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1、 常州工程職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 目 錄 摘 要 I Abstracts II 目 錄 III 第一章 緒論 1 第二章 變速器的概述及其方案的確定 3 2.1 變速器的功用和要求 3 2.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 3 2.2.1 變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 3 2.2.2 倒擋傳動方案 4 2.3 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 5 2.3.1 齒輪型式 5 2.3.2 換擋結(jié)構(gòu)型式 5 2.3.3 變速器軸承 5 第三章 變速器主要參數(shù)的選擇 6 3.1 擋數(shù)和傳動比 6 3.1.1 擋數(shù) 6 3.1.2 傳動比

2、范圍 6 3.2 中心距A 6 3.3 外形尺寸 7 3.4 齒輪參數(shù) 7 第四章 變速器主要零件的設(shè)計及校核 11 4.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 11 4.1.1 確定一擋的齒數(shù) 11 4.1.2 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 12 4.1.3 確定其他各擋齒數(shù)： 12 4.2 齒輪的損壞形式 14 4.3 齒輪強度驗算 15 4.3.1 直齒輪彎曲應(yīng)力 15 4.3.2 斜齒輪彎曲應(yīng)力 16 4.3.3 輪齒的接觸應(yīng)力 16 4.4 軸的設(shè)計及強度計算 18 4.4.1 軸的設(shè)計 18 4.4.2 確定軸的尺寸 19 4.4.

3、3 第二軸校核 21 4.4.4 中間軸的校核： 24 第五章 同步器的設(shè)計及校核 27 5.1 同步器的結(jié)構(gòu) 27 5.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 28 5.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 28 5.2.2 錐面半錐角 29 5.2.3 摩擦錐面平均半徑R 29 5.2.4 錐面工作長度b 29 5.2.5 同步環(huán)徑向厚度 30 5.3 同步器的尺寸計算及校核 31 5.3.1 同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸的確定： 31 5.3.2 一倒擋，二三擋同步器校核 32 第六章 變速器的操縱機構(gòu) 33 結(jié) 論 34 致 謝 35 參考文獻(xiàn) 36

4、 摘 要 電動汽車作為一種常用的家、商用車，已在現(xiàn)代的社會中占有舉足輕重的地位。人們的衣食住行的便利，都有汽車運行方面的功勞。社會經(jīng)濟的發(fā)展，人們生活水平的提高更需要汽車的便利，電動汽車已成為一個國家乃至整個世界不可缺少的一樣出行交通工具。 變速器是汽車傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中最重要的部分之一，汽車的前進、后退，增速、減速都要靠變速器傳動來實現(xiàn)。而且變速器在汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性上也有很重要的影響。 本設(shè)計主要是齒輪的尺寸計算及校核，軸的尺寸計算和位置的確定，選擇設(shè)計滿足其承載能力的同步器。另外，針對齒輪作用力的不同，在不同的軸上選擇合適的軸承。利用軟件AUTCAD完成變速器總成

5、圖、第一軸、第二軸、中間軸、各個擋齒輪及同步器的設(shè)計。 隨著我國汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，人們對汽車的需求也越來越高。通過對人們對電動汽車變速器要求的設(shè)計，我了解到變速器在汽車結(jié)構(gòu)中具有著重要的作用，因此變速器結(jié)構(gòu)的改進對汽車行業(yè)的發(fā)展與進步具有著深遠(yuǎn)的意義。 關(guān)鍵詞：汽車；變速器；齒輪；Autocad Abstracts Electric cars as a kind of common house, commercial vehicle, already in the modern society plays a very important role

6、. Peoples shelter and food is convenient, have the car runs aspects of the credit. The development of social economy, the improvement of peoples living standard need more convenient, car electric car has become a national and even the whole world as indispensable to travel transport. Transmission a

7、uto transmission system structure is one of the most important parts of the forward, backward, automobile, growth, deceleration all must depend on the transmission drive to achieve. And the transmission in a cars fuel economy performance and there is also a very important influence. This design is

8、mainly gear size calculation and checking, shaft dimension calculation and positioning, selection of design meet its carrying capacity synchronizer. In addition, based on the different, in gear forces on different axis to choose the appropriate bearings. Using the software AUTCAD complete transmissi

