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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
目 錄
摘要...................................................................................................................I
Abstract..........................................................................................Ⅱ
第1章 緒 論 1
1.1 概述 1
1.1.1 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 3
1.1.2 研究的目的、依據(jù)和意義 3
1.1.3 研究的方法 4
第2章 變速器主要參數(shù)的選擇與計算 5
2.1設計初始數(shù)據(jù) 5
2.2變速器各擋傳動比的確定 5
2.3變速器傳動方案的確定 7
2.4中心距A的確定 8
2.5齒輪參數(shù) 8
2.5.1 模數(shù) 8
2.5.2 壓力角 9
2.5.3 螺旋角 9
2.5.4 齒寬 9
2.5.5 齒頂高系數(shù) 10
2.6本章小結(jié) 10
第3章 齒輪的設計計算與校核 11
3.1齒輪的設計與計算 11
3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 11
3.1.2齒輪材料的選擇原則 20
3.1.3計算各軸的轉(zhuǎn)矩 21
3.2輪齒的校核 21
3.2.1輪齒彎曲強度計算 21
3.2.2輪齒接觸應力σj 25
3.3本章小結(jié) 30
第4章 軸的設計與計算及軸承的選擇與校核 31
4.1軸的設計計算 31
4.1.1 軸的工藝要求 31
4.1.2 初選軸的直徑 31
4.1.3 軸的強度計算 32
4.2軸承的選擇及校核 36
4.2.1輸入軸的軸承選擇與校核 36
4.2.2 輸出軸軸承校核 37
4.3本章小結(jié) 38
第5章 變速器同步器與操縱機構(gòu)的設計 39
5.1同步器的結(jié)構(gòu) 39
5.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定 40
5.3變速器的操縱機構(gòu) 41
5.4本章小結(jié) 42
結(jié) 論 43
參考文獻 44
致 謝 45
附 錄 46
第1章 緒 論
1.1 概述
本文以捷達汽車變速器為研究對象，變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使汽車在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設有空擋和倒檔。需要時，變速器還有動力輸出功能。
一、對變速器如下基本要求：
1. 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟型。
2. 設置空擋。用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。
3. 設置倒檔，使汽車能倒退行駛。
4. 設置動力傳輸裝置，需要時進行功率輸出。
5. 換擋迅速、省力、方便。
6. 工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。
7. 變速器應有高的工作效率。
8. 變速器的工作噪聲低。
除此之外，變速器還應該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。
滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大。
二、變速器的類型：
（1）手動變速器（MT）：手動變速器應該說是最為節(jié)能的變速方式，另外由于中國企業(yè)已經(jīng)掌握該技術(shù)，而且在生產(chǎn)方面也積累了長期經(jīng)驗，從而在價格和質(zhì)量方面會有較大優(yōu)勢。所以在短期內(nèi)仍將是變速器主流。其不足在于操控上的不便，尤其是在城市工況。
（2）自動手動變速器（AMT）：自動手動變速器實際上是由一個機器系統(tǒng)來完成操作離合器和選擋這兩個動作。AMT的汽車駕駛簡單，省去了離合器踏板，駕駛者只要踩油門，選速器系統(tǒng)會自動選擇換擋的最佳時機，從而消除了發(fā)動機、離合器和變速器的錯誤使用，以避免錯換擋位。這一點對新手和整車的可靠性都非常重要。選速器大大簡化了駕駛的復雜性，令AMT汽車駕駛更加簡便、省心，且能夠保證最低的動力損耗。由選速器完成駕駛者踩離合器換擋的動作，選擇的換擋時機要比駕駛者完成得更準確。因此，在能源日益緊缺和CO2排放壓力越來越大這一背景下，AMT順應了“節(jié)能減排”這一趨勢，是一項非常適合中國市場的先進技術(shù)。AMT的制造成本遠低于電液控自動變速器，國內(nèi)的很多車型都準備采用這一領(lǐng)先技術(shù)，即有可能隨著中國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，將有更多車型采用AMT。中國也將會取代歐洲和美洲，成為世界上最大的AMT的應用市場。
（3）電子控制液力自動變速器（AT）：電子控制液力自動變速器近些年新技術(shù)也不斷在使用，它正朝著多擋位、數(shù)字化控制等方面發(fā)展。
