三軸五檔手動(dòng)機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)

哈哈爾爾濱濱 劍劍橋橋?qū)W學(xué)院院 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)論文題目：論文題目： 三軸五檔手動(dòng)機(jī)械式變速器 學(xué)學(xué) 生：生： 劉 廣 文 指導(dǎo)教師：指導(dǎo)教師： 李 宏 剛 副教授 專(zhuān)專(zhuān) 業(yè)：業(yè)： 交 通 工 程 班班 級(jí)：級(jí)： 汽車(chē)設(shè)計(jì)與制造 08-2 班 2012 年 5 月哈爾濱劍橋?qū)W院畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 任 務(wù) 書(shū)題目名稱(chēng)題目名稱(chēng):三軸五檔手動(dòng)機(jī)械式變速器立題意義立題意義: 改革開(kāi)放 30 年來(lái),我國(guó)汽車(chē)變速器行業(yè)隨著整車(chē)行業(yè)的快速發(fā)展而為斷發(fā)展壯大,形成了一批頗具規(guī)模的變速器企業(yè).大多數(shù)本土變速器企業(yè)在引進(jìn)消化吸收國(guó)外先進(jìn)技術(shù)方面取得了突出成績(jī),并不斷堅(jiān)持自主創(chuàng)新,在手動(dòng)變速器領(lǐng)域,尤其在重型車(chē)用和微型車(chē)用手動(dòng)變速器上,涌現(xiàn)了大量的自主創(chuàng)新的產(chǎn)品技術(shù)條件與要求技術(shù)條件與要求: 1.在變速箱中要加入齒輪油,油面高度超過(guò)中間軸一檔齒輪三分之一2.一軸和二軸在裝配時(shí)要保證同軸度的要求3.變速器軸承采用變速器齒輪飛濺潤(rùn)滑4.在裝配時(shí)要考慮變速器的通氣,放置在工作時(shí)變速箱內(nèi)溫度升高氣體體積彭脹,導(dǎo)致箱體破裂5.軸承端蓋中的骨架式油圈在裝配前要先浸機(jī)油 6.在行駛 10000 公里后要及時(shí)更換齒輪油.檢測(cè)密封防止漏油任務(wù)內(nèi)容（包括內(nèi)容、計(jì)劃、時(shí)間安排、完成工作量與水平具體要求）任務(wù)內(nèi)容（包括內(nèi)容、計(jì)劃、時(shí)間安排、完成工作量與水平具體要求）一、畢業(yè)設(shè)計(jì)目的、內(nèi)容及意義 二、三軸五檔汽車(chē)變速器的概述及其方案的確定三、變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì) 四、變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 五、變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核 1、變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 2、軸的校核 變速器同步器的設(shè)計(jì)2011 年 12 月 20 日 選題2012 年 1 月 10 日3 月 6 日 接受指導(dǎo)教師的指導(dǎo)2012 年 3 月 7 日3 月 20 日 擬定論文大綱2012 年 3 月 21 日4 月 5 日 搜集，查閱，整理相關(guān)資料2012 年 4 月 6 日4 月 20 日 初稿形成2012 年 4 月 6 日4 月 20 日 初稿審定2012 年 4 月 21 日4 月 30 日 第一次修改2012 年 5 月 1 日5 月 10 日 第一次審定2012 年 5 月 11 日5 月 19 日 第二次修改2012 年 5 月 20 日5 月 24 日 定稿2012 年 5 月 25 日5 月 30 日論文評(píng)閱小組審定論文（設(shè)計(jì)）2012 年 5 月 26 日5 月 27 日 畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 答辯專(zhuān)業(yè)負(fù)責(zé)人意見(jiàn)專(zhuān)業(yè)負(fù)責(zé)人意見(jiàn)簽名：年 月 日哈爾濱劍橋?qū)W院畢畢 業(yè)業(yè) 設(shè)設(shè) 計(jì)計(jì) 審審 閱閱 評(píng)評(píng) 語(yǔ)語(yǔ)一、指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ)一、指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ) 是否同意答辯：是否同意答辯： 同意答辯同意答辯 不同意答辯不同意答辯 指導(dǎo)教師（簽名）指導(dǎo)教師（簽名） 職職 稱(chēng)稱(chēng) 年年 月月 日日 二、評(píng)閱人評(píng)語(yǔ)二、評(píng)閱人評(píng)語(yǔ) 是否同意答辯：是否同意答辯： 同意答辯同意答辯 不同意答辯不同意答辯 評(píng)閱教師（簽名）評(píng)閱教師（簽名） 職職 稱(chēng)稱(chēng) 年年 月月 日日 哈爾濱劍橋?qū)W院畢畢 業(yè)業(yè) 設(shè)設(shè) 計(jì)計(jì) 答答 辯辯 評(píng)評(píng) 語(yǔ)語(yǔ) 及及 成成 績(jī)績(jī)?nèi)⒋疝q委員會(huì)評(píng)語(yǔ)三、答辯委員會(huì)評(píng)語(yǔ)四、畢業(yè)設(shè)計(jì)成績(jī)四、畢業(yè)設(shè)計(jì)成績(jī) 簽簽 字（蓋章）：字（蓋章）：五、答辯委員會(huì)主任單位：五、答辯委員會(huì)主任單位： 答辯委員會(huì)主任職稱(chēng)：答辯委員會(huì)主任職稱(chēng)： 答辯委員會(huì)主任簽字：答辯委員會(huì)主任簽字： 年年 月月 日日三軸式變速箱的設(shè)計(jì)摘 要本設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于越野車(chē)上的 FR 式的手動(dòng)變速器。本設(shè)計(jì)采用中間軸式變速器，該變速器具有兩個(gè)突出的優(yōu)點(diǎn)：一是其直接檔的傳動(dòng)效率高，磨損及噪聲也最??；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動(dòng)比。 根據(jù)越野車(chē)的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車(chē)輛重量、滿(mǎn)載重量以及最高車(chē)速等參數(shù)結(jié)合自己選擇的適合于該越野車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)可以得出發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。再結(jié)合某些越野車(chē)的基本參數(shù)，選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車(chē)設(shè)計(jì)、汽車(chē)?yán)碚摗C(jī)械設(shè)計(jì)等相關(guān)知識(shí)，計(jì)算出相關(guān)的變速器參數(shù)并論證設(shè)計(jì)的合理性。這臺(tái)變速器具有五個(gè)前進(jìn)檔（包括一個(gè)超速檔五檔）和一個(gè)倒檔，并通過(guò)鎖環(huán)式同步器來(lái)實(shí)現(xiàn)換檔。