9、ons figure, first axis, the second shaft, each block oart, the design of gear and synchronizer. With the rapid development of Chinas automobile industry, people on the car needs more and more is also high. Through the people to the design of electric automobile transmission requirements, I learned

10、that the transmission in car structure has an important role, so the transmission of the structure of the development of automobile industry improvement with progress has a profound significance. Keywords: car; Transmission; Gear; Autocad - 38 - 第一章 緒論 改革開放以來,中國汽車工業(yè)的發(fā)展駛?cè)肓丝燔嚨溃嚠a(chǎn)量不斷飆升,19

11、71年、1988年、1992年和 2000年分別突破10萬輛、50萬輛、100萬輛和 500萬輛，己成功躋身世界汽車四強之列。隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，人民生活水平的提高，高速公路高等級公路的不斷建設(shè)，汽車正逐漸進入家庭，成為人們生活的一部分。1980－2001年，我國汽車消費量年均增長高達(dá)18﹪，特別是進入九十年代以后，國內(nèi)汽車產(chǎn)量以l－2 年遞增10萬輛的速度高速增長，目前在汽車市場的比重己超過30﹪，成為我國汽車需求增長的重要拉動力量。大力發(fā)展公共交通，“鼓勵汽車進入家庭”己經(jīng)被黨中央寫入“十五計劃”。電動汽車更是必須發(fā)展的項目之一。國家經(jīng)貿(mào)委提出，“十五”期末我國汽車產(chǎn)量要達(dá)320萬輛

12、左右，力爭到2010年使之成為國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)。規(guī)劃預(yù)計到2010年，轎車產(chǎn)量為 110萬輛左右；汽車工業(yè)增加值為 1300億元，占國內(nèi)生產(chǎn)總值 1﹪左右，汽車產(chǎn)品基本滿足國內(nèi)市場需求。 電動汽車發(fā)展現(xiàn)狀： 1．國外主要國家電動汽車發(fā)展情況 世界各國著名的汽車廠商都在加緊研制各類電動汽車，并且取得了一定程度的進展和突破。 第一，日本一直以來，出于對能源危機和環(huán)境保護的關(guān)注及占領(lǐng)未來世界汽車市場的考慮，日本十分重視電動汽車的研制與開發(fā)。從目前世界范圍內(nèi)的整個形勢來看，日本是電動汽車技術(shù)展速度最快的少數(shù)幾個國家之一，特別是在混合動力汽車的產(chǎn)品發(fā)展方面，日本居世界領(lǐng)先地位。

13、目前，世界上能夠批量產(chǎn)銷混合動力汽車的企業(yè)，只有日本的豐田和本田兩家汽車公司。1997年12月，豐田汽車公司首先在日本市場上推出了世界上第一款批量生產(chǎn)的混合動力轎車PRIUS。該轎車于2000年7月開始出口北美，同年9月開始出口歐洲，現(xiàn)在已經(jīng)在全世界20多個國家上市銷售。目前推出的產(chǎn)品已經(jīng)是多次改進后的第二代產(chǎn)品，其生產(chǎn)工藝更為成熟。根據(jù)豐田汽車公司的測試，PRIUS轎車在城市工況下比同等排量的花冠轎車節(jié)油44.4%；在市郊節(jié)油29.7％，綜合節(jié)油40.5％。有關(guān)統(tǒng)計數(shù)據(jù)顯示，豐田汽車公司已占有全球混合動力汽車市場90％的份額。2004年9月15日，一汽集團與日本豐田汽車公司在北京舉行了混合動

14、力汽車合作項目簽字儀式，宣布雙方在2005年內(nèi)。共同生產(chǎn)豐田PRIUS混合動力轎車。PRIUS混合動力轎車將在同年進入中國市場。繼PRIUS混合動力轎車之后，豐田汽車公司還推出了ESTIMA混合動力汽車和搭載軟混合動力系統(tǒng)的CROWN轎車。豐田汽車公司在普及混合動力系統(tǒng)的低燃耗、低排放和改進行駛性能方面已經(jīng)走在了世界的前列。此外。本田汽車公司開發(fā)的Insight混合動力電動汽車也已投放市場.供不應(yīng)求。2002年4月，本田汽車公司在美國市場上投放了Civic混合動力汽車。日產(chǎn)汽車公司近日宣布，將于2006年向美國市場銷售Ahima牌混合動力汽車，這是其于2002年與豐田汽車公司簽署聯(lián)合生產(chǎn)混合動