日本最大的自動變速器生產(chǎn)商AISIN AW公司2006年成功推出型號為AA80E型8前速自動變速器，目前被使用在雷克薩斯LS460車上。這就形成了更大的總傳動比范圍，同時各個傳動比之間也比5速變速器更加接近。因此，駕駛員幾乎在各種行駛條件中都可以選擇最佳傳動比。電子控制模塊可以選擇更多的傳動比，傳動比取決于行駛條件，從而降低了油耗并提高了換擋平順性。發(fā)動機轉(zhuǎn)速與行駛狀態(tài)的最優(yōu)化匹配意味著發(fā)動機提高了動力、燃油經(jīng)濟性并降低了運行噪聲。
（4）無級變速器（CVT）：無級變速器則只需兩組可移動錐輪以及傳動帶或傳動鏈，即可實現(xiàn)無數(shù)個前進擋的變速過程。CVT采用傳動帶、傳動鏈和可變槽寬的錐輪進行動力傳遞及傳動比的選擇，即當錐輪變化槽寬時，相應改變主動輪與從動輪上傳動帶的接觸半徑進行變速。CVT是真正無級化了，與AT相比具有較高的運行效率，油耗較低。通過近幾年市場上的應用看，其發(fā)展勢頭也比較迅猛，目前在我國應用的車型已迅速發(fā)展到5、6種以上。
目前，全世界各大汽車廠商為了提高產(chǎn)品的競爭力都在大力進行CVT的研發(fā)工作，NISSAN、TOYOTA、FORD、GM、AUDI等著名汽車品牌中都配備CVT的轎車銷售，全世界CVT轎車的年產(chǎn)量已達到近50萬輛。值得注意的一點是，裝備有CVT的汽車市場，由最初的日本、歐洲已經(jīng)滲透到北美市場，CVT汽車已經(jīng)成為當今汽車發(fā)展的主要趨勢
三、變速器的工作原理
普通齒輪變速器也叫定軸式變速器，它由一個變速器殼、軸線固定的幾根軸和若干齒輪等零件組成，可實現(xiàn)變速、變扭和改變旋轉(zhuǎn)方向。
1.變速原理
一對齒數(shù)不同的齒輪嚙合傳動時，設主動齒輪的轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)為，從動齒輪的轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)為。若小齒輪帶動大齒輪時，轉(zhuǎn)速就降低了；若大齒輪帶動小齒輪時，轉(zhuǎn)速即升高。在相同的時間內(nèi)嚙合的齒數(shù)相等，即=。齒輪的傳動比為=/=/。齒輪傳動機構(gòu)的傳動比定義為主動齒輪的轉(zhuǎn)速與從動齒輪的轉(zhuǎn)速之比，它也等于從動齒輪的齒數(shù)與主動齒輪的齒數(shù)之比，即：
這就是齒輪傳動的變速原理。汽車變速器就是根據(jù)這一原理利用若干大小不同的齒輪副傳動而實現(xiàn)變速的。
2.變向原理
汽車發(fā)動機在工作過程中是不能逆轉(zhuǎn)的。為了能使汽車倒退行駛，在變速器中設置了倒擋（R）。倒擋傳動機構(gòu)是在主動齒輪與從動齒輪之間增加一個中間齒輪，利用中間齒輪來改變輸出軸的轉(zhuǎn)動方向，因此，這個中間齒輪油稱之為倒擋換擋齒輪。
1.1.1 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀
變速器作為傳遞動力和改變車速的重要裝置，國外對其操縱的方便性和擋位等方面的要求越來越高。目前對4擋特別是5擋變速器的應用有日漸增多的趨勢，同時，6擋變速器的裝車率也在上升。
中國汽車變速器(汽車變速器市場調(diào)研)市場正處于高速發(fā)展期。2010年中國汽車銷售1800萬輛，同比增長46.15%，2015年汽車銷售規(guī)模將達到4000萬輛。在汽車行業(yè)市場規(guī)模高速增長的情況下，中國變速器(變速器行業(yè)分析)行業(yè)面臨著重大的機遇。2009年中國汽車變速器(汽車變速器市場調(diào)研)市場規(guī)模達520億元人民幣，并且以每年超過20%的速度增長，預計2015年有望達到1500億元。
由于近年來乘用車市場增長迅速，2007年中國乘用車變速器需求量在600萬件以上，其中大部分為手動變速器，但是自動變速器的需求比例不斷提高。與此同時隨著商用車市場快速發(fā)展，2007年商用車變速器的市場需求量有200萬件，其中輕型貨車用變速器占市場主流，然而重型車變速器市場有望成為未來的新亮點。在手動變速器領(lǐng)域，國產(chǎn)品牌已占主導地位。但技術(shù)含量更高的自動變速器市場卻是進口產(chǎn)品的天下，2007年中國變速器產(chǎn)品(變速器產(chǎn)品進口統(tǒng)計)進口額達到30億美元。國內(nèi)變速器企業(yè)未來面臨嚴峻的挑戰(zhàn)。
1.1.2 研究的目的、依據(jù)和意義
21世紀，汽車工業(yè)成為中國經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統(tǒng)部件的設計需求旺盛。其實，汽車與人一樣，也是有著整套健康系統(tǒng)的有機結(jié)合體。發(fā)動機是心臟，車輪、底盤與懸掛是軀干與四肢，然而連接它們的，是類似于人體經(jīng)脈的變速器系統(tǒng)。如果汽車喪失了變速器這個中心環(huán)節(jié)，心臟、四肢與軀干再好，汽車只能如同植物人般成為廢鐵一堆！可以說，變速器是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物，是汽車上的必需品。變速器是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標，對轎車而言，其設計意義更為明顯。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評價汽車的一個重要指標，而變速器的設計如果不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大。通過本題目的設計，學生可綜合運用《汽車構(gòu)造》、《汽車理論》、《汽車設計》、《機械設計》、《液壓傳動》等課程的知識，達到綜合訓練的效果。由于本題目模擬工程一線實際情況，學生通過畢業(yè)設計可與工程實踐直接接觸，從而可以提高學生解決實際問題的能力。
