三軸式剛性支承結構變速器設計【長安之星SC6371微型車 面包 (2)】

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In this paper,from the beginning of the overall program of rear-wheel drive transmission,analyse the program of transmission system.Choose basic parameters of the transmission,determine the structure of the program components,design the synchronizer,manipulation of body and the box.According to the model selection,combine these parameters and the related knowledge of Auto Design,Automotive Theory,Mechanical design ,calculate related parameters of transmission and prove the rationality of the design.Finally,achieve the assembly drawing and parts chart to use the soft ware of AutoCAD. Design the three-axis rigid support transmission to upgrade the performance of rear-wheel drive transmission,increase the market of rear-wheel drive mini-cars,in order to satisfy the needs of different levels. Key words: Three-axis Rigid Support; Rear-wheel Drive Transmission; Axle; Gear-wheel; Box; Design II 目　　錄 摘要 ………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract……………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論 ……………………………………………………………………………1 1.1 課題的目的和意義 ………………………………………………………………1 1.2 研究現(xiàn)狀 …………………………………………………………………………1 1.3 變速器的設計思想 ………………………………………………………………2 1.4 研究的主要工作內(nèi)容 ……………………………………………………………2 第2章 變速器設計的總體方案 ……………………………………………………4 2.1 設計依據(jù) …………………………………………………………………………4 2.2 變速器傳動機構布置方案 ………………………………………………………4 2.3 變速器基本參數(shù)的確定 …………………………………………………………5 2.3.1 擋數(shù)的確定 ………………………………………………………………5 2.3.2 傳動比的確定 ……………………………………………………………5 2.3.3 變速器中心距的確定 ……………………………………………………7 2.3.4 變速器軸向尺寸的確定 …………………………………………………7 2.4 本章小結 …………………………………………………………………………7 第3章 主要零部件的設計及計算 …………………………………………………8 3.1 齒輪的設計及校核 ………………………………………………………………8 3.1.1 齒輪參數(shù)確定及各擋齒輪齒數(shù)分配 ……………………………………8 3.1.2 輪齒強度計算……………………………………………………………14 3.1.3 變速器齒輪的材料及熱處理……………………………………………17 3.2 軸的設計及校核…………………………………………………………………17 3.2.1 初選軸的直徑……………………………………………………………17 3.2.2 軸的設計…………………………………………………………………18 3.2.3 軸的校核…………………………………………………………………21 3.3 軸承的選用及校核………………………………………………………………26 3.3.1 變速器軸承型式的選擇…………………………………………………26 3.3.2 軸承的校核………………………………………………………………26 3.3.3 軸承的潤滑和密封………………………………………………………29 3.4 花鍵的校核………………………………………………………………………29 3.5 本章小結…………………………………………………………………………30 第4章 變速器其他零件及機構的設計 …………………………………………31 4.1 同步器的設計及計算……………………………………………………………31 4.1.1 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定…………………………………………31 4.1.2 主要參數(shù)的確定…………………………………………………………32 4.2 操縱機構的設計…………………………………………………………………33 4.3 變速器箱體的設計………………………………………………………………34 4.4 本章小結…………………………………………………………………………34 結論 ………………………………………………………………………………………35參考文獻 …………………………………………………………………………………36 致謝 ………………………………………………………………………………………37 附錄 ………………………………………………………………………………………38 第1章 緒　　論 1.1 課題的目的和意義 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，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作[1]。