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1、 . . . 畢業(yè)論文（設(shè)計） 題 目： 汽車5擋手動變速器設(shè)計 學(xué) 生： 專 業(yè)： 車輛工程 學(xué) 號： 指導(dǎo)老師： 2014年6月 汽車5擋手動變速器設(shè)計 摘要：變速器是連接發(fā)動機(jī)與傳動系統(tǒng)的至關(guān)重要的部分，對它的合理設(shè)計能夠保證汽車在各種不的工況下滿足需求，而且他的合理與否決定了發(fā)動機(jī)的動力能否高效發(fā)

2、揮。 本次針對前置后驅(qū)形式設(shè)計一臺五檔手動變速器，并且采用三軸式。這次設(shè)計主要考慮的是動力輸出平順、傳動效率高、磨損消耗小、使用壽命長。同時在設(shè)計時還會盡量考慮工藝的優(yōu)化和經(jīng)濟(jì)性的要求。 設(shè)計采用三軸式，所以其中設(shè)計了一個直接檔，提高傳動效率。變速器的換擋通過鎖環(huán)式同步器實(shí)現(xiàn)，同時合理設(shè)計了一套與之相匹配的操作機(jī)構(gòu)。在整個過程中，通過基本參數(shù)計算出變速器的各種數(shù)據(jù)，并且嚴(yán)格校核，保證能夠滿足設(shè)計和使用要求。 關(guān)鍵詞：變速器 鎖環(huán)式同步器 中間軸 Design on Car 5 Manual Transmission Abstract： Transmission is connec

3、ting to the engine and transmission system is the important part with its reasonable design can ensure the normal order of the vehicle under various conditions, and he is reasonable or not determines the power of the engine can be efficient. This design for the front drive form a three shaft five f

4、ile manual mechanical transmission, the design main consideration is power output smooth consumption, high transmission efficiency, wear small, long life of service. At the same time also will try to consider in the design of process optimization and economy requirements. Because of using three axi

5、s type, so designed a direct file, improve transmission efficiency. Transmission shift by the lock ring synchronizer, at the same time, the reasonable design a set of matching operator. Through the basic parameter to calculate the transmission of all kinds of data, another checking strictly, guarant

6、eed to meet design ， use requirements. Keywords：transmission synchronizer intermediate shaft 目錄 1 緒 論 1 1.1本次設(shè)計的目的與意義 1 1.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.3變速器設(shè)計面臨的主要問題 2 1.4畢業(yè)設(shè)計任務(wù)與要求 3 2 變速器的總體方案確定 4 2.1變速器的功用與設(shè)計要求 4 2.2變速器傳動機(jī)構(gòu)的型式選擇 4 2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器傳動方案 4 2.2.2倒檔布局方案 6 2.3零部件結(jié)構(gòu)方案分析 7 2.3.1齒輪型

7、式 7 2.3.2變速器軸 8 2.3.3變速器軸承的選擇 8 3 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計 9 3.1變速器各檔傳動比的確定 9 3.1.1主減速器傳動比的確定9 3.1.2最低檔傳動比計算9 3.1.3變速器各檔速比的配置11 3.1.4中心距11 3.1.5變速器的外形尺寸 12 3.1.6齒輪參數(shù)的選擇 12 3.1.7各檔齒輪計算14 3.2齒輪設(shè)計與計算 19 3.2.1齒輪材料的選擇原則 19 3.2.2變速器齒輪強(qiáng)度校核19 3.3軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計 30 3.3.1軸的工藝要求 30 3.3.2初選軸的直徑 31 3.4軸的強(qiáng)度校核

