汽車手動五檔變速器畢業(yè)設(shè)計

1、摘 要變速器是汽車不可或缺的組成部分，其功用是使汽車在起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工況下工作。手動式五檔變速器具有成本低廉，操控感強(qiáng)的優(yōu)勢。因此對提高發(fā)動機(jī)性能具有很大的意義。本設(shè)計針對桑塔納轎車的變速器進(jìn)行設(shè)計，計算了變速器傳動齒輪的傳動比、選定齒輪的模數(shù)、齒數(shù)、齒寬并校核了齒輪的強(qiáng)度輸出軸一檔齒輪受彎曲應(yīng)力306Mpa小于350Mpa，所受應(yīng)力符合強(qiáng)度要求。及軸的強(qiáng)度和剛度計算得出輸出軸所受應(yīng)力150Mpa小于400Mpa，符合強(qiáng)度要求。還計算了軸承的壽命得出兩對軸承壽命：輸出軸軸承224796.2（h）中間軸軸承411726.6（h

2、）。并運(yùn)用畫圖軟件如AUTO CAD繪制變速器零件圖及裝配圖。最終設(shè)計出手動中間軸式五檔變速器其傳動比，齒輪參數(shù)，經(jīng)過校核后，其彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度都符合標(biāo)準(zhǔn)。軸的選用，并經(jīng)過強(qiáng)度和剛度校核后符合標(biāo)準(zhǔn)。軸承的選用，同步器的選用。以及變速器相關(guān)的設(shè)計圖紙。關(guān)鍵詞：傳動機(jī)構(gòu)，齒輪校核，軸校核，軸承校核Design of Five Shift Manual TransmissionABSTRACTTransmission is an integral part of the car, its purpose is to make the car start, climbing, cornering,

3、acceleration and other driving conditions get different traction and speed while the engine in the most favorable conditions of work. Five-speed manual transmission has a low cost, control and strong sense of superiority therefore, of great significance for improving engine performance.This design o

4、n the transmission of the Santana involves calculating the transmission gear transmission ratio and selecting gear modulus, tooth number, tooth width and checking the strength of gear. Output shaft gear bending stress is 306 （Mpa） which is less than 350 （Mpa）, which meets the strength standard. Calc

5、ulate the strength and stiffness of the shaft. The shaft stress is 150 mpa which is less than 400 （Mpa）, comply with the requirement of strength. Also calculate the bearing of life. The output shaft bearing life is 224796.2 (h) and the other one has 411726.6 (h). And use drawing software such as AUT

6、O CAD drawing transmission part drawings and assembly drawingThe final design of the five-speed manual gearbox countershaft type transmission ratio, gear parameters, after checking, the bending strength and contact strength are standard. Select shaft and check the strength and stiffness of the shaft

7、 which is suit for standard. Select bearing and the synchronizer. Draw the related part drawings.Key words: Transmission mechanism，Gear checking，shaft checking，bearing checkingiii目 錄摘要 iABSTRACT ii0 引言 11 變速器的基本設(shè)計方案 31.1 變速器設(shè)計的基本要求 31.2 傳動機(jī)構(gòu)布置方案 31.3 倒擋布置方案 42 變速器的主要基本參數(shù)選擇 52.1 本設(shè)計的基本參數(shù) 52.2 檔數(shù)和傳動比

8、62.3 中心距 72.4 軸向尺寸 83 變速器各檔齒輪的參數(shù)選擇及計算 83.1 模數(shù)的選擇 83.2 壓力角 93.3 螺旋角 93.4 齒寬 93.5 各檔齒輪齒數(shù)分配 104 變速器齒輪的校核 164.1 各軸、各齒輪扭矩計算 164.2 齒輪的損壞形式 164.3 齒輪彎曲強(qiáng)度計算 174.4 齒輪接觸應(yīng)力的計算 194.5 各檔齒輪受力 205 變速器軸的設(shè)計計算及校核 215.1 變速器軸的結(jié)構(gòu) 215.2 變速器軸的尺寸設(shè)計 225.3 變速器軸的剛度校核 235.4 變速器軸的強(qiáng)度校核 276 變速器軸承的校核 306.1 變速器軸承的選擇 306.2 計算軸承當(dāng)量動載荷

