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6 (4.9) (4.10) Ⅲ）、轴向力和 由于 所以左侧轴承被放松，右侧轴承被压紧 Ⅳ）、求当量动载荷 查机械设计课程设计得 故右侧轴承X=0.67 左侧轴承X=0.4 径向当量动载荷 (4.11) =1.2×（0.67×2572.99+1.6×322.62）=2688.11N 校核轴承寿命 预期寿命 ，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。(4.12) =55229.2h＞=24000h合格 4.2.2 输出轴轴承校核 初选输出轴的轴承型号，30206（左右），由《机械设计手册》查得代号为30206的圆锥滚子轴承 ， ，e=0.37,Y=1.6;轴承的预期寿命：=10×300×8=24000h 校核轴承寿命 Ⅰ）、求水平面内支反力、和弯矩 += 由以上两式可得=2538.25N，=1048.05N Ⅱ）、内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6 Ⅲ）、轴向力和 由于 所以右侧轴承被放松，左侧轴承被压紧 Ⅳ）、求当量动载荷 查机械设计课程设计得 故右侧轴承X=0.67 左侧轴承X=0.4 径向当量动载荷 =1.2×（0.67×2538.25+1.6×327.52）=2669.59N 校核轴承寿命 预期寿命 ，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3； =150426.9h＞=24000h 故该轴承合格 4.3本章小结 本章首先简要介绍了轴的工艺要求，即满足工作条件的要求。通过计算，确定轴的最小轴颈，通过轴承等确定轴的轴颈和各阶梯轴的长度，然后对轴进行刚度和强度的验算校核。通过轴颈，选择合适的轴承，通过轴向力的大小对轴承进行寿命计算。 结 论 本次设计的变速器是以捷达参数为依据，乘用车两轴变速器，通过排量选择中心距的大小，齿轮的模数等，确定倒挡的布置形式，确定齿轮的压力角，螺旋角，齿宽，齿形系数等，然后计算变速器的各挡传动比，各齿轮的参数，通过变为系数图查找计算变为系数，然后对各挡齿轮进行变位。然后简要的介绍了齿轮材料的选择原则，对齿轮进行校核。通过最小轴颈的计算，选择轴承，确定轴各段的长度和轴颈大小。对轴和轴承进行校核计算。 对于本次设计的变速器来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5+1档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂档时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。 参考文献 [1]郝京顺.汽车变速器的发展[J].知识讲座，2000(6)． [2]杨通顺．变速器的黄金时代[J]．汽车与配件，2003． [3]王尚军.DC6J80T六档变速器设计[J].大同齿轮集团有限责任公司，2002(1)． [4]林绍义.一种汽车变速器设计[J].机电技术，2004(1)． [5]吴修义.国内组合式机械变速器的现状与发展[J].现代零部件，2005(1)． [6]吴修义.机械变速器系列化及与车辆的匹配[J].变通世界，1999(9)． 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The present and future of electric power steering. Int. J. Of Vehicle Design, 1994, 15(3,4,5):243~234. [18]Yasuo Shimizu ,Toshitake Kawai. Development of Electric Power Steering. SAE Paper No. 910014. 致 谢 通过本次设计，使我对变速器有了更多的了解，明白了变速器设计的重要性对变速器的现状及未来有了更深刻的了解，综合运用了《汽车构造》、《汽车理论》《汽车设计》、《机械设计》、《液压传动》等课程知识，巩固了所学知识。 在本次毕业设计中，指导老师苏清源一直关注着我的每一步进展，并给了我很多的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求，我能够顺利的完成毕业设计，和苏老师的指导师分不开的，在此特别感谢苏老师对我指导与帮助。 另外，在这次毕业设计时，遇到很多问题，车辆工程老师和同学也给了我很大帮助，非常感谢帮助过我的老师与同学。 附 录 Manual transmission Overview Manual transmissions often feature a driver-operated clutch and a movable gear sele——ctor. Most automobile