關(guān)鍵詞關(guān)鍵詞：變速器；傳動(dòng)比；中間軸；齒輪Three shaft type gearbox designAbstractThis design task is to design a sport utility vehicle for the manual transmission FR type. This design USES the intermediate bearing type transmission, the transmission has two outstanding advantages: one is the direct transmission of high transmission efficiency, wear and tear of noise and the minimum; Second, in the center distance gear smaller still can acquire larger a transmission.According to the shape of the suv, wheelbase, minimum, between from ground clearance, turning radius, vehicle minimum weight, carrying weight and top speed with parameters such as their choice of suitable for the rovers engine type of the most high power can be concluded that the engine, maximum torque, such as displacement important parameters. Combined with some basic parameters of the suv, the choice of appropriate Lord than slow. According to the above parameters, combined with car design, automobile theory, the mechanical design and related knowledge, calculating correlation transmission parameters and demonstrates the rationality of the design.The machine has five forward gears transmission （including a overdrive five file） and a reverse gear, and through the lock ring type synchronizer to realize the shift.Keywords： Transmission；Transmission ratio；Intermediate bearing；Gear目目 錄錄摘摘 要要.I IAbstract.IIII1 1 緒論緒論 .1 11.1 變數(shù)箱的組成.11.2 設(shè)計(jì)車(chē)型參數(shù).31.3 變速器的功用和要求.32 2 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì) .4 42.1 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定.42.1.1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇.42.1.2 倒檔傳動(dòng)方案.82.2 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析.82.2.1 齒輪型式.82.2.2 換檔結(jié)構(gòu)型式.92.2.3 變速器軸承.102.2.4 中心距.122.2.5 軸向尺寸.122.2.6 齒輪參數(shù).132.3 各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定.142.3.1 確定一檔齒輪的齒數(shù).152.3.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù).162.3.3 確定其他檔位的齒數(shù).162.3.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù).173 3 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 .18183.1 齒輪的損壞原因及形式.183.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核.183.2.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算.183.2.2 齒輪接觸應(yīng)力.204 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核 .23234.14.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸.23234.1.1 變速器軸的結(jié)構(gòu).234.1.2 變速器軸的尺寸.244.2 軸的校核.245 5 變速器同步器的設(shè)計(jì)變速器同步器的設(shè)計(jì).28285.1 變速器的結(jié)構(gòu)原理.285.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定.295.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽.295.2.2 錐面半錐角摩擦錐面平均半徑 R 錐面工作長(zhǎng)度 b 的選擇.295.2.3 同步環(huán)徑向厚度.305.2.4 鎖止角 同步時(shí)間 t.30結(jié)論結(jié)論.3131致致 謝謝.3232參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn).3333三軸式變速箱的設(shè)計(jì)1 緒論1.1 變數(shù)箱的組成從現(xiàn)在市場(chǎng)上不同車(chē)型所配置的變速器來(lái)看，主要分為：手動(dòng)變速器（MT） 、自動(dòng)變速器（AT） 、手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AMT） 、無(wú)級(jí)變速器（CVT） 。(1) 手動(dòng)變速器（MT）手動(dòng)變速器（Manual Transmission）采用齒輪組1，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個(gè)定值（也就是所謂的“級(jí)” ） 。比如，一檔變速比是 3.85,二檔是2.55,再到五檔的 0.75,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動(dòng)比，總共只有 5 個(gè)值（即有 5 級(jí)） ，所以說(shuō)它是有級(jí)變速器。 曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點(diǎn)，阻礙了汽車(chē)高速發(fā)展的步伐，手動(dòng)變速器會(huì)在不久“下課” ，從事物發(fā)展的角度來(lái)說(shuō)，這話(huà)確實(shí)有道理。但是從目前市場(chǎng)的需求和適用角度來(lái)看，本人認(rèn)為手動(dòng)變速器不會(huì)過(guò)早的離開(kāi)。(2) 自動(dòng)變速器（AT） 自動(dòng)變速器（AutomaticTransmission） ，利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門(mén)踏板程度和車(chē)速變化，自動(dòng)地進(jìn)行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車(chē)速即可。雖說(shuō)自動(dòng)變速汽車(chē)沒(méi)有離合器，但自動(dòng)變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車(chē)速變化而自動(dòng)分離或合閉，從而達(dá)到自動(dòng)變速的目的。 在中檔車(chē)的市場(chǎng)上，自動(dòng)變速器有著一片自己的天空。使用此類(lèi)車(chē)型的用戶(hù)希望在駕駛汽車(chē)的時(shí)候?yàn)榱撕?jiǎn)便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時(shí)快樂(lè)的感覺(jué)。在高速公路上，這是個(gè)體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來(lái)說(shuō)，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車(chē)是經(jīng)常的事情，有時(shí)要不停地起步停步數(shù)次，司機(jī)如果使用手動(dòng)檔，則會(huì)反復(fù)地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對(duì)于新手來(lái)說(shuō)更是苦不堪言。使用自動(dòng)檔，就不會(huì)這樣麻煩了。 