9、306.3 計算軸承壽命 327 同步器的選用及計算 337.1 同步器設(shè)計 337.2 同步器的工作原理 337.3 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 347.4 錐面半錐角 347.5 摩擦錐面平均半徑R 357.6 錐面工作長度b 357.7 同步環(huán)徑向厚度 357.8 鎖止角 357.9 同步時間t 368 結(jié)論 37參考文獻(xiàn) 380 引言汽車變速器是汽車傳動系統(tǒng)中最主要的部件之一。現(xiàn)如今，中國汽車變速器市場正處于高速發(fā)展期。2013年中國汽車全年產(chǎn)量銷量再次突破2000萬輛，穩(wěn)坐全球第一寶座，并連續(xù)5年蟬聯(lián)全球第一。統(tǒng)計數(shù)據(jù)顯示，2011年中國千人汽車擁有量為仍不足100輛，從全世界范圍來看，千

10、人汽車保有量為120輛，與國際發(fā)達(dá)國家相比，千人汽車保有量仍很低，預(yù)計未來5-10年，汽車消費(fèi)需求仍將保持5%-10%平穩(wěn)較快發(fā)展勢頭，預(yù)計2015年汽車銷售規(guī)模將達(dá)到2500萬輛。在汽車行業(yè)市場規(guī)模高速增長的情況下，中國汽車變速器行業(yè)面臨著重大機(jī)遇。2011年中國汽車變速器市場規(guī)模達(dá)近870億元人民幣，并且以每年以超過15%的速度增長，預(yù)計2015年達(dá)到1700億元現(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）。曾經(jīng)有人預(yù)測，手動變速器繁瑣的駕駛操作等缺點(diǎn)，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久的

11、將來被淘汰，從萬事萬物的發(fā)展角度來說，這話確實(shí)有其道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認(rèn)為手動變速器不會過早的被拋棄。第一，隨著人們生活水平在不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了中國的大部分家庭，對于中國普通工薪階層的老百姓來說，經(jīng)濟(jì)適用型轎車是最好的選擇，手動變速器以其較低的成本價格，較高的實(shí)用性能配套于經(jīng)濟(jì)適用型轎車廠家，而且經(jīng)濟(jì)適用型轎車的銷量一直在市場上名列前茅。例如，桑塔納、奇瑞、吉利等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟(jì)型轎車都是手動變速的車，并且在一些高端品牌的低配車型中，也有手動變速器的存在。其次，對于有經(jīng)驗(yàn)的司機(jī)和大部分男同胞司機(jī)來說，他們的最愛還是手動變速器。從我國具體的情況來看，手動變速器幾乎

12、貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，經(jīng)驗(yàn)豐富的司機(jī)都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的了解程度是非常深的，他們對變速器的操控已經(jīng)超過了電腦的分析，所以對于他們來說自己操縱變速器會比電腦來操控更加省油。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(jī)還是推崇手動，尤其是喜歡超車時手動變速換擋是那種頓挫帶來的快感，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(xué)校中，教練車都是手動變速器的，除了經(jīng)濟(jì)適用之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實(shí)的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性。第三，從商用車的特性來說，手動變速器的功用是無可替代的。以卡車為例，卡車用來運(yùn)輸，通常要裝

13、載貨品質(zhì)量較大，面對如此高的負(fù)載，除了發(fā)動機(jī)需要強(qiáng)勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔的傳動比較大，這樣在起步的時候有足夠的力矩將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的重要性就更加不言而喻了。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(diǎn)尚不具備。從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看, 全世界的各大廣商都對提高AT的性能及研制無級變速器CVT表現(xiàn)積極, 汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實(shí)用化進(jìn)程。然而,因無級變速器技術(shù)難度很大, 發(fā)展相對較慢, 從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器、電控液力自動變速器、金屬帶鏈?zhǔn)綗o級變速器、電控

14、機(jī)械式自動變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器等數(shù)種, 并具有各自優(yōu)勢, 但其中金屬帶式無級變速器的前景看好。ECT變扭器中的自動變速器油液在高速運(yùn)動中, 由于油液分子間的內(nèi)摩擦和油液分子與各工作輪葉片表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處的油液剪切等原因會產(chǎn)生油液溫度升高造成功率損失, 存在傳動效率低油耗較大的不足, 另外還存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點(diǎn)。歐洲格特拉克變速箱公司開發(fā)的電控機(jī)械自動變速器則克服了AT效率低等缺點(diǎn), 與AT相比, 具有更大的發(fā)展優(yōu)勢?？墒? AMT依舊需要復(fù)雜的電控系統(tǒng)來控制。據(jù)該公司預(yù)測, 到2008年, 歐洲的50的MT將