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器若采用浮動式結構的齒輪軸，工作時會產(chǎn)生撓度。因此，一方面降低了輸出軸的剛性，另一方面造成了嚙合齒輪嚙合不良，致使齒輪強度降低，增加了運轉(zhuǎn)噪音，影響了整機的性能。 為了近一步提升后驅(qū)動變速器的性能，增加后驅(qū)微型車市場銷售份額，應該建立一個適應發(fā)動機排量為1.3升的后驅(qū)動變速器新平臺，以滿足車廠和用戶更高層次的要求。 設計方案力求實現(xiàn)： （1）變速器結構更加緊湊、合理，承載能力較大，滿足匹配發(fā)動機之所需； （2）選擋、換擋輕便、靈活、可靠； （3）同步器結構合理，性能穩(wěn)定，有利于換擋； （4）齒輪承載能力高，運轉(zhuǎn)噪音低，傳遞運動平穩(wěn)。 1.2 研究現(xiàn)狀 眾所周知，中國國內(nèi)市場的微型系列車型，90%都來自日本技術，更確切地說，是來自于日本鈴木技術。國內(nèi)的許多微型車廠在研發(fā)、生產(chǎn)方式上，或是購買日本技術，或是與日方聯(lián)合經(jīng)營，自主獨立開發(fā)的能力相對欠缺。因此，在微型車型及所屬關緊部件的研發(fā)方面的發(fā)展相對滯后，進而造成國內(nèi)的許多老型產(chǎn)品一干就是十幾年，甚至二十幾年的尷尬局面。同時，由于國際市場的導向，微型車的根據(jù)地日本在此方面的投入也沒有更大、更新的研究與發(fā)展。所以從微型汽車后驅(qū)動變速器的發(fā)展來看，并沒有特別新的技術在產(chǎn)品中應用。 但是根據(jù)我們國家的實際現(xiàn)狀，目前中國市場對微型車的需求，在短時間內(nèi)，甚至相當長的一段時間內(nèi)微型車仍然具有一定的發(fā)展的空間。國內(nèi)的中、小城市，及山區(qū)，從居民的購買能力及所需看，微型車由于其價格低、經(jīng)濟適用，仍然具有廣闊的市場份額。近幾年來，微型車的銷售占中國汽車總銷售量約25%。尤其以生產(chǎn)微型車為主的長安集團在內(nèi)，2005年內(nèi)的整車銷售排在全國第三位的良好勢頭。據(jù)了解國內(nèi)生產(chǎn)微型汽車如長安、柳洲五菱等車廠，后驅(qū)動發(fā)動機所配的變速器結構先進、合理，在滿足同等排量發(fā)動機匹配所需的同時，市場反映效果也較好。 汽車變速器發(fā)展經(jīng)歷了100多年，從最初采用側鏈傳動到手動變速器，到現(xiàn)在的液力自動變速器和電控機械式自動變速器，再向無級自動變速器方向發(fā)展。變速器是汽車傳動系的重要組成部分，其發(fā)展無疑代表著汽車工業(yè)的發(fā)展，它的設計也是汽車設計的一個重要部分。手動變速器(MT)主要采用齒輪傳動的降低原理，變速器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副，汽車行駛時的換擋就是通過操縱機構使變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。 我國汽車工業(yè)采用CAD技術，從無到有，至今已有十多年的歷史。與其他機械產(chǎn)品相比，汽車行業(yè)在計算機應用的投入比較多。各汽車廠紛紛引進軟硬件并逐步建立了計算機輔助系統(tǒng)。AutoCAD在用戶的心目中也變成了二維設計軟件的縮影。 1.3 變速器的設計思想 根據(jù)發(fā)動機匹配的微型車的基本參數(shù)，及發(fā)動機的基本參數(shù)，設計能夠匹配各項的新型后驅(qū)動變速器。 新型后驅(qū)動變速器應滿足： （1）發(fā)動機排量1.3升； （2）五個前進擋，一個倒檔； （3）輸入、輸出軸保證兩點支承； （4）采用同步器，保證可靠平穩(wěn)換擋； （5）齒輪、軸及軸承滿足使用要求。 1.4 研究的主要工作內(nèi)容 中間軸式變速器主要用于后輪驅(qū)動變速器，所以，根據(jù)實際汽車發(fā)動機匹配所需，本文計劃對適用于后驅(qū)動發(fā)動機固定中間軸式變速器作為總的布置方案。 1.確定合適的布置結構 變速器中各檔齒輪按照檔位先后順序在軸上排列；各檔的換擋方式；齒輪與軸的配套方案；軸承支承位置等結構。 2.進行主要參數(shù)的選擇 確定變速器的檔位數(shù)；各檔傳動比；中心距；軸向長度等。 3.進行主要零部件及其他結構的設計 齒輪參數(shù)；各檔齒輪齒數(shù)分配；輪齒強度計算；軸的設計及校核；軸承的設計及校核；同步器主要參數(shù)的選?。徊倏v機構的設計等。 4.繪制圖紙 根據(jù)設計方案，通過CAD完成裝配圖及零件圖的繪制。 第2章 變速器設計的總體方案 變速器是汽車傳動系的重要組成部分，是連接發(fā)動機和整車之間的一個動力總成，起到將發(fā)動機的動力通過轉(zhuǎn)換傳到整車，以滿足整車在不同工況的需求。所以整車和發(fā)動機的主要參數(shù)對變速器的總體方案均產(chǎn)生較大影響。 2.1 設計依據(jù) 隨著消費者對汽車安全性、舒適性、經(jīng)濟性和動力性需求的提高，微型汽車的技術含量不斷提高。