1383-轎車變速箱設(shè)計(jì)

1383-轎車變速箱設(shè)計(jì),轎車,變速箱,設(shè)計(jì) 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 1 -符 號 說 明汽車總質(zhì)量 kgm重力加速度 N/kgg道路最大阻力系數(shù)ax?驅(qū)動輪的滾動半徑 mmr發(fā)動機(jī)最大扭矩 N·mmaxeT主減速比0i汽車傳動系的傳動效率?一檔傳動比gIi汽車滿載載荷 N2G路面附著系數(shù)?第一軸與中間軸的中心距 mmA中間軸與倒檔軸的中心距 mm?第二軸與中間軸的中心距 mm中心距系數(shù)AK直齒輪模數(shù)m斜齒輪法向模數(shù)n齒輪壓力角 °?斜齒輪螺旋角 °?齒輪寬度 mmb齒輪齒數(shù)xZ齒輪變位系數(shù)?齒輪彎曲應(yīng)力 MPaW?齒輪接觸應(yīng)力 MPaj齒輪所受圓周力 NtF軸向力 N a徑向力 Nr計(jì)算載荷 N·mgT應(yīng)力集中系數(shù)?K車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 2 -摩擦力影響系數(shù)fK齒輪材料的彈性模量 MPaE重合度影響系數(shù) ?主動齒輪節(jié)圓半徑 mmzr從動齒輪節(jié)圓半徑 mm b主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mmz?從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mmb扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPaT?軸的抗扭截面系數(shù) W3m軸的材料的剪切彈性模量 MPaG軸截面的極慣性矩 PI 4垂直面內(nèi)的撓度 mmcf水平面內(nèi)的撓度 mms車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 3 -前 言現(xiàn)在，每當(dāng)人們觀看 F1 大賽，總會被那種極速的感覺所折服。此刻，大家似乎談?wù)摰米疃嗟木褪前l(fā)動機(jī)的性能以及車手的駕駛技術(shù)。而且，不忘在自己駕車的時候體會一下極速感覺或是在買車的時候關(guān)注一下發(fā)動機(jī)的性能，這似乎成為了橫量汽車品質(zhì)優(yōu)劣的一個標(biāo)準(zhǔn)。的確，擁有一顆“健康的心”是非常重要的，因?yàn)樗莿恿Φ木喸煺摺５?，掌控速度快慢的，卻是它身后的變速器。從現(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） 。一、手動變速器(MT)手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級” )。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比，總共只有 5個值( 即有 5 級 )，所以說它是有級變速器。曾有人斷言，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“下課” ，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實(shí)有道理。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離開。首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運(yùn)輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力” ，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。我們都知道一檔有“勁” ，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點(diǎn)顯露的非常明顯。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。其次，對于老司機(jī)和大部分男士司機(jī)來說，他們的最愛還是手動變速器。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機(jī)都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認(rèn)識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實(shí)的。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)還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，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。車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 4 -第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟(jì)型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車廠家，而且經(jīng)濟(jì)適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、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，它們的各款車型基本上都是 5 檔手動變速。二、自動變速器（AT）自動變速器（AutomaticTransmission） ，利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進(jìn)行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達(dá)到自動變速的目的。在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候?yàn)榱撕啽悴僮?、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機(jī)如果使用手動檔，則會反復(fù)地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關(guān)鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。三、手動/自動變速器（AMT）其實(shí)通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠 911 車型上首先推出，稱為 Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設(shè)有“+”、 “-”選擇檔位。在 D 檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。自動—手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應(yīng)女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，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)含車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 5 -量，但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，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”的車型價格均在 10 萬元左右，這個價格層面還比較低的。 所以，手動/自動車在普及上還是具有相當(dāng)?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應(yīng)該以此為契機(jī)，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。因?yàn)檫@類變速器是有比較廣闊的市場的。四、無級變速器當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界” 。無級變速器最早由荷蘭人范·多尼斯（VanDoorne’s ）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔” 、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點(diǎn)，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有 2～7 個檔。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔” 。裝配該技術(shù)的發(fā)動機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合適的傳動比。從市場走向來看，雖然無級變速器是一個技術(shù)分量比較高的部件，但是也已經(jīng)走進(jìn)了普通轎車的“身體” 之中，廣本兩廂飛度每個排量都有一款配置了 CVT無級變速器，既方便又省油，且售價也僅在 9.68～11.68 萬元。而且奇瑞汽車銷售公司表示 QQ 無級變速器型年底上市?？磥頍o級變速器在中檔車中的運(yùn)用將越為廣泛。本設(shè)計(jì)是根據(jù)東方之子 1.8L 手動豪華車型而開展的，設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型：主減速比：4.782最高時速：190km/h輪胎型號：205/65R15發(fā)動機(jī)型號：SQR481FC最大扭矩：170Nm/4500最大功率：95kw/5750最高轉(zhuǎn)速：6000r/min 奇瑞東方之子 1.8L 豪華型車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 6 -第一章 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定§1.1 變速器的功用和要求變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機(jī)和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。對變速器的主要要求是：1. 應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。2. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動跳檔、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，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換檔或自動、半自動換檔來實(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)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?. 噪聲小。采用斜齒輪傳動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 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定變速器由傳動機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 7 -1．變速器傳動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇有級變速器與無級變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98 ） ，因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。設(shè)計(jì)時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因?yàn)樗鼈儗ζ嚨膭恿π耘c燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為 3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車與牽引車為 10.0~20.0。通常，有級變速器具有 3、4、5 個前進(jìn)檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá) 6~16 個甚至 20 個。