41畢 業(yè) 設 計學生姓名： 學 號： 學 院： 專 業(yè)： 題 目： CV6 微型汽車變速器設計 指導教師： 評閱教師： 42201 年 月摘 要汽車變速器裝置是汽車的傳動系統(tǒng)中最重要的部件，主要作用體現(xiàn)在汽車行駛的過程當中。目前在汽車變速器裝置技術的發(fā)展,能夠去衡量一個國家汽車技術的真正水平，因此汽車傳動系統(tǒng)的靈魂可以說是變速器裝置。本課題的研究對象是手動的汽車變速器裝置，通過 CV6 微型汽車的變速器為基礎研究依據(jù)，對其變速器的基本參數(shù)和結構進行合理分析，從而在動力匹配方面、機械設計以及機械強度方面實現(xiàn)變速器計算，最后通過方案對比確定設計的總體結構，通過計算機軟件處理使用 AutoCAD 繪圖軟件繪制汽車變速器的二維設計圖紙。汽車變速器裝置中關鍵部件的設計與計算是設計變速器的重難點，主要包括的方面有以下幾個方面：結構分析方面、方案確定方面、計算和校核等。其中結構的分析是對零部件的設計與計算，從機械式變速器的中心矩的計算、各檔的齒輪需求參數(shù)的計算、傳動比的計算還有以及輸入輸出軸的設計來實現(xiàn)結構分析，實現(xiàn)零部件的設計。在方案確定的時候，通過對倒檔軸和換擋的機構有效進行分析與選型實現(xiàn)。在校核計算方面，是通過前面的齒輪裝置的設計和軸裝置的設計等來進行零部件的校核的。43關鍵詞 手動變速器 動力匹配 結構分析 機械強度畢 業(yè) 設 計 說 明 書1AbstractThe automobile transmission is the most important part of the automobile transmission system, and its main function is reflected in the vehicle driving process.At present, the development of automobile transmission technology can measure the true level of automobile technology in a country, so the soul of automobile transmission system can be said to be a kind of transmission device.The research object of this subject is manual vehicle transmission, which is based on CV6 transmission.The basic parameters and structure of the transmission are analyzed reasonably, and the power matching, mechanical design and transmission calculation of the square of mechanical strength are realized.Finally, the plan was adopted.The overall structure of the design is determined by comparison.The two-dimensional drawings of automobile transmission are drawn by computer software processing and AutoCAD drawing software.Design and calculation of key components, the design and calculation of automobile transmission device is the most important difficult transmission, including the following aspects: structural analysis, scheme determination, calculation and verification, analysis of the design and calculation