長安汽車在微型車領域具有里程意義，長安之星是適應微車市場發(fā)展的新需求而誕生的產(chǎn)品。為其設計新型后驅(qū)動變速器以使變速器結構更加緊湊、合理、承載能力強。 選擇車型為長安之星SC6371進行設計，基本性能參數(shù)如表2.1。 表2.1 基本性能參數(shù) 發(fā)動機參數(shù) 排量(L) 1.310 最大功率(km) 60(6000r/min) 最大扭矩(N·m) 102(3000r/min) 底盤參數(shù) 驅(qū)動方式 后輪驅(qū)動 輪胎規(guī)格 165/70 R13 整車尺寸及質(zhì)量 長*寬*高(mm) 3725*1560*1895 軸距(mm) 2350 總質(zhì)量(kg) 1580 整備質(zhì)量(kg) 1000 整車性能參數(shù) 最高車速(km/h) 135 6.3L/100km 最大爬坡度 32% 注：其中，165/70 R13表示輪胎斷面寬B=165，扁平比H/B=70,輪輞直徑13in=330.2mm， 故車輪滾動半徑近似等于輪胎半徑，為r=330.2/2+115.5=280.6mm。 2.2 變速器傳動機構布置方案 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。如圖2.1所示。 圖2.1 傳動方案圖 變速器采用三軸式剛性支承，能提高軸的剛度。第一軸后端經(jīng)軸承支承在第二軸前端的孔內(nèi)，第二軸前端與常嚙合主動齒輪做成一體，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)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可高達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪不采用常嚙合齒輪傳動，各擋位采用同步器換擋[3]。 2.3 變速器基本參數(shù)的確定 2.3.1 擋數(shù)的確定 擋數(shù)的設置與整車的動力性和經(jīng)濟性有關。就動力性而言，增加變速器的擋數(shù)，能夠增加發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了整車的加速與爬坡能力。就燃油經(jīng)濟性而言，擋數(shù)多，增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，降低油耗。所以擋數(shù)設置為五檔。 2.3.2 傳動比的確定 1.確定主減速器傳動比 根據(jù) （2.1） 式中：——最高車速，135km/h； ——發(fā)動機最大功率下的轉(zhuǎn)速，6000r/min； r ——車輪半徑，0.281m； ——變速器最高擋傳動比，1.0； ——變速器主減速比。 由公式（2.1）得：=4.708。 2.確定變速器一擋傳動比 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有：，則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動比為[1]： （2.2） 式中：m——汽車總質(zhì)量，1580kg； g——重力加速度，9.8； ——道路最大阻力系數(shù)，由于一般瀝青或混凝土路面滾動阻力系數(shù)f=0.018~0.020，故取f=0.019；最大爬坡度，故坡角，所以為0.323； ——驅(qū)動車輪滾動半徑，0.281mm； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，102N·m； ——主減速比，4.708； ——汽車傳動系的傳動效率，轎車可取0.9~0.92，故選為0.9。 由公式（2.2）得：； 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件，求得變速器一擋傳動比為[1]： （2.3） 式中：——汽車滿載靜止于水平路面時，驅(qū)動橋給地面的載荷，對于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的乘用車，滿載時后軸占50%~55%，故取=55%mg； ——道路的附著系數(shù)，計算時取=0.5~0.6，故選為0.6； ，，，——見式（2.2）下說明。 由公式（2.3）得：；最終取。 3.確定其他擋傳動比 由于汽車傳動系各擋的傳動比大體上是按等比級數(shù)分配的，且=1，q為各擋公比，則，故。 2.3.3 變速器中心距的確定 對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A，初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算[3]： （2.4） 式中：——中心距系數(shù)，乘用車：=8.9~9.3，取=9.3； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，102 N·m； ——變速器一擋傳動比，3.32； ——變速器傳動效率，取96%。 由公式（2.4）得：A=63.95mm； 乘用車變速器的中心距在60~80mm范圍內(nèi)變化，圓整后得變速器中心距A=70mm。 2.3.4 變速器軸向尺寸的確定 變速器的軸向尺寸與擋位數(shù)、齒輪型式、換擋機構的結構型式等都有直接關系，設計初可根據(jù)中心距A的尺寸參照下式初選。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸為（3.0~3.4）A，取3.2A=224mm。 