1.1.3 研究的方法
本次設計主要是通過查閱近幾年來有關(guān)國內(nèi)外變速器設計的文獻資料，結(jié)合所學專業(yè)知識進行設計。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進行設計，通過排量選擇變速器中心距；各檔傳動比的計算；計算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對其進行校核計算；計算選擇軸與軸承，同時對其進行校核，對同步器、換擋操縱機構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進行分析計算；另外，對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進行改進、完善。
第2章 變速器主要參數(shù)的選擇與計算
2.1設計初始數(shù)據(jù)
最高車速：=160Km/h
發(fā)動機功率：=75KW
轉(zhuǎn)矩：=150
總質(zhì)量：=1500Kg
轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：=3800r/min
車輪：185/60R14
2.2變速器各擋傳動比的確定
初選傳動比：
= 0.377 （2.1）
式中： —最高車速
—發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速
—車輪半徑
—變速器最小傳動比 乘用車取0.85
—主減速器傳動比
=9549× （轉(zhuǎn)矩適應系數(shù)=1.1～1.3） （2.2）
所以，=9549×=5653.006r/min
/ =1.4～2.0 符合
=0.377×=0.377×=4.025 （2.3）
雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%
最大傳動比的選擇：
①滿足最大爬坡度。
（2.4）
式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=15000N；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=150N.m；
—主減速器傳動比，=4.025
—傳動系效率，=90%；
—車輪半徑，=0.289m；
—滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.0165×[1+0.01(-50)]=0.03795；
—爬坡度，取=16.7°
帶入數(shù)值計算得 ①
②滿足附著條件：
·φ （2.5）
Φ為附著系數(shù)，取值范圍為0.5~0.6，取為0.6
為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)動橋給地面的載荷，這里取70%mg ；
計算得≤3.283 ； ②
由①②得2.551≤≤3.283 ； 取=3.2 ；
校核最大傳動比 ；
在3.0~4.5范圍內(nèi)，故符合。
其他各擋傳動比的確定：
按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系：
（2.6）
式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：
，，，
==1.337
所以其他各擋傳動比為：
=3.2， ==2.390，==1.788，==1.337 ，=0.85
2.3變速器傳動方案的確定
圖2.1a為常見的倒擋布置方案。圖2.1b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2.1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2.1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2.1c所示方案。圖2.1e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2.1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.1g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。
本設計采用圖2.1f所示的傳動方案。
圖2.1 變速器倒檔傳動方案
圖2.2為變速器的傳動路線示意圖，因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。
1. 輸入軸五擋齒輪 2.輸出軸五擋齒輪 3.輸入軸四擋齒輪 4.輸出軸四擋齒輪
5. 輸入軸三擋齒輪 6.輸出軸三擋齒輪 7.輸入軸二擋齒輪 8.輸出軸二擋齒輪
9. 輸入軸一擋齒輪 10.輸出軸一擋齒輪 11.倒擋齒輪 12.輸入軸倒擋齒輪13.輸出軸倒檔齒
圖2.2變速器傳動示意圖
2.4中心距A的確定