在市場(chǎng)上，此類(lèi)汽車(chē)銷(xiāo)售狀況還是不錯(cuò)的，尤其是對(duì)于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車(chē)時(shí)力求便捷。而我國(guó)要普及這種車(chē)型，關(guān)鍵要解決的是路況問(wèn)題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動(dòng)檔汽車(chē)的優(yōu)勢(shì)。(3) 手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AMT） 其實(shí)通過(guò)對(duì)一些車(chē)友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器，而且在某些時(shí)候也需要自動(dòng)的感覺(jué)。這樣手動(dòng)/自動(dòng)變速器便由此誕生。這種變速器在德國(guó)保時(shí)捷車(chē)廠911 車(chē)型上首先推出，稱(chēng)為 Tiptronic，它可使高性能跑車(chē)不必受限于傳統(tǒng)的自動(dòng)檔束縛，讓駕駛者也能享受手動(dòng)換檔的樂(lè)趣。此型車(chē)在其檔位上設(shè)有“+” 、 “-”選擇檔位。在 D檔時(shí)，可自由變換降檔（-）或加檔（+） ，如同手動(dòng)檔一樣。 自動(dòng)手動(dòng)變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式為了駕駛樂(lè)趣使用手動(dòng)檔，而在交通擁擠時(shí)使用自動(dòng)檔，這樣的變速方式對(duì)于我國(guó)的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動(dòng)變速器有著很大的使用群體,而自動(dòng)變速器也能適應(yīng)女士群體以及解決交通堵塞帶來(lái)的麻煩，這樣對(duì)于一些夫妻雙方均會(huì)駕車(chē)的家庭來(lái)說(shuō)，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔” 。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術(shù)含量，但這類(lèi)的汽車(chē)并不會(huì)在價(jià)格上都高不可攀，比如廣州本田飛度 1.3L CVT 兩廂、南京菲亞特 2004 派力奧 1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那 Speedgear EL 這些“二合一”的車(chē)型價(jià)格均在 10 萬(wàn)元左右，這個(gè)價(jià)格層面還比較低的。所以，手動(dòng)/自動(dòng)車(chē)在普及上還是具有相當(dāng)?shù)膬?yōu)勢(shì)。而汽車(chē)廠商和配套的變速器廠家應(yīng)該以此為契機(jī)，根據(jù)市場(chǎng)要求精心打造此類(lèi)變速器。因?yàn)檫@類(lèi)變速器是有比較廣闊的市場(chǎng)的。(4) 無(wú)級(jí)變速器 當(dāng)今汽車(chē)產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶(hù)對(duì)于汽車(chē)性能的要求是越來(lái)越高的。汽車(chē)變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無(wú)級(jí)變速器便是人們追求的“最高境界” 。無(wú)級(jí)變速器最早由荷蘭人范多尼斯（VanDoornes）發(fā)明。無(wú)級(jí)變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來(lái)變速，其傳動(dòng)比可以隨意變化，沒(méi)有換檔的突跳感覺(jué)。它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換檔” 、油門(mén)反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。通常有些朋友將自動(dòng)變速器稱(chēng)為無(wú)級(jí)變速器，這是錯(cuò)誤的。雖然它們有著共同點(diǎn)，但是自動(dòng)變速器只有換檔是自動(dòng)的，但它的傳動(dòng)比是有級(jí)的，也就是我們常說(shuō)的檔，一般自動(dòng)變速器有 27 個(gè)檔。而無(wú)級(jí)變速器能在一定范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)變化，并選定幾個(gè)常用的速比作為常用的“檔” 。裝配該技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動(dòng)獲得最合適的傳動(dòng)比。從市場(chǎng)走向來(lái)看，雖然無(wú)級(jí)變速器是一個(gè)技術(shù)分量比較高的部件，但是也已經(jīng)走進(jìn)了普通轎車(chē)的“身體” 之中，廣本兩廂飛度每個(gè)排量都有一款配置了 CVT 無(wú)級(jí)變速器，既方便又省油，且售價(jià)也僅在 9.6811.68 萬(wàn)元。而且奇瑞汽車(chē)銷(xiāo)售公司表示 QQ 無(wú)級(jí)變速器型年底上市?？磥?lái)無(wú)級(jí)變速器在中檔車(chē)中的運(yùn)用將越為廣泛。1.2 設(shè)計(jì)車(chē)型參數(shù)本設(shè)計(jì)是以長(zhǎng)豐獵豹 2.5L 的某些參數(shù)為依據(jù)而開(kāi)展的，設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)如表表 1-1 長(zhǎng)豐獵豹車(chē)型基本參數(shù)長(zhǎng)豐獵豹車(chē)型基本參數(shù)主減速比 4.625全長(zhǎng)含備胎 4950mm最高車(chē)速140km/h全高空載 1980mm最小離地間隙 200mm最大扭矩 184Nm/4000接近角 40.5最大功率 106kw/6000最高轉(zhuǎn)速 4600r/min縱向通過(guò)角 23.5整車(chē)整備質(zhì)量 1418kg最高車(chē)速140km/h輪胎型號(hào) 225/65R17離去角 26.5最大總質(zhì)量 1793kg最小轉(zhuǎn)彎直徑 13m直接檔最低穩(wěn)定車(chē)速25km/h大爬坡度 16.5%滿(mǎn)載駐坡度20%1.3 變速器的功用和要求變速器的功用是根據(jù)汽車(chē)在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車(chē)具有適合的牽引力和速度，并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車(chē)倒車(chē)以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。對(duì)變速器的主要要求是：1） 應(yīng)保證汽車(chē)具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車(chē)整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車(chē)載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車(chē)使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)比，來(lái)滿(mǎn)足這一要求。2）工作可靠，操縱輕便。汽車(chē)在行駛過(guò)程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過(guò)采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來(lái)實(shí)現(xiàn)。3）重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。4）傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑油都可以提高傳動(dòng)效率。5）噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。2變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)2.1 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定2.1.