2.4 本章小結 本章主要通過分析整車和發(fā)動機、底盤參數(shù)，對新型后驅(qū)動變速器的總體方案進行確定。其中包括：變速器傳動方案的布置，中心距的確定，擋位的設置，各擋傳動比的確定及軸向尺寸的確定等。通過確定變速器的基本參數(shù)，便于其他零部件的設計選用，為下一步的設計計算奠定基礎。 第3章 主要零部件的設計及計算 3.1 齒輪的設計及校核 3.1.1 齒輪參數(shù)確定及各擋齒輪齒數(shù)分配 1.模數(shù)m 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。對于乘用車為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，乘用車和總質(zhì)量在1.8~14.0t的貨車為2.0~3.5mm，取m=2.5mm。 2.壓力角 國家規(guī)定的標準壓力角為，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為。 3.螺旋角 選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。螺旋角應選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。轎車變速器齒輪應采用較大螺旋角以提高運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性，降低噪聲。 乘用車中間軸式變速器為~，選。 4.齒寬b 齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求，通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b。，其中為齒寬系數(shù)。變速器中一般倒擋采用直齒圓柱齒輪=4.5~8.0；常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪=6.0~8.5。 5.齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。一般齒輪的齒頂高系數(shù)，為一般汽車變速器齒輪所采用。 6.各擋齒輪齒數(shù)的分配 分配齒數(shù)時應注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 （1）確定一擋齒輪的齒數(shù) 由于一擋采用斜齒輪傳動，所以齒數(shù)和=50，修正后得。 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)，采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和湊配中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性、耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲[6]。 湊配中心距； 斜齒端面模數(shù)； 嚙合角，得； 故總變位系數(shù)，即為高度變位。 根據(jù)齒數(shù)比查得：。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。一擋齒輪參數(shù)如表3.1。 表3.1 一擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 端面壓力角 2 分度圓直徑 3 齒頂高 4 齒根高 5 齒頂圓直徑 6 齒根圓直徑 7 當量齒數(shù) 8 齒寬 （2）對中心距進行修正 因為計算齒輪和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的重新計算中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。。 （3）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由一擋傳動比求出常嚙合傳動齒輪的齒數(shù)比： （3.1） 而常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即： （3.2） 由公式（3.1）（3.2）得：。 核算=3.27，與前相差較小，故由（3.2）式得：齒輪1、2精確的螺旋角。 湊配中心距； 斜齒端面模數(shù)； 嚙合角，故，角度變位。 根據(jù)齒數(shù)比，查得。常嚙合齒輪參數(shù)如表3.2。 表3.2 常嚙合齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數(shù) 3 齒頂降低系數(shù) 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數(shù) 10 齒寬 （4）確定其他各擋的齒數(shù) 二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪不同，由得： （3.3） 而 （3.4）此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式： （3.5） 聯(lián)解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.3）（3.4）求出。 再把代入式（3.5），檢查近似滿足軸向力平衡關系。 湊配中心距； 斜齒端面模數(shù)； 嚙合角，故，正角度變位。 根據(jù)齒數(shù)比，查得。二擋齒輪參數(shù)如表3.3。 