15、會被AMT代替, 同時部分市場也將會被占領(lǐng)。總之, 變速器是汽車除發(fā)動機(jī)外的主要裝置之一, 伴隨著汽車技術(shù)更新?lián)Q代和市場需求，在向?qū)崿F(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就。變速器會應(yīng)對市場要求朝操縱舒適、輕柔、傳動效率高、低油耗、環(huán)保與低噪聲方向發(fā)展, 汽車變速器市場的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長1 變速器的基本設(shè)計方案變速器的結(jié)構(gòu)對汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性、動力性、傳動的平穩(wěn)性與效率，換擋操縱的可靠性與輕便性等都有直接的影響。采用優(yōu)化設(shè)計方法對變速器和主減速器，以及變速器的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與燃油經(jīng)濟(jì)性；采用自鎖及互鎖裝置、倒檔安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側(cè)（或越程接合、錯位接合、齒厚

16、減薄、臺階齒側(cè)）等措施，以及其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便、無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設(shè)計、工藝水平的關(guān)鍵。1.1 變速器設(shè)計的基本要求： 1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性。 2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機(jī)的動力傳輸。 3）設(shè)置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。 4）設(shè)置動力輸出裝置。 5）換擋迅速、省力、方便。 6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應(yīng)有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制

17、造成本低、維修方便等要求。1.2 傳動機(jī)構(gòu)布置方案 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器應(yīng)用廣泛。本論文設(shè)計的是中間軸式變速器。中間軸式變速器發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機(jī)的飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)相連接。中間軸式變速器的特點(diǎn)是第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋，使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器傳動效率高，可達(dá)到90

18、%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。圖為中間軸式五檔變速器傳動方案：圖1.2 中間軸式五檔變速器傳動方案圖1.2(a)所示方案中，除一、倒擋用直尺滑動齒輪換擋外，其余各檔均為常嚙合齒輪傳動。圖1.2(b)，(c)，(d)所示方案的各前進(jìn)擋，均為常嚙合齒輪傳動。圖1.2(d)所示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進(jìn)檔的變速器。變速器用圖1.2(c)所示的多支撐結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度，采用圖b的方案，變速器同步器都集中在二軸上，使得變速器換擋操作方便，反應(yīng)時間短。本

19、文選擇傳動方案大致將采取圖1.2(b)方案。1.3 倒擋布置方案與前進(jìn)檔位比較，倒擋使用率不高，并且使用倒擋時都是在比較慢的速度下進(jìn)行的，在換倒擋時更是在停車的狀態(tài)下進(jìn)行更換的，所以多數(shù)方案都采用直尺滑動齒輪來進(jìn)行換擋。為實(shí)現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪方案的。添加齒輪傳動雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒是在比較不利的正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作的，比較容易損壞。而添加聯(lián)動齒輪是在比較有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作的，并使倒擋傳動比略有增加。下圖為常見倒擋布置方案。圖b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時利用了中間軸

20、上的一檔齒輪，因而縮減了中間軸的長度，但是換擋時要求同時有兩對齒輪進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖1.3(c)所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理，圖d所示方案是對圖1.3(c)的一個改進(jìn)，圖1.3(e)所示方案是將中間軸上的一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長，圖f所示方案適合于全部齒輪副都是常嚙合的齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋采用圖1.3(g)所示方案，其缺點(diǎn)是一、倒擋需各用一根變速器撥叉軸，使得變速器操縱機(jī)構(gòu)變得比較復(fù)雜。圖1.3 倒擋傳動方案本文選擇倒擋傳動方案為d。2 變速器的主要參數(shù)選擇2.1 本設(shè)計的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 155（