of structural components, calculation of the center moment of mechanical transmission, calculation and design of the transmission ratio required by each gear wheel and gear parameters. The input and output axes are analyzed. Realize the design of parts. When deciding the scheme, the shift mechanism is effectively analyzed and selected. In checking computations, parts are inspected through the design of front gear set and shaft device.畢 業(yè) 設 計 說 明 書2Key Words Manual transmission Power matching Structure analysis Mechanical strength畢 業(yè) 設 計 說 明 書3目錄第 1 章 緒 論 41.1 概述 41.2 機械變速器發(fā)展的歷程 41.2.1 機械傳動系的發(fā)展歷程 .41.2.2 汽車自動變速器的結構特點 .51.2.3 國內外變速器現(xiàn)狀 .61.3 選題的意義 .71.4 研究的基本內容 .81.5 研究步驟及方法 .101.6 變速器的功用及要求 10第 2 章 變速器總體傳動方案的確定 112.1 布置結構分析 112.2 設計方案的確定 122.2.1 齒輪方案 122.2.2 軸承方案 122.2.3 換擋機構方案 13第 3 章 變速器主要參數(shù)的設計 133.1 檔位數(shù)的確定 133.2 各檔傳動比的確定 133.2.1 最大傳動比的確定 133.2.2 確定其他各檔傳動比 143.3 中心距 15畢 業(yè) 設 計 說 明 書43.4 輪廓尺寸 153.5 齒輪的設計和計算 153.5.1 模數(shù)計算 153.5.2 壓力角計算 163.5.3 螺旋角的設計 163.5.4 齒寬的計算 163.6 變位系數(shù)的確定 17第 4 章 齒輪的設計計算與校核 174.1 齒輪的設計與計算 174.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 174.1.2 齒輪材料的選擇 264.1.3 轉矩的計算 .264.2 輪齒的強度分析 274.2.1 輪齒的失效模式 274.2.2 輪齒彎曲強度計算 274.2.3 輪齒的接觸應力的計算 31第 5 章 軸及附件的設計與校核 355.1 軸的設計計算 355.1.1 工藝參數(shù) 355.1.2 結構分析 365.1.3 軸的直徑計算 365.1.4 軸的強度計算 365.2 軸承的選擇及校核 40畢 業(yè) 設 計 說 明 書55.2.1 輸入軸的軸承選擇與校核 405.2.2 輸出軸軸承校核 42第 6 章 同步器的設計 446.1 同步器的結構分析 446.2 同步器的工作原理 456.3 同步器主要參數(shù)的計算 456.3.1 摩擦系數(shù) 456.3.2 同步環(huán)尺寸的計算 456.3.3 鎖止角的計算 466.3.4 同步時間的計算 46第 7 章 變速器操縱機構及箱體的設計 467.1 操縱機構的設計 .467.1.1 變速器操縱機構的要求 .467.1.2 變速器操縱機構分析 477.2 箱體的設計 .48總 結 48致 謝 49參 考 文 獻 50畢 業(yè) 設 計 說 明 書6畢 業(yè) 設 計 說 明 書7第 1 章 緒 論1.1 概 述汽車變速器的發(fā)展前后經(jīng)過鏈式傳動方式的變速器到齒輪式傳動的手動變速器,再到目前采用機械液力方式實現(xiàn)的自動變速器，還有電控機械式的自動變畢 業(yè) 設 計 說 明 書8速器，這些變速器的發(fā)展前前后后經(jīng)歷了大約 100 多年之久。