表3.3 二擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數(shù) 3 齒頂降低系數(shù) 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數(shù) 10 齒寬 同理：三擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關系。 湊配中心距； 斜齒端面模數(shù)； 嚙合角，故，正角度變位。 根據(jù)齒數(shù)比，查得。三擋齒輪參數(shù)如表3.4。 表3.4 三擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數(shù) 3 齒頂降低系數(shù) 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數(shù) 10 齒寬 同理：四擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關系。 湊配中心距； 斜齒端面模數(shù)； 嚙合角，故，負角度變位。 根據(jù)齒數(shù)比，查得。四擋齒輪參數(shù)如表3.5。 表3.5 四擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數(shù) 3 齒頂降低系數(shù) 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數(shù) 10 齒寬 （5）確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)往往與一擋相近。倒擋齒輪的齒數(shù)，一般在21~23之間，初選，計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。 設。 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和12的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，故取，滿足輸入軸與中間軸的距離。假設當齒輪11和12嚙合時，中心距，且。故倒擋軸與中間軸的中心距，圓整后得。 根據(jù)中心距求嚙合角： ，故，高度變位。 根據(jù)齒數(shù)比，查得。 。倒擋齒輪參數(shù)如表3.6。 表3.6 倒擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 2 齒頂高 3 齒根高 4 齒頂圓直徑 5 齒根圓直徑 6 基圓直徑 7 齒寬 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 2 齒頂高 3 齒根高 4 齒頂圓直徑 5 齒根圓直徑 6 基圓直徑 7 齒寬 3.1.2 輪齒強度計算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些[3]。變速器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。 齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。 1.輪齒彎曲強度計算 （1）直齒輪彎曲應力 （3.6） 式中：——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； ——齒寬系數(shù)； y——齒形系數(shù)。 倒擋主動輪12，查手冊得y=0.133，代入（3.6）得； 倒擋傳動齒輪13，查手冊得y=0.128，代入（3.6）得； 倒擋從動輪11，查手冊得y=0.144，代入（3.6）得； 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，倒擋直齒輪許用彎曲應力在400~800Mpa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 故<[]，彎曲強度足夠。 （2）斜齒輪彎曲應力 （3.7） 式中：——計算載荷（N·mm）； ——斜齒輪螺旋角； ——應力集中系數(shù)，可近似取=1.50； Z——齒數(shù)； ——法向模數(shù)（mm）； y——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。 一擋齒輪10，查圖得y=0.152，代入（3.7）得=153.93Mpa； 一擋齒輪9，查圖得y=0.139，代入（3.7）得=86.71Mpa； 二擋齒輪8，查圖得y=0.145，代入（3.7）得=158.26Mpa； 二擋齒輪7，查圖得y=0.141，代入（3.7）得=110.25Mpa； 三擋齒輪6，查圖得y=0.146，代入（3.7）得=132.03Mpa； 三擋齒輪5，查圖得y=0.141，代入（3.7）得=126.58Mpa； 四擋齒輪4，查圖得y=0.155，代入（3.7）得=107.82Mpa； 四擋齒輪3，查圖得y=0.131，代入（3.7）得=162.37Mpa； 常嚙合齒輪1，查圖得y=0.151，代入（3.7）得=141.41Mpa； 常嚙合齒輪2，查圖得y=0.137，代入（3.7）得=92.54Mpa； 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，所有斜齒輪滿足<[]，故彎曲強度 足夠。 2.輪齒接觸應力計算 （3.8） 式中：——輪齒的接觸應力（Mpa）； F——齒面上的法向力（N）， ； ——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； d——節(jié)圓直徑（mm）； ——節(jié)點處壓力角； ——齒輪螺旋角； E——齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=； b——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；、為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。 