21、N*M）最高車速 185（Km/h）汽車整備質(zhì)量 1220（Kg）汽車總質(zhì)量 1580（Kg）主減速器傳動比 4.5額定轉(zhuǎn)速 2800（r/min）車輪滾動半徑 0.23（m）2.2 檔數(shù)和傳動比最近幾年來，汽車變速器的檔位都在不斷增加以達(dá)到更好的燃油經(jīng)濟(jì)性。經(jīng)濟(jì)適用性乘用車目前大多采取五到六個前進(jìn)檔位。本設(shè)計采用的是五檔的手動變速器。確定最大傳動比時，要考慮三個方面的問題：汽車的最大爬坡度、附著率、汽車的最低穩(wěn)定速度。就普通汽車而言，傳東西最大傳動比是變速器一檔傳動比與主減速器傳動比的乘積。當(dāng)主減速器的傳動比已知時，確定傳動系最大傳動比就能確定變速器一檔傳動比。所以汽車以一檔，在無風(fēng)、干砂路

22、面行駛時，公式簡化為： Ttgigi0nTrGf+Gi （2.1）ig1Gr(fcosmax+sinmin)Ttqi0nT （2.2）G作用在汽車上的重力，mg=G=，m汽車質(zhì)量，g重力加速度，Mg=G=1220*9.8=11956N=Ttq=Tmax=155N*m；T傳動系效率，T=0.9；r車輪半徑，r=0.23m；f滾動阻力系數(shù)，干砂路面f（0.1000.300）取f=0.150；i坡度，i=16.7ig112209.80.230.2cos20+sin201554.50.9=2.199滿足附著條件Tmaxig1nzrrG2 （2.3）求得的變速器I檔傳動比為：ig1G2rrTgmaxi0

23、nZ （2.4）式中 G2-汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷；在瀝青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.6ig115809.80.60.231554.50.9=3.46汽車傳動比采用等比級數(shù)分ig1ig2=ig2ig3=ig3ig4=ig4ig5=q （2.5）式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；本次設(shè)計不采用超速擋而采用直接擋，即五檔傳動比為1因此， ig1=3.4 ig5=1 即 q=1.36所以各檔傳動比：ig1=3.4 ig2=2.5 ig3=1.83 ig4=1.35 ig5=1又因?yàn)閕g1ig2ig2ig3ig3ig4ig4ig5 （2.6）經(jīng)校驗(yàn)得出ig1=3.4 ig

24、2=2.5 ig3=1.9 ig4=1.35 ig5=1 2.3 中心距對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱之為變速器中心距A。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對齒輪接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證齒輪有必要的接觸強(qiáng)度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在變速器殼體上，從布置軸承的可能與方便和不因同一垂直面上的的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大一些。中間軸式變速器A的確定：初選中心距A時，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式：A=KA3Tmaxi1ng （2.7）A為變速器中心

25、距；KA為中心距系數(shù)，乘用車：KA=9.511；Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；i1為變速器一檔傳動比；g為變速器傳動效率，取0.9。則：A=9.51131553.40.9 =75.69887.65所以 A=80mm2.4 軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的不知初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)等乘用車五檔變速器殼體的軸向尺寸為（3.74.3）A。所以軸向尺寸取272344 初選軸向尺寸為 280mm。3 變速器各檔齒輪的參數(shù)選擇及計算3.1 模數(shù)的選擇齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素有很多，如齒輪強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。應(yīng)該指出，

26、選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的要求是：1 從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)； 2 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些； 3 為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；4 強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 5 使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。低檔齒輪選用大一些的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)變速器用齒輪模數(shù)范圍大致如下：微型和輕型轎車為2.252.75；中級轎車為2.753.0；重型貨車為4.256.0。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。轎車和輕型貨車取23

27、.5，選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。所以初選一二三倒擋模數(shù)為3，四檔、五檔模數(shù)為2.75，嚙合套和同步器的模數(shù)定為2.5mm。3.2 壓力角齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。實(shí)際上，因國家規(guī)定的壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為20。嚙合套或同步器接合壓力角有20、25、30等，但普遍采用30。3.3 螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對齒輪工作噪聲輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，是齒輪嚙合的

28、重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高，不過當(dāng)螺旋角大于30時，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以1525為宜；從而提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角度。所以取螺旋角=24。3.4 齒寬在選擇齒寬時，應(yīng)該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給與補(bǔ)償，但這是軸承承受的