15、力汽車協(xié)議的第一個產(chǎn)品。 第二，美國。美國的汽車公司在電動汽車產(chǎn)業(yè)化方面比來自日本的同行遜色不少，三大汽車公司僅僅小批量生產(chǎn)、銷售過純電動汽車，而混合動力和燃料電池電動汽車目前還未能實現(xiàn)產(chǎn)業(yè)化，來自日本的混和動力電動汽車在美國市場上占據(jù)了主導(dǎo)地位。 美國能源部與三大汽車公司于1993年簽訂了混合動力電動汽車開發(fā)合同，其中通用汽車公司投入1.48億美元。福特汽車公司投入1.38億美元，克萊斯勒汽車公司投A.8 480萬美元，進行為期5年的研制開發(fā)工作，并于1998年北美國際汽車展上展出了樣車。在此基礎(chǔ)上?，F(xiàn)已推出三款混合動力概念車GM Precept、Ford Prodigy、Dai

16、mler chrysler Dodge ESX3。2004年12月14日。通用汽車公司與戴姆勒一克萊斯勒汽車公司對外宣布。雙方將在開發(fā)混合動力電動汽車的技術(shù)領(lǐng)域攜手，共同推進此項技術(shù)的發(fā)展。 2．我國電動汽車發(fā)展情況 與世界其他國家一樣。電動汽車研發(fā)工作在我國也正在如火如荼的進行著：“十五”期間，國家從維護我國能源安全、改善大氣環(huán)境、提高汽車工業(yè)競爭力、實現(xiàn)我國汽車工業(yè)的跨越式發(fā)展的戰(zhàn)略高度考慮。設(shè)立“電動汽車重大科技專項”，通過組織企業(yè)、高等院校和科研機構(gòu)，集中國家、地方、企業(yè)、高校、科研院所等方面的力量進行聯(lián)合攻關(guān)：為此，從2001年10月起，國家共計撥款8.8億元作為這一重

17、大科技專項的經(jīng)費。 我國電動汽車重大科技專項實施4年來，經(jīng)過200多家企業(yè)、高校和科研院所的2 000多名技術(shù)骨干的努力，目前已取得重要進展：燃料電池汽車已經(jīng)成功開發(fā)出性能樣車，燃料電池轎車?yán)塾嬤\行4 000km，燃料電池客車?yán)塾嬤\行8 000km；混合動力客車已在武漢等地公交線路上試驗運行超過14萬km；純電動轎車和純電動客車均已通過國家有關(guān)認(rèn)證試驗。燃料電池汽車。均采用電一電混合驅(qū)動方案，在整車操控性能、行駛性能、安全性能、燃料利用率等方面均已得到較大提高。2004年5月在北京召開的世界氫能大會上，我國自主研發(fā)的燃料電池轎車和客車樣車與世界領(lǐng)先的奔馳公司樣車同堂展示，引起了世界的驚贊

18、。在10月舉行的必比登世界清潔汽車挑戰(zhàn)賽上，我國自主研發(fā)的燃料電池轎車在7個單項獎中獲得5個A（在高速蛇行障礙賽、噪音、排放、能耗、溫室氣體減排5個單項指標(biāo)方面的最高等級）的好成績，燃料電池城市客車也以較高的技術(shù)性能和可靠性在挑戰(zhàn)賽中取得了良好的成績。 混合動力汽車。一汽、東風(fēng)、長安、奇瑞等汽車公司對此都投入了較大的人力、物力。各車型均已完成功能樣車開發(fā)。2003年11月8日，湖北省啟動武漢電動汽車試驗示范運行工作，先后投A.6輛由東風(fēng)電動車輛股份有限公司研制的混合動力客車，已累計運行14萬km，載客15萬人次；混合動力轎車按ECE城市工況與基本車型進行的對比試驗顯示，其燃料經(jīng)濟性提高40％