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機(jī)的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運(yùn)輸效率，降低運(yùn)輸成本。但采用手動的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時，要實(shí)現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于 5 個前進(jìn)檔的變速器來說是困難的。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。某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于 1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為 1 的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(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傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，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)過兩對齒輪傳遞轉(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效率有所車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 8 -下降。 圖 1-1 轎車中間軸式四檔變速器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)簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機(jī)縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動機(jī)橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動齒輪尺寸小，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。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 9 -聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點(diǎn)。另外，低檔傳動比取值的上限（i gⅠ =4.0~4.5）也受到較大限制 ,但這一缺點(diǎn)可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。圖 1-2 兩軸式變速器1— 第一軸；2—第二軸；3—同步器有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)計(jì)中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。由于所設(shè)計(jì)的汽車是發(fā)動機(jī)前置，后輪驅(qū)動，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方案。它們的共同特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，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，此時變速器的傳動效率高，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，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 10 -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比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動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，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，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數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。圖 1-3 中間軸式四檔變速器傳動方案如圖 1-3 中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 1-3a、b 所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖 1-3c 所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。圖 1-4a 所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖 1-4b、c、d 所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動；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，很容易形成一個只有四個前進(jìn)檔的變速器。車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 11 -圖 1-4 中間軸式五檔變速器傳動 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齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。圖 1-5 中間軸式六檔變速器傳動方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實(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)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖 1-3a、b 所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機(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，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖 1-4c 所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時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方案的特點(diǎn)。2．倒檔傳動方案圖 1-6 為常見的倒擋布置方案。圖 1-6b 所示方案的優(yōu)點(diǎn)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(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比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖 1-6d 所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 1-6c 所示方案。車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 12 -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。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，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 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 所示的傳動方案。圖 1-6 變速器倒檔傳動方案因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r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(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。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r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?！?.3 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，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。1.齒輪型式車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 13 -與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設(shè)計(jì)中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。2.換檔結(jié)構(gòu)型式換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換檔的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動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使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，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不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、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。自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，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） 將嚙合套做得長一些（如圖 1-7a）或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖 1-7b） ，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 1~3mm。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，以阻止自動脫檔。2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.3~0.6mm ） ，這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 14 -從而減少自動脫檔（圖 1-8） 。3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 20~30） ，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 a b（圖 1-9） 。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效， 圖 1-7 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ采用較多。 此段切薄圖 1-8 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施 Ⅱ加工成斜面圖 1-9 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ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 1-10 所示：車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 15 -max0maxaxmax(cosin)egITrif g??????圖 1-10 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-止動球;8- 卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪第二章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)§2.1 變速器主要參數(shù)的選擇一、檔數(shù)和傳動比近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5 個檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用 5 個檔位。