初選中心距：發(fā)動機前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動機排量與變速器中心距A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選，A=66mm。
2.5齒輪參數(shù)
2.5.1 模數(shù)
對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。
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。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。
表2.1 汽車變速器齒輪法向模數(shù)
車型
乘用車的發(fā)動機排量V/L
貨車的最大總質(zhì)量/t
1.0≤V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14
＞14.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50~6.00
表2.2 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
——
發(fā)動機排量為1.6L，根據(jù)表2.1及2.2，齒輪的模數(shù)定為2.25~2.75mm。
2.5.2 壓力角
理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。
2.5.3 螺旋角
實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。
乘用車兩軸式變速器螺旋角：20°～25°。
2.5.4 齒寬
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0；
斜齒，取為6.0～8.5。
采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取4mm。
2.5.5 齒頂高系數(shù)
在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。
2.6本章小結(jié)
通過初始數(shù)據(jù)，首先確定變速器的最大傳動比，然后根據(jù)最大傳動比，確定擋數(shù)及各擋傳動比的大小，然后根據(jù)變速器中心距A與發(fā)動機排量的關(guān)系，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計算做準備。
第3章 齒輪的設計計算與校核
3.1齒輪的設計與計算
3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配
一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選=22°
一擋傳動比為 （3.1）
為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，
斜齒 （3.2）
==48.96取整為49
即=11.65 取12 =49-12=37
對中心距進行修正
因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
==66.06mm （3.3）
對一擋齒輪進行角度變位：
端面壓力角 ： tan=tan/cos=0.392 （3.4）
=21.42°
嚙合角 ： cos==0.932 （3.5）
=21.29°
變位系數(shù)之和 （3.6）
=-0.11
查變位系數(shù)線圖得：
計算一擋齒輪9、10參數(shù)：
分度圓直徑 =2.5×12/cos22°=32.356mm
=2.5×37/22°=99.764mm
齒頂高 =3.74mm
=1.415mm
式中： =（66-66.06）/2.5=-0.024
= -0.11+0.024 = -0.086
齒根高 =2.1mm
=4.425mm
齒頂圓直徑 =39.836mm
=102.062mm
齒根圓直徑 =28.156mm
=90.914mm
當量齒數(shù) =15.056
=46.424
二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.25，初選=24°
==53.59 取整為54
=15.81，取整為17 =37則，==2.1765≈=2.390
對二擋齒輪進行角度變位：
理論中心距 =66.499mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.574°
端面嚙合角 =
變位系數(shù)之和
= -0.216
查變位系數(shù)線圖得： -0.216 =0.35
=
二擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =41.870mm
=91.128mm
齒頂高 =3.029mm
=0.9675mm
式中： = -0.22
=-0.004
齒根高 =2.025mm
=4.086mm
齒頂圓直徑 =47.928mm
=93.063mm
齒根圓直徑 =37.370mm
=82.956mm
當量齒數(shù) =22.298
=49.843
三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)為2.25
=1.649
=54.39, 取整為55
得=19.727取整為21，=34
=
=1.619≈=1.788
對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋?