19、左右，達(dá)到了節(jié)油的目的。長安汽車公司采用同軸ISG輕度混合方案，成功開發(fā)了第二輪功能樣車和第三輪性能樣車，并在國內(nèi)率先開展了混合動力專用發(fā)動機開發(fā)。經(jīng)過國家檢測機構(gòu)測試。動力性能接近參考車的水平，綜合油耗降低接近17％，排放達(dá)到歐Ⅲ標(biāo)準(zhǔn)。 純電動汽車。目前純電動轎車和純電動客車均已通過國家質(zhì)檢中心的型式認(rèn)證試驗，各項指標(biāo)均滿足有關(guān)國家標(biāo)準(zhǔn)和企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定：天津清源電動車輛有限公司等單位研發(fā)的純電動轎車。其整車的動力性、經(jīng)濟性、續(xù)駛里程、噪聲等指標(biāo)已超過法國雪鐵龍公司贈送的純電動轎車和箱式貨車，初步形成了關(guān)鍵技術(shù)的研發(fā)能力：北京理工大學(xué)等單位初步完成了北京理工科凌電動車輛股份有限公司密云電

20、動車輛產(chǎn)業(yè)化生產(chǎn)基地的建設(shè)。并于2003年12月30日順利通過北京市公共交通總公司組織的示范運行車組驗收。小批量研發(fā)生產(chǎn)的4種車型、近40輛公交車即將投入北 本論文將根據(jù)汽車變速性能的特點以及實際的需求設(shè)計一個手動式載貨車變速器。 第二章 變速器的概述及其方案的確定 2.1 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)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。 對變速

21、器的基本設(shè)計要求： 1、保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2、設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。 3、設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛。 4、設(shè)置動力輸出裝置。 5、換擋迅速、省力、方便。 6、工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7、變速器應(yīng)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(yīng)當(dāng)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[1]。 2.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 變速器由傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)組成。 2.2.1 變速器傳動機構(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

22、（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、擋位數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。 在本次設(shè)計中，已經(jīng)給出傳動比的相關(guān)參數(shù)：，，=2.995，=1.671，=1，=0.786。 在本次設(shè)計中有5個前進擋，1個倒擋。優(yōu)點實現(xiàn)迅速、無聲換擋。采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比為0.786的超速擋，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。 本設(shè)計采用的中間軸變速器，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也

23、最小，這是中間軸式變速器的主要優(yōu)點。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擋傳動比，這是中間軸軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。 2.2.2 倒擋傳動方案 圖2.1為常見的倒擋布置方案。本設(shè)計采用圖2.1f所示的傳動方案。因為圖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。 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2.61c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

24、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。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(fù)雜一些。 圖2.1 變速器倒擋傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，變速器的低擋與倒擋，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，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪[2]。 2.3 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 變速器的設(shè)計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要

25、求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 2.3.1 齒輪型式 本設(shè)計即除倒擋外，均采用斜齒輪傳動。因為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。 2.3.2 換擋結(jié)構(gòu)型式 換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 在本設(shè)計中所采用的是鎖環(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。 2.3.3 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、滑動軸套等。 在本設(shè)計中第一軸后軸

26、承采用球軸承。 變速器第二軸后軸承按直徑系列采用圓柱滾子軸承。 中間軸前軸承采用圓錐滾子軸承。中間軸后軸承也采用圓錐滾子軸承。圓錐滾子軸承具有直徑較小、寬度較寬因而容量大可承受高負(fù)荷等優(yōu)點[2]。 第三章 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1 擋數(shù)和傳動比 3.1.1 擋數(shù) 本次變速器設(shè)計為5個前進擋，1個倒擋。 5個擋多適用于商用車變速器。增加變速器的擋數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。擋數(shù)越多變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。 3.1.2 傳動比范圍 本設(shè)計任務(wù)書中已給

27、的傳動比為： 傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。 3.2 中心距A 對中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強度來確定[2]。 初選中心距A時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算 （3.1） 式中，A為變速器中心距（mm）；KA為中心距系數(shù)