無論是使用的哪種類型作為傳動的汽車變速器，這都是汽車的傳動系統(tǒng)中十分重要的部件，汽車變速器主要作用體現(xiàn)在汽車行駛的過程當中。因此汽車傳動系統(tǒng)的靈魂可以說是變速器裝置。1.2 機 械 變 速 器 發(fā) 展 的 歷 程1.2.1 機械傳動系的發(fā)展歷程 工程機械傳動系的發(fā)展歷程與主機的發(fā)展是同步的。以 為例,其傳動系皆從拖拉機、汽車傳動系演變而來。20 世紀 60 年代初, 的特征結構形式已基本定型,其傳動系的型式格局也隨之框定,小型機多采用機械式傳動,中型和大型 采用動力換擋(液力機械或全液壓傳動)，超大型 (礦山開挖)采用電拖動及電動輪方式(如美國馬拉松公司的產品). 其中,液力機械傳動的發(fā)展有兩種流派,一是以克拉克為代表的定軸式,產品強度高、可靠、耐用;另一類是以卡特彼勒為代表的行星式。采埃孚是專業(yè)車橋制造商,前期也長期生產行星式變速器,結構與卡特彼勒相似。主要分為四類：(1)機械變速器 :由變矩器、換擋離合采用變矩器來完器、多組傳比不同的齒輪副、操縱機出的轉速和扭矩機械變構、變速閥、變速泵器(PS)殼體等組成.(2)液力機械變速器：由液壓泵、閥、液壓液壓泵接受動馬達、驅動箱等組成液壓泵接受動力,輸出液壓動力油,通過閥控制液壓馬達變速、變矩?？赏鈳ж摵蓳Q擋變速器,實現(xiàn)無級變速以及少檔變速。(3)電驅傳動裝置：由發(fā)電機由內傳電控盒、電動機置驅動箱等組成。(4)靜液壓傳動裝置：由液壓泵、閥、液壓馬達、驅動箱等組成。1.2.2 汽車自動變速器的結構特點自動變速器按傳動方式可分為電控機械式有級自動變速器，電控液力機械式有級自動變速器，電控機械式無級自動變速器三大類。畢 業(yè) 設 計 說 明 書9電控機械式有級自動變速器是在傳統(tǒng)的手動式平行軸齒輪變速器的基礎上，設置一套能控制離合器和變速器的電控液壓操縱系統(tǒng)，由摩擦片式離合器、平行軸式齒輪變速器、電控液壓操縱系統(tǒng)組成。它不僅保留原平行軸式齒輪變速器的優(yōu)點（傳動效率高、制造工藝成熟等），而且還具有操縱簡單，變速平穩(wěn)，傳動效高，整車動力性、經(jīng)濟性好等優(yōu)點。(如圖 1)液力機械式有級自動變速器由鎖止式液力變矩器、齒輪變速器、電控液壓操縱系統(tǒng)等組成。由于在發(fā)動機與變速齒輪之間設置了液力變矩器，此類變矩器具有液力傳動和齒輪傳動等各項優(yōu)點。液力變矩器有多種類型，常用的是三元件單級二相式液力變矩器。由于液力變矩器的泵輪和渦輪之間存在轉速差和液力損失，其效率不如機械式變矩器，因此，絕大多數(shù)液力變矩器設置了鎖止裝置。機械式無級變速器多采用傳動帶傳動，它主要通過改變主、從動帶輪的工作半徑來改變傳動比，實現(xiàn)無級變速。它主要由行星齒輪機構（實現(xiàn)前進和倒檔轉換）、輔助減速齒輪、傳動鏈輪機構和電控液壓操縱系統(tǒng)組成。油泵及閥體（一個手控閥、 1 個液壓閥、 . 個電磁閥）、傳感器及電子控制器 ,’- 都安裝在變速器內（傳感器等器件不能直接進行檢測，只能用自診斷插口），驅動橋與變速器組合形成無級自動變速驅動橋。1.2.3 國內外變速器現(xiàn)狀國產 主要采用以下 3 種變速器。占主導地位的變速器是:雙渦輪 4 元件變矩器+2 進 1 退行星式變速器。高檔 中主要是采用德國 ZF 公司(進口或柳州合資生產)的變速器:單渦輪 3 元件變矩器+4 進 3 退定軸式變速器。部分 廠家或部分產品采用的國產變速器:單渦輪 3 元件變矩器+4 進 4 退,4 進 2 退或 3 進 3退定軸式變速器。畢 業(yè) 設 計 說 明 書10而國內 所采用動力換檔變速箱現(xiàn)普遍仍為手動變速換檔。只有上海同濟大學機械工程學院研究開發(fā)一種適合前進 4~6 檔的變速箱的電控變速系統(tǒng)(帶控制器),在國內一 廠家的 上小批使用,但尚不能實現(xiàn)自動變速功能。近年來，我國各大工程機械廠家先后開發(fā)了 9 t 級、10 t 級，以及更大噸位的輪式 ，選用的都是 zF 或 DANA 的電液控制動力換擋變速器。目前，對于功率大于 250 W 的電液控制動力換擋變速器，我國各大工程機械廠商對進口商品依賴嚴重。但在 17 年，天津工程機械研究院有限公司生產出了 300w 的 用動力換擋變速器，其技術性能與國外同類產品相當，滿足 9t 級 工作要求。 