選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。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。故有車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 16 -max0rgeiTi???max2egITriG???2max0rgIeTii?max1ingq??2.5169.()gIgIVii?修 正 為則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為（2-1）式中 m----汽車總質(zhì)量；g----重力加速度；ψmax----道路最大阻力系數(shù)；rr----驅(qū)動輪的滾動半徑；Temax----發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；i0----主減速比；η----汽車傳動系的傳動效率。根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件求得的變速器 I 檔傳動比為：（2-2）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；φ----路面的附著系數(shù)，計(jì)算時取 φ=0.5~0.6。由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；rr=337.25mm；Te max=170Nm；i0=4.782；η=0.95。根據(jù)公式（2-2）可得：i gI =3.85。超速檔的的傳動比一般為 0.7~0.8，本設(shè)計(jì)去五檔傳動比 igⅤ =0.75。中間檔的傳動比理論上按公比為：（2-3）的等比數(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)動機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： =1.51。q故有：車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 17 -3IAmaxKT?二、中心距中心距對變速器的尺寸及質(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（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定： (2-4)式中 K A----中心距系數(shù)。對轎車，K A =8.9~9.3；對貨車， K A =8.6~9.6；對多檔主變速器，K A =9.5~11；TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI η =628.3N﹒ m故可得出初始中心距 A=77.08mm。三、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。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔(2.2~2.7) A五檔(2.7~3.0) A六檔(3.2~3.5) A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便， A 取整。本次設(shè)計(jì)采用 5+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3 77.08mm=231.24mm，?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。　四、齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 JB111-60 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 18 -(2-5)3max0.47neT?其中 =170Nm，可得出 mn=2.5。maxeT一檔直齒輪的模數(shù) mmm (2-6)31max0.通過計(jì)算 m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。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，轎車和輕型貨車取 2~3.5。本設(shè)計(jì)取 2.5。（2）齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 2-1 選取。表 2-1 汽車變速器齒輪的齒形、 壓 力角與螺旋角項(xiàng)目 車型 齒形 壓力角 α 螺旋角 β轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45°一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20° 20°~30°重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 22.5°，25° 小螺旋角壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，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 α 取 20°,嚙合套或同步器取 30°；斜齒輪螺旋角 β取 30°。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(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)的大小來選定齒寬：直齒 b=(4.5~8.0)m，mm斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 19 -1092ZigI??mAZ2??§2.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(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)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 1.確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比 （2-7） 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 :（2-8） 其中 A =77.08mm、 m =3；故有 。4.51??Z圖 2-1 五檔變速器示意圖當(dāng)轎車三軸式的變速器 時，則 ，此處取9.3~5?gIi 范 圍 內(nèi) 選 擇可 在 17~510Z=16，則可得出 =35。10Z9Z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）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從 及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距 A，再以這個修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 20 -91012ZigI??76.12Z?cos2)(21ZmAn??n21 91.3?gIi8712Zig???45.87nmAZ?cos2??5.2??gi這里 修正為 51，則根據(jù)式（2-8）反推出 A=76.5mm。?Z2.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比（2-9）由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ①而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等（2-10）由此可得： (2-11)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： 。 ②5?Z① 與②聯(lián)立可得： =19、 =34。12則根據(jù)式（2-7）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動比為： 。 3.確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動比（2-12）而 ，故有：③對于斜齒輪， （2-13）故有： ④5387?Z③ 聯(lián)立④得： 。2187、按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 2765?Z、。31643?、4.確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動比 取gri3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小，取 。132?Z而通常情況下，倒檔軸齒輪 取 21~23，此處取 =23。13Z13車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 21 -1231Zigr??)(2132Zmn?)(2113ZA???由 （2-14）可計(jì)算出 。271Z故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A′ = (2-15)=50mm 而倒檔軸與第二軸的中心:(2-16)=72.5mm?！?.3 齒輪變位系數(shù)的選擇齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)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)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時增加一對齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，有避免了其缺點(diǎn)。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時還承受沖擊負(fù)荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 22 -17Z???應(yīng)力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪 10 的齒數(shù) Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù) （2-17）式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。第三章 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，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，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)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進(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?！?.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 23 -10tfWFKby??102/tgTdK?102/gFTd?92max10geZT??102gTFd?g支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，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(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。1. 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 ? （3-1）式中， ----彎曲應(yīng)力（MPa） ；W? ----一檔齒輪 10 的圓周力t（N）， ；其中 為計(jì)算載荷（N·mm） ， d 為節(jié)圓直徑。----應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 1.65；----摩擦力影響系數(shù)，主f動齒輪取 1.1，從動齒輪取 0.9；b----齒寬（mm） ，取 20t----端面齒距（mm） ；y----齒形系數(shù)，如圖 3-1 所示。