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇有級(jí)變速器與無(wú)級(jí)變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造低廉，具有高的傳動(dòng)效率（=0.93） ，因此在各類(lèi)汽車(chē)上均得到廣泛的應(yīng)用。 設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)根據(jù)汽車(chē)的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車(chē)的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。傳動(dòng)比范圍是變速器低檔傳動(dòng)比與高檔傳動(dòng)比的比值。汽車(chē)行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車(chē)質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動(dòng)比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車(chē)變速器的傳動(dòng)比范圍為 3.04.5；一般用途的貨車(chē)和輕型以上的客車(chē)為 5.08.0；越野車(chē)與牽引車(chē)傳動(dòng)比 10.020.0。通常，有級(jí)變速器具有 3、4、5 個(gè)前進(jìn)檔；重型載貨汽車(chē)和重型越野汽車(chē)則采用多檔變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá) 616 個(gè)甚至 20 個(gè)。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用效率、汽車(chē)的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車(chē)速，從而可提高汽車(chē)的運(yùn)輸效率，降低運(yùn)輸成本。但采用手動(dòng)的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，要實(shí)現(xiàn)迅速、無(wú)聲換檔，對(duì)于多于 5 個(gè)前進(jìn)檔的變速器來(lái)說(shuō)是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。某些轎車(chē)和貨車(chē)的變速器，采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速檔。可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為 1 的直接檔比較，采用超速檔會(huì)降低傳動(dòng)效率。有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括傳遞動(dòng)力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤(rùn)滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。三軸式變速器如圖 1-1 所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來(lái)傳遞扭矩則稱(chēng)為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：處直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。 圖圖 1-1 轎車(chē)中間軸式變速器轎車(chē)中間軸式變速器1 第一軸；2 第二軸；3 中間軸兩軸式變速器如圖 1-2 所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車(chē)多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車(chē)的動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車(chē)質(zhì)量降低 6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；個(gè)檔的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。兩軸式變速器沒(méi)有直接檔，因此在高檔工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點(diǎn)。另外，低檔傳動(dòng)比取值的（ig=4.04.5）也受到較大限制,但這一缺點(diǎn)可通過(guò)減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來(lái)取消。 圖圖 1-2 兩軸式變速器兩軸式變速器1-第一軸；2第二軸；3同步器由于所設(shè)計(jì)的汽車(chē)是發(fā)動(dòng)機(jī)前置，后輪驅(qū)動(dòng)，因此采用中間軸式變速器。圖 1-3、圖 1-4、圖 1-5 分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動(dòng)方案。它們的共同特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線(xiàn)在同一直線(xiàn)上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高，可達(dá) 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訖n的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)檔位工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過(guò)設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對(duì)齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動(dòng)比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí)，中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換檔方式和到檔傳動(dòng)方案上有差別。圖圖 1-3 中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案如圖 1-3 中的中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別：圖 1-3a、b 所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔；圖 1-3c 所示傳動(dòng)方案的一，二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔。圖 1-4a 所示方案，除一，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖 1-4b、c、d 所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖 1-4d 所示方案中的倒檔和超速檔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檔的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。 圖圖 1-4 中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案圖 1-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖 b 所示方案中的倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。圖圖 1-5 中間軸式六檔變速器傳動(dòng)方案中間軸式六檔變速器傳動(dòng)方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的轎車(chē)采用中間軸式變速器，為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，可將變速器后端加長(zhǎng)，如圖 1-3a、b 所示。