將上述有關參數(shù)代入式（3.8），并將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，得出： 一擋接觸應力； 二擋接觸應力； 三擋接觸應力； 四擋接觸應力； 常嚙合接觸應力； 倒擋接觸應力（齒輪12主動，13從動）； （齒輪13主動，11從動）； 對于滲碳齒輪變速器齒輪的許用接觸應力[]，一擋和倒擋[]=1900~2000Mpa，常嚙合齒輪和高擋[]=1300~1400Mpa。故所有齒輪滿足<[]，接觸強度足夠。 3.1.3 變速器齒輪的材料及熱處理 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，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。 國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 淬火的目的是大幅度提高鋼的強度、硬度、耐磨性、疲勞強度以及韌性等，從而滿足各種機械零件和工具的不同使用要求?；鼗鸬淖饔迷谟谔岣呓M織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉(zhuǎn)變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定；消除內(nèi)應力，以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調(diào)整鋼鐵的力學性能以滿足使用要求[8]。 3.2 軸的設計及校核 變速器軸在工作過程中承受著轉(zhuǎn)矩和來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的硬度、耐磨性及壽命。 3.2.1 初選軸的直徑 軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調(diào)。變速器軸的最大直徑d與支承間的距離l可按下列關系式初選： 對第一軸及中間軸 對第二軸 （3.9） 中間軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A（mm）按下式初選： ，取； 第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·mm）按下式初選： ； 取，為滿足發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩要求，取。代入（3.9）式： 第一軸取，則； 中間軸取，則； 第二軸取，則。 初選的軸徑還需要根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標準以及軸的剛度與強度等結果進行修正。 3.2.2 軸的設計 初選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。調(diào)質(zhì)是淬火后在400~720℃進行高溫回火，用來使鋼獲得高的韌性和足夠的強度。 軸的結構設計是要盡量保證軸便于加工，軸上零件易于裝拆；軸和軸上零件要有準確的工作位置；各零件要牢固而可靠地相對固定；以及改善受力情況，減少應力集中和提高疲勞強度。 1.輸入軸的設計 如圖3.1。 圖3.1 輸入軸圖 第一段：接離合器從動軸軸承。根據(jù)第一軸花鍵部分直徑及軸承標準，取。查手冊選用深溝球軸承6203，，取。 第二段：為花鍵軸段，接離合器從動盤。第一軸的花鍵尺寸與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動配合?；ㄦI連接比平鍵連接具有承載能力高，對軸削弱程度小，定心好和導向性能好等優(yōu)點。 根據(jù)第一軸花鍵直徑d=18mm，查《汽車設計》得花鍵內(nèi)徑d=18mm，花鍵外徑D=23mm，花鍵齒數(shù)n=10，鍵齒寬b=4mm，有效齒長l=20mm，即取。 第三段：過渡軸，取。 第四段：軸承支承段。這一段軸根據(jù)軸承標準取，查《機械設計手冊》選用圓錐滾子軸承32305，。根據(jù)軸徑，選擇卡環(huán)對軸承進行軸向固定，查手冊選用擋圈GB/T 893.1-1986 62（孔徑，材料為65Mn，熱處理硬度44~51HRC，經(jīng)表面氧化處理的A型孔用彈性擋圈），取。 第五段：齒輪段，一擋、倒擋、二擋主動輪與軸做為一體。取。根據(jù)齒寬等因素，取。 第六段：過渡軸，取。 第七段：通過滾針軸承接變速器三擋主動輪。取，根據(jù)標準選用向心 滾針和保持架組件：K JB/T 7918-1997，取。 第八段：花鍵軸段，接同步器。根據(jù)，選擇矩形花鍵，取，。 第九段：通過滾針軸承接四擋主動輪，結合第七段軸選用滾針軸承K，取，。 第十段：軸承支承段。取，查手冊選用圓錐滾子軸承32305，。在軸承外圈開槽放卡環(huán)與箱體進行固定，查手冊選用擋圈GB/T 893.1-1986 62（孔徑，材料為65Mn，熱處理硬度44~51HRC，經(jīng)表面氧化處理的A型孔用彈性擋圈）。D=66.2mm，s=2mm，b=5.2mm，取。 第十一段：花鍵軸段，接同步器。根據(jù)選用矩形花鍵，取，。 第十二段：與輸出軸常嚙合齒輪相連，根據(jù)軸承標準取，選用非標準件滾針，取。 2.中間軸的設計 如圖3.2。 