29、軸向力增大，使其壽命降低。通常根據(jù)齒輪模數(shù)來選定齒輪的齒寬：直齒 b=kc*m，kc為齒寬系數(shù)，取為4.58.0。斜齒 b=kc*m，kc取為6.08.5。b為齒寬。采用嚙合套或者同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選是可取為24mm。3.5 各檔齒輪齒數(shù)分配在初選中心距時、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。一檔齒輪齒數(shù)分配：ig1=Z2Z9Z1Z10 （3.1）Z=2AcosMn （3.2）Zh=Z9+Z10所以根據(jù)式（3.1）（3.2得出 Zh=48.7249所以 Z9+Z10=49 又因?yàn)橹虚g軸上一檔齒輪的齒數(shù)可在1517之間選取，所以本輪問中

30、初選一檔齒數(shù) Z10=15所以得出 Z9=49-15=34 Z9Z102.27 z2Z11.49又因?yàn)槌Ш淆X輪的中心距和一檔齒輪的中心距相等，即A=Mn（Z1+Z2）2cos=80mm （3.3）所以 Z1=19.57 Z2=29.16 Z1=20 Z2=30校核后中心距 A=MnZ1+Z22cos=5032cos24=82.1mm校核后的螺旋角 12=arccosMnZ1+Z22cos=20.36 910=arccosMnZ9+Z102cos=23.26校核后的傳動比為： ig1=30203415=3.4圖3.5 齒形系數(shù)圖一檔變?yōu)橄禂?shù)校核:分度圓壓力角tant=tanncos=tan20

31、cos23.26 arctant=arctanncos=21.72端面嚙合角 cost=AAcost=82.180cos21.72=20.13 U=3415=2.27當(dāng)量齒數(shù) Zv9=Z9cos3=44.6 Zv10=Z10cos3=19.67 Zv1=Z1cos3=26.23 Zv2=Z2cos3=39.35根據(jù)cost和U的值及當(dāng)量齒數(shù)，在上圖1中查表，得出 X=0.1 X1=0.35 X2=-0.25Yn=A-AM=0.7 y=0.1+0.7=0.8所以分度圓直徑：D9=MnZ9cos=334cos23.26=111.65 D10=MnZ10cos=49.26D1=MnZ1cos=65.

32、68 D2=MnZ2cos=98.52節(jié)圓直徑：D9=2AZ9Z9+Z10=110.02 D10=2AZ10Z9+Z10=48.98D1=2AZ1Z1+Z2=64 D2=2AZ2Z1+Z2=96齒頂高：Ha9=(ha*+x1-y)*Mn=1.65 Ha10=(ha*+x2-y)*Mn=1.35Ha1=(ha*+x1-y)*Mn=1.65 Ha2=1.35齒根高：Hf9=(ha*+Cn*-x1)*Mn=2.7 Hf10=(ha*+Cn*-x2)*Mn=4.5Hf1=2.7 hf2=4.5二檔齒輪齒數(shù)分配：同理，可知二檔：ig2=Z2Z7Z1Z8 （3.4） Z=2AcosMn （3.5）又因?yàn)閆

33、2、Z1是已知的，所以Z7/Z8是可以求的的。 Z7Z8=1.67又因?yàn)?Z7+Z8=2AcosMn49所以得出 Z7=30 Z8=19校核后的傳動比為:ig2=30203019=2.37校核后中心距: A=MnZ7+Z82cos=4932cos24=80.45mm校核后的螺旋角:78=arccosMnZ7+Z82cos=23.36二檔變?yōu)橄禂?shù)校核:分度圓壓力角:tant=tanncos=tan20cos23.26 arctant=arctanncos=21.72端面嚙合角:cost=AAcost=80.4580cos21.72=20.89 U=3019=1.571.5當(dāng)量齒數(shù):Zv7=Z7c

34、os3=39.35 Zv8=Z8cos3=24.92根據(jù)cost和U的值及當(dāng)量齒數(shù)，在上圖1中查表，得出 X=0.2 X1=0.2 X2=0Yn=A-AM=-0.65 y=0.35所以分度圓直徑：D7=MnZ7cos=330cos23.36=98.52 D8=MnZ8cos=62.39節(jié)圓直徑：D7=2AZ7Z7+Z8=97.96 D8=2AZ8Z7+Z8=62.04齒頂高：Ha7=(ha*+x1-y)*Mn=2.55 Ha8=(ha*+x2-y)*Mn=1.95齒根高：Hf7=(ha*+Cn*-x1)*Mn=3.15 Hf8=(ha*+Cn*-x2)*Mn=3.75三檔齒輪齒數(shù)分配：同理，可