8、32 3.4.1軸的剛度驗(yàn)算33 3.4.2軸的強(qiáng)度計算41 3.5軸承選擇與壽命計算46 3.5.1輸入軸軸承的選擇與壽命計算46 4 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計51 4.1同步器設(shè)計51 4.1.1同步器類型的選取51 4.1.2接近尺寸和分度尺寸51 4.1.3滑塊寬度、嚙合套缺口寬度 51 4.1.4同步器裝配間隙 52 4.2 同步鎖環(huán)主要尺寸確定 53 4.3 同步器校核 54 4.3.1同步器同步時間校核 54 4.4變速器的操縱機(jī)構(gòu) 56 4.4.1變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用 56 4.4.2變速器操縱機(jī)構(gòu)的要求 56 4.4.3換檔位置57 5

9、. 結(jié) 論 60 致 61 參考文獻(xiàn) 62 61 / 65 1 緒 論 1.1本次設(shè)計的目的與意義 隨著經(jīng)濟(jì)實(shí)力和科學(xué)技術(shù)的不斷的發(fā)展，汽車工業(yè)不斷發(fā)展，逐漸成為我國重要的工業(yè)產(chǎn)業(yè)，汽車的使用已經(jīng)遍布我國的大江南北。而隨著中國加入WTO，老百姓生活水平和日常需求的不斷增長，各類汽車與汽車用品等高級消費(fèi)品已進(jìn)入普通老百姓的家庭。 圖1-1 00年到13年汽車生產(chǎn)和增長率 圖1-2 00年到13年汽車銷售和增長率 在我們國家，汽車算是先進(jìn)行業(yè)，起步比起其他發(fā)達(dá)國家就晚了。隨著我們汽車工業(yè)不斷的發(fā)展，同時各式各樣的汽車行業(yè)也在持續(xù)快速的發(fā)展?，F(xiàn)如今的汽車設(shè)計師面臨的緊迫問

10、題，包括經(jīng)濟(jì)性，扎實(shí)工作，性能優(yōu)良的設(shè)計，并契合我國汽車狀況。 1.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 汽車變速箱的發(fā)展已經(jīng)超過百年，其歷程主要是了從單純的手動方式成長為先進(jìn)的自動。目前世界上的各個汽車公司的汽車使用各種不同類型的變速器。 它們自己獨(dú)立的優(yōu)點(diǎn)和缺點(diǎn)：MT最為省油、經(jīng)濟(jì)實(shí)用、具有很高的操控樂趣，同時也要求更高技術(shù)；AT燃油消耗最多，駕駛?cè)菀?、乘坐更為舒適、零部件也很可靠；AMT融合之前二者長處，換擋時會有間歇的動力暫停，乘坐會有不舒服感；無級變速器構(gòu)造簡單、高效大功率、車速穩(wěn)定，傳動帶不耐用，不能承受較大的載荷；DCT燃油消耗比較低而且乘坐舒適性良好，手動變速器進(jìn)化而來的先進(jìn)變速器。

11、 在中國國，據(jù)調(diào)查2007年手動變速器占據(jù)的市場比重為74%，擁有較大的市場份額。這些年來自動變速器的市場使用情況越快越好，用戶群不斷提高，而且還會繼續(xù)提高，尤其是針對乘用車用戶這些年來女性駕駛員越來越多，動檔變速器更是深受這類女性群體的追捧。我們國家，自動檔變速器的客戶增長是還是十分可觀的。但手動檔變速器的低燃油消耗，以與獨(dú)特的駕駛體驗(yàn)和操縱快感是不容忽視的，同時中國的各大駕校在對學(xué)員的駕駛技術(shù)教學(xué)中使用的普遍還是手動檔。 針對中國變速器市場發(fā)展趨勢，歸納目前變速器的發(fā)展具有以下幾個規(guī)律： 一、在時間，手動檔變速器還是保持市場的主流，而AT擁有廣闊的增長空間。 二、中國的汽車市場情