28、，乘用車：KA =8.9～9.3，商用車：KA=8.6～9.6，多擋變速器：KA =9.5～11.0；此設(shè)計中取KA=9.1, 為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（Nm）；任務(wù)書中已給出，為變速器一擋傳動比；，g為變速器傳動效率，取96%。 轎車變速器的中心距在65～80mm范圍內(nèi)變化，而貨車的變速器中心距在80～170mm范圍內(nèi)變化。 本設(shè)計是輕型載貨汽車的變速器，經(jīng)過計算在所要求的范圍內(nèi)。 3.3 外形尺寸 轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，可參考下列數(shù)據(jù)選用： 四擋

29、 （2.2～2.7）A 五擋 （2.7～3.0）A 六擋 （3.2～3.5）A 所以本設(shè)計殼體的軸向尺寸為: 3.4 齒輪參數(shù) 3.4.1 模數(shù)的選取 “模數(shù)”是指相鄰兩輪齒同側(cè)齒廓間的齒距t與圓周率π的比值(m＝t/π)，以毫米為單位。模數(shù)是模數(shù)制輪齒的一個最基本參數(shù)。應(yīng)該指出，選取模數(shù)的時候要遵守的原則是：在變速器中心距相同的條件下，要選取較小的模數(shù)，因為可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可以使齒輪嚙合的重合度增加，并減小齒輪噪聲，所以為了減小噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)同時增加齒寬，從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強度方面

30、考慮各擋齒輪應(yīng)該選用不同的模數(shù)，對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致如下： 微型、普通級轎車 2.25～2.75 中級轎車 2.75～3.00 中型貨車 3.50～4.50 重型貨車 4.50～6.00 本設(shè)計為：一擋 二擋 3.4.2 壓力角α 齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減

31、少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應(yīng)取用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。對于商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角。國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的壓力角有20、25、30等，普遍采用30壓力角。 本設(shè)計中壓力角選為，同步器的壓力角選為30。 3.4.3 螺旋角β 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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。 試驗

32、證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15～25為宜；從而提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應(yīng)力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少負(fù)荷提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。中間軸上的齒輪螺旋方向一律取為右旋，則第一軸、第二軸上的斜

33、齒輪應(yīng)取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。倒擋設(shè)計為直齒時，在這個擋位上工作時，中間軸上的軸向力不能抵消（但因為擋位使用的少，所以也是允許的），而此時第二軸上沒有軸向力作用。 根據(jù)圖3.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： Fa1=Fn1tanβ1 （3.2） Fa2=Fn2tanβ2 （3.3） 由于，為使兩軸向力平衡，必須滿足 式中，F(xiàn)a1、Fa2為作用在中間

34、軸承齒輪1、2上的軸向力；Fn1、Fn2為作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；r1、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 斜齒輪螺旋角選用范圍： 轎車變速器： 兩軸式為20～25 中間軸式為22～34

35、 貨車變速器：16～26 所以選各擋螺旋角： 圖3.1 中間軸軸向力的平衡 3.4.4 齒寬 在選擇齒寬時，應(yīng)該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時齒寬受力的均勻程度等均有影響。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。 選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。

36、通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來選定齒寬b： 直齒：b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0 斜齒：b=Kcmn，Kc取為6.0～8.5 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為（2～4）mm。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)Kc可取大些，使接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 本設(shè)計各擋齒寬為：一擋 取值為26mm 二擋 取值為26mm 三擋 取值為23mm 四擋 取值為23mm 五擋 取值為21mm 3.4.5 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲

37、、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為齒輪上受到的載荷集中作用到齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00 本設(shè)計齒頂高系數(shù)選為1.00 第四章 變速器主要零件的設(shè)計及校核 4.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各擋齒數(shù)

38、的方法。 圖4.1 變速器簡圖 4.1.1 確定一擋的齒數(shù) 一擋傳動比： 中間軸上小齒輪的最小齒數(shù)，還受中間軸軸徑尺寸的影響，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸和齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。因本設(shè)計是輕型載貨汽車中間軸一擋齒輪齒數(shù)選為14，螺旋角選為22。 一擋為斜齒 4.