35、知三檔：ig3=Z2Z5Z1Z6 （3.6） Z=2AcosMn （3.7）又因?yàn)閆2、Z1是已知的，所以Z5/Z6是可以求的的。 Z5Z6=1.22又因?yàn)?Z5+Z6=2AcosMn49所以得出 Z5=26 Z6=23校核后的傳動比為:ig3=30202623=1.7校核后中心距:A=MnZ5+Z62cos=4932cos24=80.45mm校核后的螺旋角: 56=arccosMnZ5+Z62cos=23.36三檔變?yōu)橄禂?shù)校核:分度圓壓力角:tant=tanncos=tan20cos23.26 arctant=arctanncos=21.72端面嚙合角:cost=AAcost=80.4580

36、cos21.72=20.89 U=2623=1.571.5當(dāng)量齒數(shù) Zv5=Z5cos3=34.1 Zv6=Z6cos3=30.17根據(jù)cost和U的值及當(dāng)量齒數(shù)，在上圖1中查表，得出 X=0.2 X1=0.12 X2=0.08Yn=A-AM=-0.15 y=0.2+0.15=0.35所以分度圓直徑：D5=MnZ5cos=326cos23.36=85.35 D6=MnZ6cos=75.53節(jié)圓直徑：D5=2AZ5Z5+Z6=84.9 D6=2AZ6Z5+Z6=75.1齒頂高：Ha5=(ha*+x1-y)*Mn=2.55 Ha6=(ha*+x2-y)*Mn=2.19齒根高：Hf5=(ha*+Cn

37、*-x1)*Mn=3.15 Hf6=(ha*+Cn*-x2)*Mn=3.51四檔齒輪齒數(shù)分配：同理，可知四檔：ig4=Z2Z3Z1Z4 （3.8）Z=2AcosMn （3.9）又因?yàn)閆2、Z1是已知的，所以Z3/Z4是可以求的的。 Z3Z4=0.9又因?yàn)?Z3+Z4=2AcosMn54所以得出 Z3=25 Z4=29校核后的傳動比為:ig4=30202529=1.31校核后中心距:A=MnZ3+Z42cos=542.752cos24=81.27mm校核后的螺旋角:56=arccosMnZ3+Z42cos=21.86三檔變?yōu)橄禂?shù)校核:分度圓壓力角；tant=tanncos=tan20cos21.

38、86 arctant=arctanncos=21.52端面嚙合角：cost=AAcost=81.2780cos21.72=20.93 U=2925=1.16當(dāng)量齒數(shù) Zv3=Z3cos3=32.79 Zv4=Z4cos3=38.3根據(jù)cost和U的值及當(dāng)量齒數(shù)，在上圖1中查表，得出 X=0.23 X1=0.15 X2=0.08Yn=A-AM=-0.15 y=0.2+0.15=0.35所以分度圓直徑：D3=MnZ3cos=2.7525cos21.86=82.10 D4=MnZ4cos=95.32節(jié)圓直徑：D3=2AZ3Z3+Z4=81.02 D4=2AZ4Z3+Z4=94.12齒頂高：Ha3=(

39、ha*+x1-y)*Mn=2.31 Ha4=(ha*+x2-y)*Mn=2.1齒根高：Hf3=(ha*+Cn*-x1)*Mn=3.3 Hf4=(ha*+Cn*-x2)*Mn=3.51倒檔齒輪齒數(shù)分配：倒擋齒輪的模數(shù)往往和一檔相近，倒擋齒輪Z13一般在2123之間初選，本論文中初選Z13=22中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪略小，本輪問中取Z12=13可知倒檔：i倒=Z2Z13Z11Z1Z12Z143.3 （3.10）倒檔軸和中間軸的距離：A=0.5m(Z12+Z14) （3.11）又倒檔軸和輸出軸的距離：為了保證倒擋齒輪的嚙合何不產(chǎn)生干涉，齒輪Z12Z13齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以

40、上的間隙所以A=Da122+Da132+0.5=59 （3.12） 由式3.10、3.11、3.12可得出 Z14=17.0817 Z11=22.3323綜上可得出 Z11=23 Z12=13 Z13=22 Z14=17所以分度圓直徑：D11=MZ11=69 D12=MZ12=36D13=MZ13=66 D14=MZ14=514 變速器齒輪的校核4.1 各軸、各齒輪扭矩計算一軸五檔：T1=Tmax離承=1550.990.96=147.312（Nm）中間軸：T2=T1承齒i2-1=147.3120.960.991.5=210（Nm）二軸一檔：T31=T2承齒i9-10=2100.960.992.