圖3.2 中間軸圖 （1）最小直徑估算 （3.10） 式中：C——由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)，45號鋼為118~107，取C=108； P——傳遞的功率，，為發(fā)動機最大功率，60KW；為變速器傳動效率，取96%； ——軸的轉(zhuǎn)速，6000r/min。 由公式（3.10）得： （2）中間軸結構設計 第一段：軸承段。根據(jù)標準取，則查表選用圓錐滾子軸承30205，。根據(jù)軸徑，選用卡環(huán)對軸承進行軸向固定，查手冊選用擋圈GB/T 893.1-1986 52，取。 第二段：齒輪段。通過滾針軸承接一擋齒輪，取，。選用向心滾針和保持架組件K。 第三段：花鍵軸段，接同步器。根據(jù)，選用矩形花鍵，則取。 第四段：齒輪段，通過滾針軸承接二擋從動輪。根據(jù)第二段軸的結構選用向心滾針和保持架組件K，取，。 第五段：過渡軸段，取。 第六段：齒輪段，三擋從動輪和四擋從動輪與軸鑄成一體。，取，根據(jù)輸入軸取。 第七段：軸承段。根據(jù)軸承標準取，查表選用圓錐滾子軸承30205，。根據(jù)軸徑，選用卡環(huán)對軸承進行軸向固定。查手冊選用擋圈GB/T 893.1-1986 52，取。 第八段：過度軸段。，取。 第九段：齒輪段，常嚙合主動輪通過花鍵與軸相連，選用矩形花鍵，則取。 第十段：螺紋段，擰上螺母進行固定及軸向定位。根據(jù)標準選普通螺紋M18-6g（公稱直徑18，螺距1.5的細牙右旋外螺紋，中徑和大徑的公差帶均為6g，中等旋合長度），取。 查表選用螺紋規(guī)格D=M18，性能等級為8級，不經(jīng)表面處理，A級的I型六角螺母，標記為螺母GB/T 6170 M18。 3. 輸出軸的設計 第一段：齒輪軸段，常嚙合從動輪與軸做為一體，取。 第二段：軸承支承段。根據(jù)標準取。查表選用深溝球軸承6306，。選用套筒D=40mm，并安裝車速表驅(qū)動齒輪，取72mm。 第三段：花鍵軸段，與萬向節(jié)連接。選用矩形花鍵，取35mm。 圖3.3 輸出軸圖 3.2.3 軸的校核 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩，要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。為了驗證結構方案的合理性及變速器的可靠性需對軸進行校核。 應當對每個擋位下的軸的剛度和強度都進行驗算，因為擋位不同不僅齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點也有變化。驗算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。 1.計算各擋齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力 （3.11） 式中：i——齒輪的傳動比； d——齒輪的節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)圓處壓力角； ——螺旋角； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。 一擋代入（3.11）式得： 二擋代入（3.11）式得： 三擋代入（3.11）式得： 四擋代入（3.11）式得： 倒擋代入（3.11）式得： 五擋 （3.12） 式中：P——輸出軸功率，； n——輸出軸轉(zhuǎn)速，r/min； T——輸出軸轉(zhuǎn)矩，N·mm。 輸出軸功率；，代入（3.12）式得 N·mm。代入（3.11）式得： 2.輸入軸的校核 （1）軸的強度計算 應該校核在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的變速器軸的強度。作用在齒輪上的徑向力和軸向力使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度；而圓周力使軸在水平面內(nèi) 彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度，則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應力為： （3.13） （3.14）式中：——計算轉(zhuǎn)矩，N·mm； d——軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； ——彎曲截面系數(shù)，； ——在計算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm； ——在斷面處軸的水平彎矩，N·mm； ——許用應力，在抵擋工作時取。 一擋受力圖如圖3.4。計算得：AB=66.875mm, BC=30.125mm,CD=141.625mm； 水平面 垂直面 N·m； N·m； N·m； d=26mm，代入（3.13）（3.14）得： ，故滿足強度要求。 圖3.4 一擋受力圖 （2）軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 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，可以分別用下式計算： （3.15） 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）； E——彈性模量（MPa），； I——慣性矩（），對于實心軸，； d——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； a、b——齒輪上的作用力距支座B、D的距離（mm）； L——支座間的距離（mm）。 計算得：一擋齒輪a=21.375mm，b=150.375mm； ,； ； 由公式（3.15）得：， ， ， 軸的全撓度為。 