39、1.2 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 常嚙合齒輪傳動比: 得出 4.1.3 確定其他各擋齒數(shù)： 1、 二擋 得出 得出 重新確定螺旋角 2、 三擋 得出 根據(jù) 得出

40、 重新確定螺旋角 3、 五擋 m n=3.25 得出 得出 重新確定螺旋角 4、 倒擋 倒擋選用直齒圓柱齒輪。 取中間軸倒擋齒輪 倒擋軸齒輪 得 倒擋軸與中間軸的中心距 第二軸與倒擋軸的中心距

41、 4.2 齒輪的損壞形式 齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換擋齒輪端部破壞。 輪齒折斷分以下兩種情況：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)致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。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擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)

42、生沖擊載荷，并造成損壞[3]。 4.3 齒輪強度驗算 4.3.1 直齒輪彎曲應(yīng)力 1、 直齒輪彎曲應(yīng)力 （4.1） 式中：----彎曲應(yīng)力（MPa）； ----一擋齒輪10的圓周力（N）， ；其中為計算載荷（Nmm）， d為節(jié)圓半徑 ----應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65； ----摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b----齒寬（mm），取20 t---

43、-端面齒距（mm）； y----齒形系數(shù)，如圖4.1所示。 圖4.1 齒形系數(shù)圖 因為齒輪節(jié)圓直徑d=mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入（4.1）后得 （4.2） 1、 倒擋軸齒輪彎曲應(yīng)力（從動齒輪） 4.3.2 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4.2）

44、 式中，圓周力（N）, =2/d；為計算載荷（N.mm）；d為節(jié)圓直徑（mm），d=（z）/cos，為法向模數(shù)；為斜齒輪螺旋角；為應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；b為齒面寬（mm）；t為法向齒距（mm），t=；y為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4.1中查得；為重合度影響系數(shù)，=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)代入（4.2），整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為 （4.3） 當(dāng)計算載荷 取作用到變速器第一軸的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪 和高擋齒輪，需用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 一擋：(主動齒輪) 依據(jù)計算最低擋齒

45、輪的彎曲應(yīng)力，符合要求，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。 4.3.3 輪齒的接觸應(yīng)力 （4.4） 式中， ---齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）； F---齒面上的法向力（N），； ---圓周力在（N）， ---節(jié)點處的壓力角（25）； ---齒輪螺旋角（）； E---齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取； b---齒輪接觸的實際寬度，20mm； --

46、--主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）； 直齒輪： （4.5） （4.6） 斜齒輪： （4.7） （4.8） 其中，分別為主從動齒輪節(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(yīng)力

47、見下表： 表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 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 1、 齒輪接觸應(yīng)力 因為常嚙合齒輪的接觸應(yīng)力是最大的，若常嚙合齒輪滿足需用接觸應(yīng)力的話，其他檔齒輪接觸應(yīng)力均滿足： 所以四檔齒輪接觸

48、應(yīng)力為： 經(jīng)過計算得出的接觸應(yīng)力在變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力范圍內(nèi)，所以都滿足要求。 所以其他各檔位均滿足。 4.4 軸的設(shè)計及強度計算 4.4.1 軸的設(shè)計 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。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計算。計算是僅算軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不計算。 第一軸如圖4.2

49、所示： 圖4.2 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。如圖4.3 圖4.3 變速器中間軸 4.4.2 確定軸的尺寸 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)計時，由齒輪、換擋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)驗公式初步選定： 第二軸和中間軸的直

50、徑初步選定 （4.9） 取中部直徑為55mm。 第一軸： （4.10） 式中，K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0～4.6；----發(fā)動機的最大扭矩， Nm 為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(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?。? 中間軸： d/L=0.160.18； L=(306～344)mm[10] 第二軸： d/L=0.180.21； L=(262～306)mm。 第一軸傳遞的轉(zhuǎn)矩

51、： 第二軸傳遞的轉(zhuǎn)矩： 一擋： 二擋： 三擋： 四擋： 五擋： 倒擋： 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 [11] 變速器齒輪在軸上的位置如圖4-4所示時，若軸在垂直面內(nèi)的撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角，可分別用下式計算： （4.11）

52、 （4.12） （4.13） 式中,E為彈性模量（Mpa），E=；I為慣性矩（mm）；對于實心軸， d為軸的直徑（mm）,花鍵處按平 均直徑計算；a、b為齒輪上的作用力距支座的 距離（mm）；F為支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為： 軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度的允許值為 齒輪 所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。 與中間軸齒輪常嚙合齒輪的第二軸上的齒 輪，常通過滾針軸承裝在軸上，能增大軸的直 徑，因而是軸的剛度增加[4]