理論中心距 =66.734mm
端面壓力角 tan=tan/cos=0.388
=21.218°
端面嚙合角 ==0.9426
變位系數(shù)之和
= -0.31
查變位系數(shù)線圖得： =0.19 = -0.50
三擋齒輪5、6參數(shù)：
分度圓直徑 =50.916mm
=82.508mm
齒頂高 =2.642mm
=1.089mm
式中： = -0.326
=0.016
齒根高 =2.385mm
=3.938mm
齒頂圓直徑 =56.245mm
=84.686mm
齒根圓直徑 =46.191mm
=74.633mm
當量齒數(shù) =26.389
=42.660
四擋齒輪為斜齒輪，初選=24°模數(shù)=2.5
=
取整為49
=20.614，取整為23 =26
則：
=
=1.1304≈=1.377
對四擋齒輪進行角度變位：
理論中心距 =67.064mm
端面壓力角 tan=tan/cos=0.3922
=21.42°
端面嚙合角 ==0.946
變位系數(shù)之和
= -0.39
查變位系數(shù)線圖得： = -0.03 = -0.36
四擋齒輪3、4參數(shù)：
分度圓直徑 =62.942mm
=71.151mm
齒頂高 =2.375mm
=1.55mm
式中： =-0.41
=-0.02
齒根高 =3.2mm
=4.025mm
齒頂圓直徑 =67.692mm
=74.251mm
齒根圓直徑 =56.542mm
=63.101mm
當量齒數(shù) =30.168
=34.103
五擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)=2.25
=
取整為55
=29.4，取整為31 =24
則：
=
=0.774≈=0.85
對五擋齒輪進行角度變位：
理論中心距 =66.734mm
端面壓力角 tan=tan/cos=0.388
=21.218°
端面嚙合角 ==0.9426
變位系數(shù)之和
= -0.31
查變位系數(shù)線圖得： = 0.19 = -0.50
五擋齒輪1、2參數(shù)：
分度圓直徑 =75.228mm
=80.512mm
齒頂高 =2.642mm
=1.089mm
式中： =-0.326
=-0.086
齒根高 =2.385mm
=3.938mm
齒頂圓直徑 =80.512mm
=60.419mm
齒根圓直徑 =70.458mm
=50.365mm
當量齒數(shù) =38.896
=30.112
確定倒擋齒輪齒數(shù)：
倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=13，則：
=
=42.5mm
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應為
=2×66－2.5×(13+2)－1
=93.5mm
=－2
=35.4
為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取=34
計算倒擋軸和輸出軸的中心距
=
=68.75mm
計算倒擋傳動比
=2.615
3.1.2齒輪材料的選擇原則
1、滿足工作條件的要求
不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
2、合理選擇材料配對
如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。
3、考慮加工工藝及熱處理工藝
變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：
滲碳層深度0.8～1.2
時滲碳層深度0.9～1.3
時滲碳層深度1.0～1.3
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48
對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC。
對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒。
3.1.3計算各軸的轉(zhuǎn)矩
發(fā)動機最大扭矩為192N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。
輸入軸 ==150N.m
輸出軸 ==150×96%×99%=142.56N.m
輸出軸一擋 =142.56×3.2=456.129N.m
輸出軸二擋 =142.56×2.297=334.351N.m
輸出軸三擋 =142.56×1.649=240.028N.m
輸出軸四擋 =142.56×1.184=172.343N.m
輸出軸五擋 =142.56×0.85=123.726N.m
倒擋 =150××30.85=372.849N.m
3.2輪齒的校核
3.2.1輪齒彎曲強度計算
1、倒檔直齒 輪彎曲應力
圖3.1 齒形系數(shù)圖
（3.8）
式中：—彎曲應力（MPa）；
—計算載荷（N.mm）；
—應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；
—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=1.1，從動齒輪=0.9；
—齒寬（mm）；
—模數(shù)；
—齒形系數(shù)，如圖3.1。
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。
計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力 ，，
=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、 斜齒輪彎曲應力
（3.9）
式中：—計算載荷，N·mm；
—法向模數(shù)，mm；
—齒數(shù)；
—斜齒輪螺旋角，°；