伸長(zhǎng)后的第二軸有時(shí)裝在三個(gè)支承上，其最后一個(gè)支承位于加長(zhǎng)的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動(dòng)齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。變速器用圖 1-4c 所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，如用在軸平面上可分開(kāi)的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問(wèn)題。圖 1-4c 所示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時(shí)一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。2.1.2倒檔傳動(dòng)方案圖 1-6 為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖 1-6b 所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖 1-6c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖 1-6d 所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 1-6c 所示方案。圖 1-6e 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(zhǎng)。圖 1-6f 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(zhǎng)度，有的貨車(chē)倒擋傳動(dòng)采用圖 1-6g 所示方案。其缺點(diǎn)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(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。本設(shè)計(jì)采用圖 1-6f 所示的傳動(dòng)方案。圖圖 1-6 變速器倒檔傳動(dòng)方案變速器倒檔傳動(dòng)方案因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)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(yīng)當(dāng)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(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。2.2 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿(mǎn)足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤(rùn)滑和密封等因素。2.2.1 齒輪型式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。2.2.2 換檔結(jié)構(gòu)型式換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動(dòng)齒輪換檔的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動(dòng)使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動(dòng)載荷，提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車(chē)的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。自動(dòng)脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個(gè)問(wèn)題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種：1） 將嚙合套做得長(zhǎng)一些或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(kāi)，這樣在嚙合時(shí)使接合齒端部超過(guò)被接合齒約 13mm。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動(dòng)脫檔。2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.30.6mm） ，這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動(dòng)脫檔。3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 2030） ，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫檔的軸向力。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，采用較多 圖圖 1-7 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖 1-8 所示：圖圖 1-8 鎖環(huán)式同步器鎖環(huán)式同步器l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6滑塊;7-止動(dòng)球;8-卡環(huán);9輸出軸;10、11-齒輪2.2.3 變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來(lái)承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來(lái)承受徑向力。滾針軸承、滑動(dòng)軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)的地方，比如高檔區(qū)域同步器換檔的第二軸齒輪與第二軸的連接，由于滾針軸承滾動(dòng)摩擦損失小，傳動(dòng)效率高，徑向配合間隙小，定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承檔數(shù)和傳動(dòng)比近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車(chē)一般用 45 個(gè)檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用 5 個(gè)檔位。 選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。汽車(chē)爬陡坡時(shí)車(chē)速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有max0maxmaxmax(cossin)egITrTi img fmgr則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動(dòng)比為 （2-1TergiTrmgi0maxmax） 式中 m-汽車(chē)總質(zhì)量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系數(shù)； rr-驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑； Temax-發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； i0-主減速比； -汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。T根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著條件求得的變速器 I 檔傳動(dòng)比為 （2-2）max2egITrTiGr式中 G2-汽車(chē)滿(mǎn)載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷；-路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0.5。