國產車發(fā)動機最早用的基本都是合資技術，以三菱最具代表性，現(xiàn)在很多國產二三線品牌有的車還在使用這套技術，當然是經(jīng)過升級和改良之后的三菱，但核心技術還是當年三菱的技術。現(xiàn)在國產一線品牌基本都推出了自己的發(fā)動機，比如長安、長城、比亞迪、奇瑞、吉利、一汽等。綜合用車數(shù)據(jù)、修理廠畢 業(yè) 設 計 說 明 書11數(shù)據(jù)以及維修技師口述，現(xiàn)在的國產發(fā)動機基本 30 萬公里不用大修，所以國產發(fā)動機的表現(xiàn)還是不錯的。對于變速箱來說，之前國產只有手動變速器?，F(xiàn)在就以比亞迪為例，推出了國產的 DCT 雙離合變速器，雖然推出之初會存在這樣那樣的毛病，但隨著用戶反饋和廠家改進，現(xiàn)在穩(wěn)定性也在逐步提高。正常情況下手動變速箱穩(wěn)定性比較高，出現(xiàn)問題的頻率比較低。自動變速箱如果保養(yǎng)得當，基本問題也不大。1.3 選 題 的 意 義隨著我國人民收入的高速增長，越來越多的平民百姓成了有車一族，但汽車數(shù)量的給城市交通系統(tǒng)帶來了日益嚴重的壓力，越來越多的市民遇到了交通堵塞和停車困難的問題。而微型汽車有低價格、少能耗、小巧玲瓏、經(jīng)濟實用的特征,在城市較窄的道路開起來非常靈活方便，其性能和價格也符合我國經(jīng)濟發(fā)展水平和廣大人民群眾購買能力的基本國情,因而受到用戶的青睞,在我國汽車市場上獲得迅猛發(fā)展。許多已經(jīng)有車的市民在經(jīng)濟狀況允許的情況下也會選擇購買一輛用于短途行駛（比如去擁堵的市場買菜等）?，F(xiàn)在新能源汽車的蓬勃發(fā)展也為微型汽車市場帶來了第二個春天。電池技術的進步，也使得純電動汽車的續(xù)航里程不斷提高，在城市通勤這一用車場景下，微型電動車的“里程焦慮”得到緩解。統(tǒng)計顯示，城市人群絕大多數(shù)日行駛里程為 30-50 公里，50 公里以上不到 30%，30 公里以下在 30%。以 7 月份A00 級車熱門的奇瑞 eQ1 為例，平均 100-200 公里的續(xù)航里程，完全可以滿足人們的日常出行。此外，在政策引導下，汽車消費觀點也在變化，能環(huán)保與使用經(jīng)濟性也成為消費者關心的重要點，微型純電動車在享受國家政策優(yōu)惠后，購車和用車成本都較低。消費者對輕出行、快停車、低成本、強便捷的需求，正在倒逼企業(yè)推出更多、更好的微型純電動車，全國乘用車市場信息聯(lián)席會秘畢 業(yè) 設 計 說 明 書12書長崔東樹對汽車大全表示， “A00 級純電動車市場潛力巨大。低成本、便利性強成為影響消費者購買的重要因素。 ” 在新能源微型汽車不斷發(fā)展的今天，為汽車心臟的發(fā)動機設計一款性能強又經(jīng)濟得變速器也顯得尤為重要。1.4 研 究 的 基 本 內 容熟悉汽車變速器的基本工作原理，對變速器各個結構及其功能有一定了解。在給出發(fā)動機質量，功率以及汽車最大行駛速度的前提下，分析其可行方案后結合參考資料設計出一款 cv6 型微型汽車的變速器。1）變速器相較于傳動比固定不變的減速器，變速器在許多情況下,機器需要在工作過程中根據(jù)不同的要求隨時改變速度,如汽車要根據(jù)具體情況改變行駛速度;機床要根據(jù)被加工零件的具體情況調整主軸轉速以達到最有利的切削速度。變速器就是能隨時改變傳動比的傳動機構一般是一臺機器整個傳動系統(tǒng)的一部分,很少作為獨立的傳動裝置使用,所以也常稱其為變速機構。變速器可分為有級變速器(或分級變速器)和無變速器兩大類。前者的傳動比只能的設要求通過操縱機構分級進行改變:而后者的傳動比則可在設計預定的范圍內無級地進行改變。計算星輪變速器的傳動比時，可以將其按單排 2K- H 輪系進行分解 , 得到系統(tǒng)聯(lián)系圖（下圖左邊為結構圖，右為系統(tǒng)聯(lián)系圖） , 然后根據(jù)該圖建立運動分析和力矩分析的數(shù)學模型并求解 , 概念清晰 ,易于理解 , 還宜用計算機程序來進行分析與計算。