12、況是多樣的并且具有一定的復(fù)雜因素，變速器還會保持多元化發(fā)展，短時間不會產(chǎn)生最后的唯一贏家。 三、展望未來，我們的自主汽車相關(guān)企業(yè)應(yīng)該更多的聚焦DCT，它一定會有有非常好的前景。 1.3變速器設(shè)計面臨的主要問題 汽車，高速發(fā)展的產(chǎn)物，工業(yè)不斷的的高速前進(jìn)，隨著世界燃油儲備的下降和價格的日漸上漲，針對汽車的各種配件和技術(shù)更加人性化和先進(jìn)，變速器還要考慮許多問題： 1．綠色節(jié)能、環(huán)保低排放、高效實(shí)用，多元豐富的變速器，必是變速器甚至汽車工業(yè)發(fā)展面臨著的一個重大問題。 2．為什么AT會發(fā)展的那么迅猛，是因?yàn)橛泻芎喴椎牟倏v。但同時也減少了駕車時駕駛員所擁有的操縱的趣味。因此，既要保證駕駛體驗(yàn)和

13、操縱快感，同時，操作起來不會變的復(fù)雜，這也是一個不容忽視的問題。 3．設(shè)計更簡單的結(jié)構(gòu)、燃油消耗更低，效率更高，至始至終都是變速器設(shè)計要達(dá)到的目的。 1.4畢業(yè)設(shè)計任務(wù)與要求 這次畢業(yè)設(shè)計的目的是完成一臺用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的越野車上的五檔手動變速器的設(shè)計和修正，選用長城哈弗H3作為參考。所要設(shè)計的是一臺用作前置后驅(qū)手動五檔機(jī)械式變速器，采用三軸式布局。 對變速器設(shè)計的主要任務(wù)有： 1、 選擇變速器類型； 2、 確定變速器的基本參數(shù)； 3、 計算變速器的齒輪參數(shù)，并校核； 4、 計算變速器的軸的參數(shù)，并校核； 5、 選擇并計算同步器和換擋機(jī)構(gòu)； 6、 變速器三維建模。

14、2 變速器的總體方案確定 2.1變速器的功用與設(shè)計要求 變速器的作用就是能變換一、二軸轉(zhuǎn)矩比，歸屬于齒輪傳動。它是汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于改變從發(fā)動機(jī)的曲軸傳出的動力，其中包括轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是為了保證平穩(wěn)起步、與時根據(jù)需求加速或減速、正常行駛、適應(yīng)各種行駛工況下對動力輸出的要求。 另外，變速器的作用還要求能夠倒車、空擋滑行、動力中斷。 變速器設(shè)計需要具備如下要求。 1. 保證汽車的動力足夠，滿足經(jīng)濟(jì)高效。在汽車統(tǒng)一設(shè)計時，根據(jù)汽車實(shí)際情況、發(fā)動機(jī)參數(shù)和汽車具體的使用要求，選擇恰當(dāng)?shù)臋n數(shù)與傳動比，來實(shí)行這一要求。 2. 設(shè)置空檔，是為了能將發(fā)動機(jī)與傳動系長時間分離用來滿

15、足實(shí)際要求；設(shè)置倒檔，使發(fā)動機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)而車輪倒退。 3. 工作平順，操作輕便。汽車在行駛過程中，不會發(fā)生跳檔、脫檔的安全隱患。 4. 質(zhì)輕體小。主要有中心距決定。應(yīng)采用各種有利措施降低中心距。 5. 噪聲小。可選用斜齒輪，或者加以適當(dāng)變位，提升制造工藝。 7. 零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計要求。 2.2變速器傳動機(jī)構(gòu)的型式選擇 變速器類型豐富多樣的，有不同的分類方式，大致可分為：有極、無極、不同檔、兩軸式、三軸式等 2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器傳動方案 如圖2-1所示，就是三軸式，它的輸入軸為第一軸，輸出軸與中間軸的對應(yīng)檔位齒輪嚙合，輸入、輸出軸同心