由已知條件：滿(mǎn)載質(zhì)量 1793kg，則（N）1 .175718 . 917932Grr=362.2mm；Te max=184Nm；i0=4.5；=0.93。T根據(jù)公式（2-2）可得：igI =4.92。超速檔的的傳動(dòng)比一般為 0.70.8，本設(shè)計(jì)五檔傳動(dòng)比 ig=1中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為： （2-3）max1mingngiqi)575. 091. 4(minmaxniiiigVggIg按等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：=1.6。q 故有：) 1(2 . 192. 107. 3修正為gIVgIIIgIIiii2.2.4 中心距中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心局A可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定： （2-4）3IAmaxAKT式中 K A-中心距系數(shù)。對(duì)轎車(chē)，K A =8.99.3；對(duì)貨車(chē)，K A =8.69.6；對(duì)多檔主變速器，K A =9.511； TI max -變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩：T=Ti =885.37 NmmaxImaxegIg轎車(chē)變速器的中心距在 6580mm 范圍內(nèi)變化，而貨車(chē)的變速器中心距在 80170mm范圍內(nèi)變化。對(duì)于越野車(chē)，本設(shè)計(jì)中取KA=9.0，按照已有參數(shù)計(jì)算式（2-4）可得A=86.42mm。 2.2.5 軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。轎車(chē)四檔變速器殼體的軸向尺寸 3.03.4A。貨車(chē)變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔（2.22.7）A五檔（2.73.0）A六檔（3.23.5）A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A取整。本次設(shè)計(jì)的 5 檔變速器殼體的軸向尺寸取 3.0A，則殼體的軸向尺寸為 243mm。變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。2.2.6 齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；2） 為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；4）從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 5）對(duì)于轎車(chē)，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；6）對(duì)于貨車(chē)，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。7）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(chē)為 2.252.75；中級(jí)轎車(chē)為2.753.0；重型貨車(chē)為 4.256.0。所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 JB111-60 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。建議用下列各式選取齒輪模數(shù)。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn mm （2-5） 3max0.47nemT其中=190Nm，可得出mn=2.67。據(jù) JB111-60 第一系列的標(biāo)準(zhǔn)值選取mn=3maxeT一檔直齒輪的模數(shù)m mm （2-6）31max0.33mT通過(guò)計(jì)算m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開(kāi)線(xiàn)齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車(chē)和輕型貨車(chē)取 23.5。本設(shè)計(jì)取 3。（2）齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 2-1 選取。 項(xiàng)目 車(chē)型齒形 壓力角螺旋角轎車(chē)高齒并修形的齒形14.5、15、16、16.52545一般貨車(chē)GB1356-78 規(guī)定的齒形202030重型車(chē)同上低檔、倒檔齒輪 22.5、25小螺旋角表表 2-1 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車(chē)，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角取 20,嚙合套或同步器取 30；斜齒輪螺旋角取 30。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力，b 加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：直齒 b=（4.58.0）m，mm斜齒 b=（6.08.5）m，mm嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為 24mm。第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線(xiàn)長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。2.3 各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各檔齒數(shù)的方法。2.3.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔齒輪 9 和 10 選用直齒圓柱齒輪 一檔傳動(dòng)比 （2-7）92110gIZZiZZ為了確定 Z9和 Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和:Z （2-8） 2AZm其中 A =86.42mm、m =3；故有，圓整為 58。6 .57Z圖圖 2-1 五檔變速器示意圖五檔變速器示意圖轎車(chē)中間軸式變速器一擋齒輪齒數(shù)可在 1517 之間選?。回涇?chē)可在 1217 之間選取。一擋大齒輪齒數(shù)用 Z =-計(jì)算求得。取=17，則可得出=43。9Z10Z10Z9Z上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（2-8）Z875. 4gIi看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后Z的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。這里修正為 58，則根據(jù)式（2-8）反推出A =87mm。Z2.3.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （2-9） 10219gIZZiZZ211.87ZZ由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （2-10）12()2cosnm ZZA由此可得： （2-11） 122 cosnAZZm而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出：（圓整為 60） 。 3 .6021 ZZ則根據(jù)式（2-7）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 2.3.3 確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動(dòng)比： （2-12）7218gZZiZZ而故有：3.07gi =1.653 78ZZ對(duì)于斜齒輪， （2-13）2 cosnAZm故有： 圓整為 56 8 .5587 ZZ聯(lián)立與得：233787ZZ、則根據(jù)式（2-12）可計(jì)算出二檔實(shí)際傳動(dòng)比為:2.988gIIi按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪齒數(shù)，303065ZZ、實(shí)際傳動(dòng)比為；四檔齒輪實(shí)際傳動(dòng)比為;五檔齒輪齒數(shù)875. 