畢 業(yè) 設 計 說 明 書13用 C A D 技術對行星變速器進行傳動簡圖設計，在判斷傳動方案的構件干涉中，運用“判斷干涉原理” ，采用 “標記矩陣 ”的數(shù)字信息，輸入計算機進行判斷， ，在型號為 8086 的 C P U 微 機上計算，通常只需十幾秒即可完成傳動方案簡圖設計，若需打印所有信息，一般需 2 分鐘時問左右。如果接上優(yōu)化 設計程序 ，可直接時可行方案中行星齒輪機構進行優(yōu)化設計。2）傳動系齒輪強度校核計算對于載荷變化很大的 ，在傳動系的齒輪設計中，一般不使用穩(wěn)定載荷的齒輪彎曲強度和接觸強度計算公式，而使用更為簡潔的汽車齒輪設計專用的彎曲強度校核。在 傳動系的齒輪計算 中經(jīng)常遇到按公式計算的應力值大于許用應力值 ，而 齒輪在實際使用中并沒有產生相應的損壞。實踐中，應該根據(jù)齒輪損壞機理把計算分成兩部分。 傳動系統(tǒng)的齒輪可能在承受尖峰載荷時，彎曲應力超過材料的強度極限而破壞，因此根據(jù)尖峰載荷校驗靜強度 ；但齒輪多因為疲勞而破壞 ，因此需根據(jù)計算載荷校驗疲勞強度。3) 變速器箱體結構的疲勞分析速器內的齒輪軸通過軸承與變速器箱體相連，將激勵傳遞到變速器箱體之上。箱體承受系統(tǒng)激勵產生的動態(tài)響應具有多種耦合效應，會影響箱體結構和傳動系統(tǒng)的穩(wěn)定性和安全性。因此如何獲取箱體動態(tài)激勵并進行響應計算成了變速器研究領域的關鍵之一。國外普遍使用統(tǒng)計法對得到的應力譜進行壽命預估，而國內學者多采用靜態(tài)評估方法。由疲勞相關特性知，如果時間不斷變化，畢 業(yè) 設 計 說 明 書14即使應力值小于強度要求也會造成振動疲勞破壞。設計時應考慮齒輪、軸系及變速器箱體柔性的結構動力學耦合分析模型，對變速器箱體進行動態(tài)響應計算，然后采用樣本法對危險區(qū)域進行疲勞壽命預估。4）變速閥仿真設計對于依靠人力換檔的變速箱，換檔過程的平穩(wěn)性主要由駕駛員的操縱動作來控制；對于依靠動力換檔的變速箱，則主要由液壓操縱系統(tǒng)來控制。為改善操控性，大多采用動力換檔變速箱采用 SimulationX 軟件。1.5 研 究 步 驟 及 方 法(1)查閱和收集 CV6 微型汽車和變速器等方面的資料了解熟悉變速器的功能與結構等方面的內容。(2)分析其可行的原理方案根據(jù)技術參數(shù),計算出變速器的主要結構尺寸。(3)齒輪副及其軸設計按照機械設計的軸計算公式設計軸，按照汽車專業(yè)計算公式完成變速器齒輪副的設計。(4) SimulationX 軟件進行變速閥仿真設計首先要分析確定系統(tǒng)中獨立運動的部件；其次要確定各獨立運動部件的壓力作用區(qū)域以及各獨立運動部件的過流面積；最后根據(jù)實際結構搭建模型。(5)變速器箱體結構的設計首先確定該微型汽車手動變速器的設案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機構及檔位布置形式等。 (6)變速泵設計畢 業(yè) 設 計 說 明 書15先根據(jù)變速箱需求進行理論排量設計，設計轉子時可考慮限制條件后選擇線型再修型，根據(jù)排量等參數(shù)對排油腔進行設計。最后為各個部位合適的選擇材料。(7)汽車離合器設計1.6 變 速 器 的 功 用 及 要 求變速器是通過將汽車發(fā)動機提供的能量傳遞給汽車的車輪，主要功能和作用包含一下三個方面是：（1）為了能夠適應各種路況的變化，常常換擋的方式以此來改變傳動比使轉矩改變，這樣驅動輪的工作有效范圍就被擴大了，這就使汽車可以工作在最有利的工作狀況下，發(fā)揮變速器最佳的性能；（2）為了能夠讓汽車可以實現(xiàn)倒退行駛，又因為發(fā)動機的旋轉不會改變旋轉方，所以變速器如果要實現(xiàn)汽車的這一項功能，可通過改變輸出軸的轉向從而實現(xiàn)；（3）在變速器換擋以后，汽車要保證正常行駛和平穩(wěn)起步。此外對變速器在運轉過程中的工作性能主要的要求包含以下三個方面是：（1）設計需要考慮汽車的動力性與經(jīng)濟性，能夠考慮到汽車其形式過程中會遇到的各種工作情況，特別是在安全性上也要嚴格滿足；（2）對于設計使用的材料要經(jīng)過嚴格的最佳的熱處理方式進行處理，這樣可以提高效率，同時延長使用的時間，在選擇使用的齒輪的傳動方式要合理，變位系數(shù)的選擇也要正當；（3） 此外變速器在外形的尺寸、制造使用的成本、使用起來維修能夠方便、工作的性能要可靠等也要嚴格滿足使用要求 [2]。