—應力集中系數(shù)，=1.50；
—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；
—齒寬系數(shù)
—重合度影響系數(shù)，=2.0。
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。
（1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ，
=12，=37，=0.118，=0.155，=456.129N.m，=150N.m，
=
=316.37MPa<180～350MPa
=
=344.001MPa<180～350MPa
（2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應力
=17，=37，=0.164，=0.122，=334.351N.m，=150N.m，
=
=294.47MPa<180～350MPa
=
=345.728MPa<180～350MPa
（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力
=21，=34，=0.152，=0.121，=240.028N.m，=150N.m
=
=261.042MPa<180～350MPa
=
=283.588MPa<180～350MPa
（4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應力
=23，=26，=0.145，=0.125，=172.343N.m，=150N.m
=
=147.791MPa<180～350MPa
=
=185.136MPa<180～350MPa
（5）計算五擋齒輪1，2的彎曲應力
=31，=24，=0.156，=0.148，=150N.m，=123.726N.m
=
=172.301MPa<180～350MPa
=
=217.892MPa<180～350MPa
3.2.2輪齒接觸應力σj
（3.10）
式中：—輪齒的接觸應力，MPa；
—計算載荷，N.mm；
—節(jié)圓直徑，mm；
—節(jié)點處壓力角，°，—齒輪螺旋角，°；
—齒輪材料的彈性模量，MPa；
—齒輪接觸的實際寬度，mm；
、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，mm，直齒輪、，斜齒輪、；
、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.2。
彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬
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
表3.2 變速器齒輪的許用接觸應力
（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力
=456.192N.m，=150N.m， ，，
=31.429mm，
=u=100.573 mm
=6.434mm
=19.838mm
=
=1445.184MPa<1900～2000MPa
=
=1342.598MPa<1900～2000MPa
（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應力
=334.351N.m，=150N.m，，，
=40.036mm，
=91.964mm
=18.672mm
=8.579mm
=
=1212.385MPa<1300～1400MPa
=
=1132.459MPa<1300～1400MPa
（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力
=240.028N.m，=150N.m，，，
=49.830mm，
=84.412mm
=17.003mm
=10.134mm
=
=1060.116MPa<1300～1400MPa
=
=987.396MPa<1300～1400MPa
（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力
=172.343N.m，=150N.m，，，
=60.440mm，
=71.560mm
=14.579mm
=12.897mm
=
=873.056MPa<1300～1400MPa
=
=740.923MPa<1300～1400MPa
（5）五擋齒輪1，2的接觸應力
=150N.m，=123.726N.m，，，
=71.351mm，
=60.649mm
=14.476mm
=11.796mm
=
=833.087MPa<1300～1400MPa
=
= 783.954MPa<1300～1400MPa
（6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力
=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本章小結(jié)
本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。然后簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計算輪齒的彎曲應力和接觸應力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進行校核做準備。
第4章 軸的設計與計算及軸承的選擇與校核
4.1軸的設計計算
4.1.1 軸的工藝要求
倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。
對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。
對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。