1gIIIi1.35IVi，實(shí)際傳動(dòng)比為。 341551ZZ、1gVi2.3.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取 4.5。gri中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪 10 略小，取。1312Z而通常情況下，倒檔軸齒輪取 2123，此處取=23。13Z13Z由 （2-14）1311213121grZZZiZZZ可計(jì)算出，取整為 325 .3111Z故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A= （2-1512131()2nm ZZ）A= 54mm 而倒檔軸與第二軸的中心: （2-16）11131()2AZZ =82.5mm。A3變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇3.1 齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(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)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。3.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核3.2.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 （3-1）10tfWF K Kbty式中，-彎曲應(yīng)力（MPa） ；W-a 檔齒輪 b 的圓周力 （N） ，其中為計(jì)算載荷（Nmm） ，d為節(jié)圓直徑。abFgT-應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 1.65；K-摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 1.1，從動(dòng)齒輪取 0.9；fKb-齒寬（mm） ；t-端面齒距（mm） ，t=m； m 為模數(shù)（mm）y-齒形系數(shù)，如圖 3-1 所示。圖圖 3-1 齒形系數(shù)圖齒形系數(shù)圖 當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Tema時(shí)，一檔、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400850MPa，貨車(chē)可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。對(duì)于本例，Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax根據(jù)傳動(dòng)比換算到一檔的值，已知Temax=1900000Nmm，代入下式： （3-2）2max1geZTTZ得：Tg=352857 Nmm一檔直齒圓柱齒輪齒寬 b=，代入式（3-1）解得：mCKMPa7 .83217. 01620314159. 31 . 165. 13528572222bzymKKTfgw彎曲應(yīng)力在 400850MPa 之間，可以滿(mǎn)足要求。倒檔軸上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪基本相同，且不承受交變載荷，同樣適用。（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力w （3-3）32cosgwncgTKzm yK K式中， Tg為計(jì)算載荷（Nmm）；mn為法面模數(shù)（mm）；z為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角（）；K為應(yīng)力集中系數(shù)，K=1.5；y為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)3cos/zzn在圖 3-1 中查得；K為重合度影響系數(shù)，K=2。當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Tema時(shí)，對(duì)轎車(chē)常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應(yīng)力在 180350MPa 范圍，對(duì)貨車(chē)為 100250MPa。對(duì)于本例，常嚙合齒輪計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax，已知Temax=190000Nmm，齒寬為 b=KcMn=20，代入式（4-31）解得：，滿(mǎn)足彎曲應(yīng)力要求。1/gFTd3.2.2 齒輪接觸應(yīng)力 （3-4）110.418jzbFEb式中:-齒輪的接觸應(yīng)力（MPa） ；jF-齒面上的法向力（N） ，；1/(coscos)FF -圓周力在（N） ，；為計(jì)算載荷（Nmm）；d 為節(jié)圓直徑（mm）；1F1/gFTdgT-節(jié)點(diǎn)處的壓力角（） ；-齒輪螺旋角（） ；E-齒輪材料的彈性模量（MPa） ，5101 . 2EMPa；b-齒輪接觸的實(shí)際寬度；-主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm） ；zb、直齒輪： （3-5）sinzzr 斜齒輪： （3-6）sinbbr2cos/ )sin(zzr （3-7）2cos/ )sin(bbr （3-8）其中，分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbrr、將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力maxeT見(jiàn)下表：j表表 3-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力/MPaj齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔130014006507001）對(duì)于本例，計(jì)算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力N4448coscoscoscos2coscos1max1zmTdTFFnegb=Kcmn=2mmmm97.11cos2sincossin212zmrnzzmm23.22cos2sincossin222zmrnbb5101 . 2EMPa代入式（3-4）得： MP 采用液體碳氮共滲齒輪滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。3 .999j2）計(jì)算高檔五檔常嚙合齒輪接觸應(yīng)力：N4034coscoscoscos2coscos142max1zzmzTdTFFnegmm51.24cos2sincossin242zmrnzzmm69. 9cos2sincossin232zmrnbb5101 . 2EMPa代入式（3-4）得： MP 采用液體碳氮共滲齒輪滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。3 .1032j3）計(jì)算一檔和倒檔直齒齒輪接觸應(yīng)力N8488coscos2cos1102max1zmzzTdTFFegmm2 . 82sinsin10mzrzzmm546.212sinsin9mzrbb代入式（3-4）得： 采用滲碳處理齒輪滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。MPj16194 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核4.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 4.1.