由于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。滿足，，，故滿足剛度要求。 同理計算出：二擋斜齒輪軸應力，故強度足夠。 撓度，， 轉(zhuǎn)角，故剛度足夠。 三擋齒輪軸應力，故強度足夠。 撓度，， 轉(zhuǎn)角，故剛度足夠。 四擋齒輪軸應力，故強度足夠。 撓度，， 轉(zhuǎn)角，故剛度足夠。 倒檔齒輪軸應力，故強度足夠。 撓度，， 轉(zhuǎn)角，故剛度足夠。 3.輸出軸的校核 由于輸出軸在運轉(zhuǎn)的過程中所受的彎矩很小，可以忽略，可認為其只受扭矩。軸的扭轉(zhuǎn)切應力： （3.16） 式中：——軸的扭切應力，MPa； T——轉(zhuǎn)矩，N·mm； ——抗扭截面系數(shù)，，對圓截面軸； P——傳遞的功率，kw； n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min； d——軸的直徑，mm。 其中，，，n=6000r/min代入（3.16）式得： 查表可知：45號鋼許用扭切應力，故符合強度要求。 3.3 軸承的選用及校核 3.3.1 變速器軸承型式的選擇 變速器軸承多選用滾動軸承，即向心球軸承，向心短圓柱滾子軸承，滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結構選定，再驗算其壽命。 輸入軸及中間軸的兩個軸承采用圓錐滾子軸承，輸出軸的軸承采用深溝球軸承， 它不僅承受徑向負荷，而且承受向外的軸向負荷。齒輪內(nèi)孔與軸的配合采用滾針軸承。 3.3.2 軸承的校核 1.輸入軸軸承32305 查《機械設計手冊》可知：； ； 圓錐滾子軸承受力如圖3.5。 圖3.5 軸承受力圖 根據(jù)力矩平衡得出： （3.17） 解（3.17）式得出： ； ； 軸承內(nèi)部軸向力： ； ； 因為，所以軸承1為壓緊端： ； ； 因為e=0.3，故，所以； ，所以； 當量動載荷： （3.18） 代入得： ； 。 軸承壽命用小時表示比較方便： （3.19） 式中：——基本額定壽命，h； ——溫度系數(shù)，軸承工作溫度為100℃時，=1； ——載荷系數(shù)，無沖擊或輕微沖擊；中等沖擊； C——基本額定動載荷，N； P——動載荷，N； ——壽命指數(shù)，對于球軸承=3，對于滾子軸承=； n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min。 取=1，=1.6，，代入（3.19）式得： ； 平均車速； 行駛至大修前的總行駛里程。 對汽車軸承壽命的要求是轎車30萬km，故該軸承滿足使用要求。 2.中間軸軸承30205 查《機械設計手冊》可知：； ； 同理可得 （3.20） 求得 則 即，； 因為e=0.37，故，所以； ，所以； 由公式（3.18）得：，。 取，，代入（3.19）式得：，，滿足使用要求。 3.輸出軸軸承6306 根據(jù)軸承型號查手冊可知：，。 故； ，插入法查表得系數(shù)e=0.264； 而，查表取X=0.56，插入法得：Y=1.68； 由公式（3.18）得：P=。 取，，n=6000r/min，代入（3.19）式得：，，滿足使用要求。 3.3.3 軸承的潤滑和密封 滾動軸承的潤滑方式具體選擇可按速度因數(shù)dn值來定。d代表軸承內(nèi)徑，mm；n代表軸承套圈的轉(zhuǎn)速，r/min，dn值間接地反映了軸頸的圓周速度，當時，一般滾動軸承可采用潤滑脂潤滑，超過這一范圍宜采用潤滑油潤滑[9]。由于d=25mm，n=6000r/min，故dn=采用潤滑脂潤滑。脂潤滑因潤滑脂不易流失，故便于密封和維護，且一次充填潤滑脂可運轉(zhuǎn)較長時間。 采用密封圈對軸承進行密封，工作溫度范圍-40~100℃。密封圈用皮革、塑料或耐油橡膠制成。 3.4 花鍵的校核 1.輸入軸第二段花鍵軸段接離合器從動盤 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力及剪切應力的強度校核： （3.21） （3.22） 式中：D，d——花鍵的外徑及內(nèi)徑，D=23mm，d=18mm； n——花鍵齒數(shù)，n=10； l，b——花鍵的有效齒長及鍵齒寬，l=20mm，b=4mm； Z——從動盤轂的數(shù)目，Z=1； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·mm。 由公式（3.21）（3.22）得：； ，故強度足夠。 2.輸入軸第八段花鍵軸段接同步器 動連接壓強： （3.23） 式中：T-轉(zhuǎn)矩，N·mm，N·mm； K——載荷不均勻系數(shù)，K=0.7~0.8，取K=0.8； ——平均半徑，； Z——齒數(shù)，Z=6； h——齒面工作高度，； ——齒的接觸長度，。 由公式（3.23）得： P=39.34Mpa。 由于動連接齒面經(jīng)過熱處理時中等使用情況下許用壓強[P]= ,故，強度足夠。 3.輸入軸第十一段花鍵軸段接同步器 N·mm； K=0.8，，Z=6，，； 由公式（3.23）得： P=55.95Mpa<[P]，故強度足夠。 3.5 本章小結 本章主要對新型后驅(qū)動變速器的主要零件進行設計和計算，其中包括：齒輪的設計及校核，軸的設計及校核，軸承的設計及校核。這些零件是變速器的基石，齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)，軸的設計是變速器傳遞動力的重要因素，軸承的定位及校核是設計的難點，這些計算的理論基礎是設計的關鍵。此外，本章的一些計算結果，繪圖時需要進一步印證。 第4章 變速器其他零件及機構的設計 4.1 同步器的設計及計算 該變速器的一擋和二擋、三擋和四擋及常嚙合齒輪共采用三個同步器進行換擋。同步器