16、。將一二軸直接聯(lián)動，形成直接檔。這個時候，齒輪、軸承與中間軸都不承受載荷，且通過第一、第二軸傳遞轉(zhuǎn)矩。所以，該檔具有很高的傳動效率，同時噪音也非常小，三軸式變速器具有這樣一個主要優(yōu)點(diǎn)。當(dāng)然它也有相應(yīng)的缺點(diǎn)：只有直接檔的效率比較高。 圖2-1 轎車三軸式四檔變速器 1.第一軸；2.第二軸；3.中間軸 如圖2-2所示，就是二軸式。與前者來比較，它具有結(jié)構(gòu)簡單、布置緊湊的優(yōu)點(diǎn)。只有最高檔外傳動效率較低。 如圖所示，每個檔的同步器都裝在二軸軸上，原因是這樣裝同步器很方便；但是高檔的同步器可裝在一軸的后端。 兩軸式變速器在高檔運(yùn)轉(zhuǎn)時，齒輪和軸承都會受到不同的負(fù)荷，故會產(chǎn)生較大噪聲，也增

17、加了磨損，這是它不好的地方。，低檔傳動比的上限（ig=4.0~4.5）會受到很大限制。 圖2-2 兩軸式變速器 1.第一軸；2.第二軸；3.同步器 本次考慮的汽車是將發(fā)動機(jī)放在前面，使后輪作為主動輪，所以選用三軸式變速器 圖2-3 中間軸式五檔變速器傳動方案 2.2.2倒檔布局方案 倒檔常用結(jié)構(gòu)方案采用如下方式： 圖2-4a在所以前進(jìn)檔的傳動中，依次添加一個傳動，構(gòu)造就變得相對簡單，但齒輪受到相反方向的變應(yīng)力作用。這種布置方式多用在轎車和輕型貨車的四檔變速器中。 圖b方案的好處是可以降低中間軸尺寸，但此時這樣換擋也變得困難了。 圖2-4

18、c的方案容易產(chǎn)生換擋錯亂。 圖2-4d的方案針對前者的不足進(jìn)行了優(yōu)化，所以多用在在貨車變速器中。 圖2-4e把中間軸上的一檔和倒擋齒輪加工為一體。 圖2-4f的方案就很合適于齒輪副都采用常嚙合齒輪，也讓換擋變得輕便。 故選用2---4F。 圖2-4倒擋布置方案 2.3零部件結(jié)構(gòu)方案分析 2.3.1齒輪型式 變速器的齒輪常用直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。倒檔常用直齒圓柱齒輪主，對于直齒圓柱齒輪，斜齒圓柱齒輪有更長的使用壽命、平穩(wěn)的運(yùn)轉(zhuǎn)、更低的工作噪聲，故此次設(shè)計倒檔為直齒輪，其余各個檔用斜齒輪。 設(shè)計為一個或兩個獨(dú)立的齒輪和軸，通過不同的連接方式連接。 過小的齒輪尺

19、，又要求和軸分離，它的徑直徑到齒根圓的厚度b（圖2-5）就會降低齒輪的強(qiáng)度。所以通常b大于輪齒危險面的寬度。只要軸上的齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，輪轂寬度，可以盡可能取大些，至少滿足要求： （2.1） 式中：——花鍵徑。 質(zhì)量越強(qiáng)越好，厚度只要滿足強(qiáng)度，盡量設(shè)計得薄些。尺寸為D2的1.25～1.40倍。 圖2-5 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度越低，噪聲越少，齒面磨損越緩慢，延長了齒輪壽命。 2.3.2變速器軸 變速器軸大多通過軸承安置在變速器殼的相應(yīng)孔。也可以根據(jù)實(shí)際安裝條件將輸出軸直接裝在殼體孔上，保證牢靠。 如果采用通過齒輪的移動來換檔，連接就利

20、用矩形花鍵，從而對中性良好并且滑動也方便。中間軸通過平鍵連接二者。輸出軸與齒輪則要保持一定的相對轉(zhuǎn)動。同步器一般通過矩形花鍵連接。 倒檔軸壓入殼體孔，是固定不動的光軸，用螺栓固定。 綜上所述，設(shè)計變速器軸時要仔細(xì)考慮安裝的方便。另外，還要關(guān)注工藝上的問題。 2.3.3變速器軸承的選擇 軸承也是變速器設(shè)計中非常重要的一部分，他能保證其中各個部件的相對運(yùn)動和承受各種載荷。所以設(shè)計是要綜合考慮軸承的使用，包括軸承的承載、安裝位置、相對運(yùn)動需求等。 3 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計 表3.1長城哈弗H3基本參數(shù) 主減速比 最高時速 輪胎型號 發(fā)動機(jī)型號 最大扭矩 最