41、26=451.06（Nm）二檔：T32=T2承齒i7-8=2100.960.991.58=313.35（Nm）三檔：T33=T2承齒i5-6=2100.960.991.13=225.52（Nm）四檔：T34=T2承齒i3-4=2100.960.990.87=173.64（Nm）倒擋：T31=T2承齒i9-10=2100.960.992.26=451.06（Nm）4.2 齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞形式主要有：齒輪折斷、齒面疲勞剝落(點(diǎn)蝕)、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。齒輪折斷發(fā)生在下述幾種情況：齒輪受到足夠大的沖擊載荷作用，造成齒輪彎曲折斷；齒輪在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋

42、擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的極少，后者出現(xiàn)得多些。輪齒工作時，一對齒輪相互捏合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細(xì)小裂縫處的油液壓力升高，并導(dǎo)致裂紋擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點(diǎn)，稱之為齒面點(diǎn)蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，并可能導(dǎo)致齒輪折斷。用移動齒輪的方法完成換擋的低檔和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進(jìn)入嚙合的齒輪存在速度差，換擋瞬間在輪齒端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。4.3 齒輪彎曲強(qiáng)度計算機(jī)械備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的，此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方式、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳

43、合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算變速器齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。直齒輪彎曲應(yīng)力的計算：w=F1KKfbty （4.1）式中，w為彎曲應(yīng)力（Mpa）；F1為圓周力（N），F(xiàn)1=2Tg/d；Tg為計算載荷（N*mm）；d為節(jié)圓直徑（mm）；K為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取K=1.65；Kf為摩擦力影響系數(shù)，主從動齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對齒輪彎曲應(yīng)力的影響不同：主動齒輪Kf=1.1，從動齒輪Kf=0.9；b為齒寬（mm）；t為端面齒距（mm），t=m，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，

44、如圖4.3所示。 圖4.3 齒形系數(shù)圖因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑d=mz，式中Z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入后得w=2TgKKfm3zKcy （4.2）w倒擋：w11=2T12KKfm3Z11KcY11=558.2（Mpa）w12=2T倒2KKfm3Z12KcY12=837.2（Mpa）w13=2T倒2KKfm3Z13KcY13=665.5（Mpa）w14=2T倒2KKfm3Z14KcY14=843.7（Mpa）當(dāng)w小于850Mpa時，都符合彎曲應(yīng)力要求。斜齒輪彎曲應(yīng)力的計算：同理，斜齒輪應(yīng)力計算公式為：w=F1KbtyK （4.3）K為重合度系數(shù)，K=2.0。將上述參數(shù)整理，代入后得到：w=2Tgc

45、osKm3zKcKy （4.4）當(dāng)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檔齒輪許用應(yīng)力最大值在180350mpa的范圍。w10=2T22cosKm3Z10KcKY10=323.1Mpa w9=2T312cosKm3Z9KcKY9=306.0 Mpaw8=2T22cosKm3Z8KcKY8=255.0 Mpa w7=2T322cosKm3Z7KcKY7=347.8 Mpaw6=2T22cosKm3Z6KcKY6=210.0 Mpa w5=2T332cosKm3Z5KcKY5=301.1 Mpaw4=2T22cosKm3Z4KcKY4=216.0 Mpa w3=2T342cosKm3Z3KcKY3=313.3 Mpaw2=2T22cosKm3Z2KcKY2=187.3 Mpa w1=2T12cosKm3Z1KcKY1=189.5 Mpa4.4 齒輪接觸應(yīng)力的計算j=0.418TgEbdcoscos(1z+1b) （4.5）輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；計算載荷（N.mm）；d節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點(diǎn)處壓力角（），齒輪螺旋角（）；齒輪