本設計使用的參數(shù)完全匹配 CV6 微型汽車 MT 變速器，設計中所采用的基本表 1-1 變速器基本參數(shù)畢 業(yè) 設 計 說 明 書16參數(shù)如下表 1-1：在完成汽車手動變速器設計的設計之際，可綜合運用汽車設計、機械制圖等課程的知識。同時還掌握汽車變速器的基本設計方法和步驟，對今后工作有很大的幫助。第 2 章 變速器總體傳動方案的確定2.1 布 置 結 構 分 析本設計主要采用的是弧齒錐齒輪，對于發(fā)動機的布置方式采用縱置，對于倒檔的方面采用滑動的直齒輪，在其他的檔位傳動主要采用常嚙合斜齒輪，所以最終確定的方案可以通過圖 2-1 知道。2.2 設 計 方 案 的 確 定2.2.1 齒輪方案直齒圓柱齒輪與斜齒圓柱齒輪是現(xiàn)在變速器中最常采用的兩種方式。這兩種方式的對比如下表方式 特點直齒圓柱 使用壽命較長；工作噪聲也比較低；工作運轉平穩(wěn)；結構上畢 業(yè) 設 計 說 明 書17齒輪 也十分緊湊斜齒圓柱齒輪加工制造工藝相對復雜；旋轉時會產生軸向力；軸承的使用壽命也比較短因為實際使用時考慮到變速器對齒輪受力的頻繁，而且齒輪的轉速也比較高，所以考慮在本設計中采用的變速器為直齒圓柱齒輪。2.2.2 軸承方案在使用變速器時都會用的到軸承。常用的軸承主要有圓柱型的滾子軸承、圓錐型的滾子軸承、球型的軸承、滾針式的軸承等。但該采用何種軸承，這主要由使用在哪個部位決定，同時還要結合結構能夠承受的載荷最終才能決定。在本設計中考慮到力學因素所以變速器在的前端采用圓柱型的滾子軸承，在輸出軸的末端常采用深溝式的球型軸承 [8]。圓錐型的滾子軸承一般使用在受力面積比較大，需要高負載，和工況比較復雜的部位。滾針式的軸承因為具有摩擦損失比較小、傳動效率也比較高等特點，所以大多數(shù)用在有相對運動的不是固定連接的零件之間。2.2.3 換擋機構方案變速器換擋機構的形式主要有三種，分別是嚙合套換擋、滑動齒輪換擋，還有同步器換擋 [9]。在汽車手動變速器設計中擬采用同步器換擋，因為其具有換擋無沖擊還可減輕操作強度，在安全性和燃油經(jīng)濟性方面也十分突出， 。第 3 章 變速器主要參數(shù)的設計3.1 檔 位 數(shù) 的 確 定如果要提高汽車的動力性同時降低燃油的經(jīng)濟性的話，那么增加換擋數(shù)是一個十分直接有效的方法，它可以是傳動比擴大范圍，一般的變速器有 3~20 個檔位數(shù)。可是增加換擋數(shù)的話對于變速器的結構要求就會變得十分的復雜，需畢 業(yè) 設 計 說 明 書18要的常嚙合齒輪裝置也會變的非常多，而且外形尺寸也將會增加不少，也將會使操縱機構變得十分復雜，這對于駕駛員來說增加了不小的負擔，所以也并不是換擋數(shù)越多就一定會越好，考慮到多種因素在設計中的汽車變速器擬采用五個檔位的變速器。3.2 各 檔 傳 動 比 的 確 定3.2.1 最大傳動比的確定一檔傳動比在汽車變速器中是最大傳動比，所以設計時需要根據(jù)公式 Ftfi??計算最大的爬坡度。這樣才能夠使汽車在爬坡過程中平穩(wěn)，克服各種意想不到的狀況。所以通過公式計算有：式中個變量對應名稱和所取數(shù)值見下表名稱 符號 數(shù)值 單位車重 G 16856 N發(fā)動機的最大扭矩 maxeT155 m?主減速器傳動比 0i4.444 -傳動系效率 T?97% -車輪平均半徑 r0.3 m滾動阻力系數(shù) f0.02 -爬坡度 ?16.7 度（°）根據(jù)公式（3.1）將數(shù)值帶入計算知道 ≥10.19201ig此外還需要滿足一些附加的條件，如式（3.2：其中 Φ 是地面的附著系數(shù)，所取數(shù)值是 0.8；10tqgTniFr???（3.2）畢 業(yè) 設 計 說 明 書19??hkmu/10inmi??hkirnug/05.937.01mmin?在設計時還需要考慮車輪對地面的載荷，主要時計算汽車在滿載狀況下靜止在水平面時的載荷 ，取 ；nF60%G=n根據(jù)公式（3.1）將數(shù)值帶入計算知道 。14.60?ig綜合以上的計算分析可以知道 ；又因為 ，所.192. 4.=0i以可以指知道 ，考慮到綜合因素取 。63.29.1?gi 5.31?gi通過設計的基礎要求知道發(fā)動機的最低穩(wěn)定轉速 ，min/8inr所以這樣才能夠滿足設計的要求。 