53、。 圖4.4 變速器軸的變形簡圖 4.4.3 第二軸校核 1、 倒擋處： 倒擋軸受力圖如圖4.5所示 （4．14） （4．15）

54、 （4．16） （1）軸的剛度驗算 圖4.5 倒擋處軸的受力圖 ∵E= d=50mm I= 軸向力： 徑向力： 轉(zhuǎn)角： 軸的全撓度： （2）軸的強度驗算 求：支承力, 根據(jù)力矩的平衡得： 水平面： m- 垂直面： ∵

55、 滿足要求。 2、 一擋處： 一擋處受力圖如圖4.6所示： a=180 F 230 b=50 A B 圖4.6 一擋處的受力圖 （1）軸的強度驗算 已知得： 水平面： 垂直面： 滿足要求。 （2）軸的剛度校核： 根據(jù)上面計算得： 壓力角α=20 螺旋角β=22 徑向力： 軸向力： 軸

56、的全撓度： 所以根據(jù)上面計算可得：第二軸的剛度和強度都滿足要求。 4.4.4 中間軸的校核： 1、倒擋處：如圖4-7： a=180 F 230 b=50 A B 圖4-7 中間軸倒擋位置的受力圖 倒檔的強度校核： 已知：T=633333.3N.mm b=56.25mm m-30=0 30=167131 2、一擋處：如圖

57、4-8： 175.375 F 61.125 A 236.5 20.875 F常 圖4-8 中間軸一擋位置的受力圖 軸的強度校核： 已知： 螺旋角30 一檔的螺旋角22 F=2T30/ =20894.58N 30=1587.176 滿足要求。 ∴根據(jù)上述計算可知中間軸的強度滿足要

58、求。 第五章 同步器的設(shè)計及校核 5.1 同步器的結(jié)構(gòu) 在前面已經(jīng)說明，本設(shè)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： 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：換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，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

59、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)，換擋的第一階段結(jié)束。換擋力將鎖環(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，完成換擋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擋力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖5.2d），完成同步換擋。 圖5.2 鎖環(huán)同步器工作原理 鎖環(huán)式同步

60、器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。 5.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定

61、 5.2.1 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，

62、使磨損加快。試驗還證明：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，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計得大些，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中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖5.3b則適用于重型汽車。本設(shè)計取軸向泄油槽為9個，槽寬3mm。 圖5.3 同步器螺紋槽形式 5.2.2 錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan。一般=6～8。=6時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時，則有粘著和咬住的傾向

63、；在=7時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7。 5.2.3 摩擦錐面平均半徑R R設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。本次設(shè)計中采用的R一擋、倒擋，二擋、三擋均為50mm，四擋和五擋取R為35mm. 5.2.4 錐面工作長度b 縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定

64、 （5.1） 設(shè)計中考慮到降低成本取一、倒擋，二、三擋b=10mm，四、五擋取b=8mm。 5.2.5 同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度[6]。 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在

65、鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度[5]。 本設(shè)計中同步器徑向厚度取12mm和16.5mm。 5.2.6 鎖止角 鎖止角選取的正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達(dá)到零值才能進行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26～46范圍內(nèi)變化。本次設(shè)計鎖止角取30。 5.2.7 裝配間隙 應(yīng)使嚙合套端面間隙應(yīng)大于滑塊端面間隙，否則會

66、使鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步環(huán)失去鎖止作用。 5.2.8 同步時間t 同步器工作時，要連接的兩個部分達(dá)到同步的時間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關(guān)，計算時可在下屬范圍內(nèi)選?。簩I車變速器高擋取0.15～0.30s，低擋取0.50～0.80s；對貨車變速器高擋取0.30～0.80s，低擋取1.00～1.50s。在本設(shè)計中變速器高檔取0.6s，低擋取1.3s。 5.3 同步器的尺寸計算及校核 5.3.1 同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸的確定： 同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定：如圖5.4所示 圖5.4 同步環(huán)簡圖 D—分度圓直徑 φ—同步環(huán)大端直徑 α—同步環(huán)錐面角 B—同步環(huán)錐面寬