對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。
4.1.2 初選軸的直徑
傳動軸的強度設計只需按照扭轉(zhuǎn)強度進行計算，輸入軸軸頸
=103×=24.27mm 取整后d=25mm （4.1）
圖4.1 軸的示意圖
4.1.3 軸的強度計算
軸的剛度驗算
若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式計算
（4.2）
（4.3）
（4.4）
式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；
—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；
—彈性模量（MPa），=2.1×105MPa；
—慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；
、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；
—支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為mm。 （4.5）
軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002rad。
變速器中一所受力最大，故只需校核一檔處軸的剛度與撓度
輸入軸剛度：
N，N
mm，，mm mm
（4.6）
=0.035mm
（4.7）
=0.090
=-0.000323rad0.002rad （4.8）
一擋齒輪所受力：
圖4.2 輸入軸受力分析圖
輸出軸剛度
圖4.3 輸出軸受力分析圖
N，N
mm，，mm mm
=0.020mm
=0.052
=0.00019rad0.002rad
輸入軸的強度校核
圖4.4 輸入軸的強度分析圖
一檔時撓度最大，最危險，因此校核。
1).豎直平面面上
得 =1062.39N
豎直力矩=164971.09N.mm
2).水平面內(nèi)上、和彎矩
由以上兩式可得=6483.79N，=1004987.02N.mm
按第三強度理論得：
N.mm
輸出軸強度校核
1).豎直平面面上
得 =1048.05N
豎直力矩=162447.93N.mm
2).水平面內(nèi)上、和彎矩
由以上兩式可得=5653.89N，=873562.59N.mm
按第三強度理論得：
N.mm
4.2軸承的選擇及校核
4.2.1輸入軸的軸承選擇與校核
由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號，30205（左右），由《機械設計手冊》查得代號為30205的圓錐滾子軸承,, e=0.37, Y=1.6;軸承的預期壽命：=10×300×8=24000h。
校核軸承壽命：
Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩
+=
由以上兩式可得=2572.99N，=1062.39N
Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6
(4.9)
(4.10)
Ⅲ）、軸向力和
由于
所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊
Ⅳ）、求當量動載荷
查機械設計課程設計得
故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4
徑向當量動載荷 (4.11)
=1.2×（0.67×2572.99+1.6×322.62）=2688.11N
校核軸承壽命
預期壽命
，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。(4.12)
=55229.2h＞=24000h合格
4.2.2 輸出軸軸承校核
初選輸出軸的軸承型號，30206（左右），由《機械設計手冊》查得代號為30206的圓錐滾子軸承,, e=0.37, Y=1.6;軸承的預期壽命：=10×300×8=24000h
校核軸承壽命：
Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩
+=
由以上兩式可得=2538.25N，=1048.05N
Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6
Ⅲ）、軸向力和
由于
所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊
Ⅳ）、求當量動載荷
查機械設計課程設計得
故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4
徑向當量動載荷
=1.2×（0.67×2538.25+1.6×327.52）=2669.59N
校核軸承壽命
預期壽命
，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3；
=150426.9h＞=24000h
故該軸承合格
4.3本章小結(jié)
本章首先簡要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計算，確定軸的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長度，然后對軸進行剛度和強度的驗算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進行壽命計算。
第5章 變速器同步器與操縱機構(gòu)的設計
5.1同步器的結(jié)構(gòu)
在前面已經(jīng)說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示：
1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步