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤(pán)轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 4-1 所示：圖圖 4-1 變速器第一軸變速器第一軸中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 圖圖 4-2 變速器中間軸變速器中間軸4.1.2 變速器軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類(lèi)汽車(chē)變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定：第二軸和中間軸的中部直徑： mm（圓整為 39mm） （4-1）15.3945. 0Ad第一軸花鍵部分的直徑為：=2326.4mm ；取 d=25mm （4-2）max)6 . 44(eTd式中 -發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，NmmaxeT為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長(zhǎng)度L的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=0.160.18；第二軸： d/L=0.180.21。對(duì)于本設(shè)計(jì)，前面算過(guò)，5 檔變速器殼體的軸向尺寸取 2.8A，則L=243mm，中間軸支承間的距離略小于變速器殼體的軸向尺寸 L，可近似取 235mm 參與計(jì)算。中間軸：d/L=39/2350.17 滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求第二軸支承間的距離通常由經(jīng)驗(yàn)公式確定：L支=L殼2b1L支=235221=193（mm）第二軸：d/L=39/1930.20 滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求4.2 軸的校核（1）軸的剛度驗(yàn)算對(duì)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，如下圖所示，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支點(diǎn)反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)將軸看做鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取 Tgmax軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如上圖所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為，則可分別用下式計(jì)算EILbaFfc3221 （4-3）EILbaFfs3222 （4-4） EILababF3)(1 （4-5）圖圖 4-x 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角式中, -齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ； 1F-齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ；2F E-彈性模量（MPa） ，E =MPa；52.1 10 I-慣性矩（mm4） ，對(duì)實(shí)心軸，d為軸的直徑（mm） ，花鍵處按平均直徑4/64Id計(jì)算； a、b-為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（mm） ；L-支座之間的距離（mm） 。對(duì)于本例，由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗(yàn)算中間軸上常嚙合齒輪處的強(qiáng)度和剛度即可。變速器軸向尺寸 L243mm，取 a=29mm，則 b=L-a=214mm。N304230cos5 . 23920tan857. 11900002cos.tan.2costan2212max21。negmziTdTFN26345 . 23920tan857. 11900002.tan.2tan2212max22。negmziTdTF帶入到式（4-3）（4-4）及（4-5）得：mmc0.0067f mm0.0058sf rad0.0001故軸的全撓度為mm0.2mm,安裝齒輪軸的許用轉(zhuǎn)角為220.008csfff（0.0010.002）rad0.0001rad,符合剛度要求2）軸的強(qiáng)度驗(yàn)算計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：tFrFaF （4-6）max2etTiFd （4-7）max2tancoserTiFd （4-8）max2taneaTiFd式中 -至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為；i857. 112ZZ d -計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為 97.5mm； -節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為 20； -螺旋角，為 30； -發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為 190000Nmm。maxeT代入上式可得： NFNFNFar417830427238t水平面：（a+b）=b =2679N；AFrFAF水平面內(nèi)所受力矩：Nm69.77103AcaFM垂直面：N （4-8）62.252baaFdFFtaA垂直面所受力矩：Nm。743. 0103AsaFM該軸所受扭矩為：Nm9 .35212ZZTTemzxj故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為：Nmm （4-9）5221061. 3.361mNTMMMjsc則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）: （為軸的直徑為 39mm） （4-10） 3132dM1d 將代入上式可得：=62MPa，在低檔工作時(shí)=400MPa，因此有：M ；符合要求。5 變速器同步器的設(shè)計(jì)5.1 變速器的結(jié)構(gòu)原理在前面已經(jīng)說(shuō)明，本設(shè)計(jì)所采用的同步器類(lèi)型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖圖 5-1 鎖環(huán)式同步器鎖環(huán)式同步器1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧 6-定位銷(xiāo) 10-花鍵轂 11-結(jié)合套如圖（5-1） ，此類(lèi)同步器的工作原理是：換檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動(dòng)定位銷(xiāo)和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角度，并滑塊予以定位。接下來(lái)，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖 5-2b） ，使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過(guò)程結(jié)束，完成換檔過(guò)程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開(kāi)，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過(guò)鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 5-2d） ，完成同步換檔。圖圖 5-2 鎖環(huán)同步器工作原理鎖環(huán)同步器工作原理5.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定5.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線(xiàn)的頂部設(shè)計(jì)得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過(guò)窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。試驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂寬對(duì)摩擦因數(shù)