3.2.2 確定其他各檔傳動比在變速器的設計中，可以使用等比數(shù)列形式進行分配各擋位傳動比 [12]：qiigg?54321（3.3）式中： —各擋傳動比的公比；由式 3-3 可知其他各擋為：q傳動比 符號 數(shù)值一檔 1gi3.455二檔 2gi1.944三檔 3gi1.286畢 業(yè) 設 計 說 明 書20四檔 4i96.0五檔 5i8.3.3 中 心 距考慮到中心距對于變速器的重要性，所以在中心間距 A 的確定上十分謹慎，因為這對變速器的輪廓尺寸和質量大小都有十分重要的影響，而且還會影響與輪齒的接觸強度。所以為了能夠滿足設計的要求，本設計根據(jù)擬采用A =71mm。03.4 輪 廓 尺 寸根據(jù)之前變速器的換擋數(shù)和齒輪結構，以及中心間距等因素，綜合考慮在不影響結構外觀等多種狀況的條件下，本課題所設計的變速其擬采用五檔變速器的軸向尺寸是 3×72=216mm。3.5 齒 輪 的 設 計 和 計 算3.5.1 模數(shù)計算如果想要選擇比較的小的模數(shù)來滿足使用設計的要求，那么需要在先確定中心距的前提下才可以，這樣考慮設計的齒輪才能保證系統(tǒng)的平穩(wěn)運行，降低運轉過程中的噪聲。若想要設計的變速各方面都達到最優(yōu)，需要從工藝設計方面和齒輪強度兩個方面入手，首先就是擋齒輪的模數(shù)在選擇使用時要相同；強度要保持一致。本次設計擬采用漸開線形式的齒輪。這樣有利于換擋等操作，其具體可通過表 3-1 和 3-2 所示知道：表 3-1 汽車變速器齒輪法向模數(shù)畢 業(yè) 設 計 說 明 書21車型 類型 單位 模數(shù) nm單位1.0≤V≤1.6 L 2.25～2.75 mm乘用車的發(fā)動機1.6＜V≤2.5 L 2.75～3.00 mm6.0＜ ≤14amt 3.50～4.50 mm貨車的最大總質量 ＞14.0at 4.50~6.00 mm表 3-2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)系列 齒輪模數(shù) /mmnm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 ——由以上數(shù)據(jù)可知知道擬采用的變速器的模數(shù)大致范圍在 2.25mm~2.75mm 之間。同步器的模數(shù)大致范圍在 2.0mm~2.75mm 之間。3.5.2 壓力角計算標準壓力角可通過在機械設計手冊中相關規(guī)定查找，所以汽車手動變速器設計中擬采用的壓力角度是 20°，而變速器中的結合同步器的齒壓力角度是30°[16]。3.5.3 螺旋角的設計綜合考慮齒輪的重合度、以及運轉過程中的噪聲，還有要考慮齒輪輕度的增強，所以在設計時要把這些全部囊括在內，因為齒輪的螺旋角對于輪齒的應用強度影響巨大。所以為了減輕軸承的負荷和提高系統(tǒng)設計的使用壽命，本次設計擬采用的螺旋角度是 20°畢 業(yè) 設 計 說 明 書223.5.4 齒寬的計算考慮到齒輪壽命收到齒寬 b 的影響，所以在設計時應盡量縮小輪齒的寬度，但也要考慮其強度，所以設計的齒輪的寬度可以根據(jù)以上齒輪的模數(shù)來進行設定，具體計算見下表：類型名稱 計算依據(jù) 為齒寬系數(shù)取值ck直齒 mbc?4.5～8.0斜齒 nk6.0～8.5所以綜合考慮擬采用接合齒的寬度是 2mm。3.6 變 位 系 數(shù) 的 確 定齒輪的變位對于變速器至關重要，那么齒輪的變位設計主要是通過變位系數(shù)的計算來確定，齒輪變位又分為高度變位和角度變位，不管哪種變位的方式，變位系數(shù)的選擇總會直接影響到齒輪平穩(wěn)性、嚙合噪聲等。由于變速器工作設計的需要，在設計時會根據(jù)一檔的齒輪齒數(shù)為,所以齒輪的變位系數(shù)取值 ，齒頂高系數(shù)也可根據(jù)機械??1=1117 17Z???設計手冊知道為 1.00[18]。畢 業(yè) 設 計 說 明 書23第 4 章 齒輪的設計計算與校核4.1 齒 輪 的 設 計 與 計 算4.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪采用的是斜齒輪傳動，取其模數(shù) 2.75，壓力的角度 ，??20n?