圖 3-1 齒形系數(shù)圖 當(dāng)處于一檔時，中間軸上的計(jì)算扭矩為：（3-2）=170 1000 2.18 1.78?=659668Nm故由 可以得出 ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（3-1）可得10tF65.3wMPa??9當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 時，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)maxeT車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 24 -1wFKbty???8782gttTFd?8679.152.8203w MPa????5627.4wMPa??12.97wa348.6PM??j?10.48j zbFE?????????j?力在 400~850MPa 之間。（2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3-3）式中 為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)均與式（3-1）注釋相同，K?，1.50??選擇齒形系數(shù) y 時，按當(dāng)量模數(shù) 在圖（3-1）中查得。3/cosnz?二檔齒輪圓周力： （3-4）根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出： =6798.8N7ttF齒輪 8 的當(dāng)量齒數(shù) =47.7，可查表（3-1）得： 。3/cosnz?80.153y?故 同理可得： 。7.依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：三檔：四檔：五檔：當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180~350MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。2. 齒輪接觸應(yīng)力 （3-5）式中， ----齒輪的接觸應(yīng)力（MPa） ；F----齒面上的法向力（N） ， ；1/(cos)??車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 25 -12/gFTd?sinzbr?????2sin/coszzbr????1234598.657.081.792jjjjjjRMPaaPM????----圓周力在（N） ， ；1F----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） ，查資料可取 ；3190EMPa??b----齒輪接觸的實(shí)際寬度，20mm；----主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm） ；z?、直齒輪： （3-6）（3-7）斜齒輪： （3-8）（3-9）其中， 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbr、將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計(jì)算載荷時，變速器齒輪的許用接觸maxeT應(yīng)力 見下表：j?表 3-1 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 1900~2000 950~1000常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700通過計(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一檔： 二檔： 三檔： 四檔： 五檔： 倒檔： 對照上表可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 26 -第四章 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1. 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)與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 4-1 所示：圖 4-1 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：一檔齒輪 倒檔齒輪圖 4-2 變速器中間軸2. 確定軸的尺寸車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 27 -??3950.2TTPnWd?????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，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定：第一軸和中間軸： （4-(0.4~5),dAm?1）第二軸： （4-3max1.07,edT2）式中 ----發(fā)動機(jī)的最大扭矩，N·mmaxeT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 與軸的長度 L 的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=0.16 0.18；~第二軸： d/L=0.18 0.21?！?.2 軸的校核由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對于本設(shè)計(jì)的變速器來說，在設(shè)計(jì)的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時只需要校核一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對象。下面對第一軸和第二軸進(jìn)行校核。1. 第一軸的強(qiáng)度與剛度校核因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為（4-3）式中： ----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；T?車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 28 -395070..2T MPa????45.7310PTGI???4441705.730.93.258.?????maxaxmax2tncos2tetereaTiFdiTiFd????T----軸所受的扭矩，N·mm；----軸的抗扭截面系數(shù)， ；W3mP----軸傳遞的功率，kw；d----計(jì)算截面處軸的直徑，mm；[ ]----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。T?其中 P =95kw， n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：由查表可知[ ]=55MPa，故 [ ]，符合強(qiáng)度要求。T??軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角 來表示。其計(jì)算公式為：（4-4）式中， T ----軸所受的扭矩，N·mm；G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材， G =8.1 MPa；410----軸截面的極慣性矩， ， ；PI 4m/4dIp?將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。對于一般傳動軸可取 ；故也符合剛度要求。[]0.~1()/?2. 第二軸的校核計(jì)算1）軸的強(qiáng)度校核計(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：traF（4-5）（4-6）（4-7）式中 ----至計(jì)算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比 3.85；id ----計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為 105mm；----節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為 16°；?車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 29 -1246.789.traFN?160275atAdF?????22225(10.78)(10.78)(654.10)69csjMTNm?????????32d????----螺旋角，為 30°；?----發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為 170000N·mm。maxeT代入上式可得： ，，。危險截面的受力圖為：圖 4-1 危險截面受力分析水平面： （160+75）= 75 =1317.4N；Ar AF水平面內(nèi)所受力矩： 32.78cAMNm????垂直面：（4-8）=6879.9N垂直面所受力矩： 。316010.8sAFNm???該軸所受扭矩為： 。7.564jT故危險截面所受的合成彎矩為：（4-9）則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 （MPa）:（4-10）將 代入上式可得： ，在低檔工作時[ ]=400MPa，因此有：M16.MPa?[ ]；符合要求。車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 30 -23sFabfEIL?21cfI0.135csf?2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度 和在水平面內(nèi)的撓度 可分別按下式計(jì)算：cf sf（4-11）（4-12）式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于 ；1F tF----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ，這里等于 ；2 rE----彈性模量（MPa） ， （MPa） ， E = MPa；52.10E??52.10?I----慣性矩（ ） ， ， d 為軸的直徑（ ） ；4m4/6I?ma、b----為齒輪坐上的作用力距支座 A、 B 的距離（ ） ；L----支座之間的距離（ ） 。將數(shù)值代入式（4-11）和（4-12）得： 故軸的全撓度為 2.98.2csffm???，符合剛度要求。第五章 變速器同步器的設(shè)計(jì)1. 同步器的結(jié)構(gòu)在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計(jì)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：車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 31 -圖 5-1 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 10-花鍵轂 11-結(jié)合套如圖（5-1） ，此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，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)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，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，同步過程結(jié)束，完成換檔過程的第二階段工作。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，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鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 5-2d） ，完成同步換檔。圖 5-2 鎖環(huán)同步器工作原理車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 32 -2．同步環(huán)主要參數(shù)的確定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。試驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費(fèi)力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖 5-3a 中給