螺旋角度 β=20°，則這可計算知道一檔的傳動比值。（4.1） 3.45=12gZi?根據(jù)斜齒齒數(shù)和 ，可以計算出齒數(shù) 、 ， hZ12（4.2） 49.2cos2??nhmA?因此可以知道 的值是 11， 的值是 38。1Z2Z考慮到安全性和穩(wěn)定性需要對中心距 和螺旋角度 β 修正處理，具體可根A據(jù)公式計算：（4.3）mZmAhn72,71.68cos2???(4.4)935.0)(21' ?n可以通過計算知道修正的螺旋角度 。??64.?未變位中心距可以通過小表知道：名稱 計算公式 結果 單位畢 業(yè) 設 計 說 明 書24'1ncos/m?zd?32.325 mm分度圓直徑 '2n/111.668 mm未變位中心距??211dA??71.995 mm但是實際使用時中心距發(fā)生了改變，所以為了還能夠滿足要求，中心距對一擋的齒輪副需要進行變位處理，首先具體計算端面嚙合角 和嚙合角 ：t?,ttan =tan /cos （4.5）t?n?cos = （4.6）,t 0.935costA帶入數(shù)值計算可知 ， 。??21.7t??21.7,t有以上計算出的數(shù)值可以求的變位系數(shù)和 和當量齒數(shù) 與 ： ?n?1vZ2（4.7 ）??0=ta2nt,t1n??iivZ????13.5/cos1??v78.4/32?Zv此外取值 ，可以進一步計算出一擋齒輪副的齒頂高18.0,.21??和 、齒根高 和 、齒頂圓直徑 和 、齒根圓直徑 和 以及齒1ah2fhf ad21fd2f全高 ：h??3.54m=yhn1an1??????畢 業(yè) 設 計 說 明 書25??2.64m=yhn2an2??????式中： 、 、0.35=/mAyn1n?0.35- ynn????0.1han????2.943hn1an1cf????.m=n2an2f ??式中： 5.0c??38.=21a1ahd?6.9m2a2a?.43=11ffhd?0.222ff?6.197m=h1fa?在設計時采用斜齒輪作為二擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值 2.5，壓力的角度 ，??20n?螺旋的角度 ，因此可以計算出二擋的傳動比數(shù)值 和齒數(shù)之和 ：?2=? 2gihZ1.94=32Zig?53.cosn43 ???mAh?同時取 ， ，這樣可以計算出修正的螺旋角度 β 的值：18=3Z54畢 業(yè) 設 計 說 明 書26??9201.cos43??AZmn?通過函數(shù)轉化求出其值 ?5.根據(jù)上面的數(shù)據(jù)還可以計算出二擋的齒輪變位系數(shù)相關參數(shù)理論中心距 、端1A面壓力角 、端面嚙合角 、當量齒數(shù) 和 與變位系數(shù)之和 ：t?,t?3vz4?n?=72.003mm???cos2431ZmAn??tan =tan /cos t?n?21.58=t?totAcscs,??76.,t23.10=/z3v?4.95cos/4v????0.8=tan2t,t34n??iviZ???此外取值 =-0.02，可以進一步計算出二擋的齒輪的參數(shù)分度圓直1.03?4徑 和 、齒頂高 和 、齒根高 和 、齒頂圓直徑 和 、齒根圓直3d4ah3fh4f a3d4徑 和 以及齒全高 h：ff48.90m=cos3?nZd?畢 業(yè) 設 計 說 明 書2795.10m=cos4?nZd???2.57yhn3an3?????.=n4an4??式中： ， ，0.3 =/mAyn1n?0.7ynn?????0.1h??an??2.85m=hn3na3cf???.17n4na4f ???式中： 25.0c??n=54.015mm3a3ahd?9.615m=24a4a?3.3ffhd?8.75=244ff?.3mh4fa?在設計時采用斜齒輪作為三擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值 2.5，壓力的角度 ，??20n?螺旋的角度 ，因此可以計算出三擋的傳動比數(shù)值 和齒數(shù)之和 ：?23=? 3ihZ=1.286 563Zi?