21、大功率 最高轉(zhuǎn)速 車長 排量 整備質(zhì)量 4.782 190km/h 35/70R16 4G63S4M 170/3000 90kw 6000r/min 4650mm 2.0L 1720kg 3.1變速器各檔傳動比的確定 3.1.1主減速器傳動比的確定 行駛速度與轉(zhuǎn)速具有如下關(guān)系： （3.1） 式中： ——行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 查表1.1：該車極速==190km/h；超

22、速檔就是最高檔；發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速==6000（r/min）；輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格235/70 R16 得到 = 235*0.7+16*25.4/2=367.7 (mm) 此次設(shè)計選擇五檔作為超速檔，傳動比為0.75. 傳動比計算公式轉(zhuǎn)換為： 3.1.2最低檔傳動比計算 選擇最低檔傳動比時，要綜合實(shí)際車型的基本參數(shù)，如爬坡度、附著系數(shù)、承載能力和車輪半徑等進(jìn)行參考。 設(shè)計以當(dāng)時就按照汽車在最大爬坡度時的工況下進(jìn)行，這個時候該車的全部動力用來推動汽車爬坡。 用公式表示如下： （3.2） 式中： G ——汽車滿載重量(N)； ——滾動阻力系數(shù)

23、μ=0.01~0.02； ——發(fā)動機(jī)最大扭矩(N·m)； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——傳動效率（0.85~0.9）； R ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約） 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：；；r=0.367m； N·m；；g=9.8m/s2；，整備質(zhì)量是1720kg，滿載質(zhì)量得1720+65*5+10*5=2095kg； 把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 一檔是產(chǎn)生最大動力輸出，保證驅(qū)動輪不會打滑。用公式表示如下： （3.4） 式中：

24、 ——驅(qū)動輪路面法向反力，； ——驅(qū)動輪與地面間附著系數(shù)；一般取0.5~0.6。 更具所選車型：前軸承載kg；取0.5，代入公式3-4： 所以，一檔傳動比的選擇圍是： 故一檔傳動比為4.38。 3.1.3變速器各檔速比的配置 按等比級數(shù)分配五個檔傳動比，即： 3.1.4中心距 三軸式變速器，中心距A就是輸出軸與中間軸的位置差： 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)； ——發(fā)動機(jī)最大扭矩1； ——一檔傳動比為4.38； ——變速器傳動效率，取95%。 乘用車=8.9~9.3 （8.9~9.3

25、）=（8.9-9.3）8.91=79.30~82.87mm 通常乘用車中心距為60～80mm。 初取A=80mm。 3.1.5變速器的外形尺寸 變速器的橫向尺寸，有具體的齒輪布置和操作機(jī)構(gòu)確定。 轎車五檔變速器外形軸向尺寸為（3.0~3.4）A mm 初選長度為270mm。 3.1.6齒輪參數(shù)的選擇 1.模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵循如下原則： ①為了降低噪聲，則應(yīng)選用小模數(shù)，大齒寬； ②如果減輕質(zhì)量，與前者反之； ③從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)； ④模數(shù)的不同有利于提高強(qiáng)度； ⑤低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他檔位選用另一個一樣模數(shù)。 乘用車，更主

26、要的是降低工作噪聲；對于貨車，主要的減輕重量，故該參數(shù)可選得大些。 乘用車模數(shù)以該車排量作為主要參考，通過3.2可知，選取模數(shù)為，因?yàn)槌擞密囍饕墙档驮肼?，所以前進(jìn)檔所有檔均采用斜齒輪。 為了優(yōu)化制造工藝上，變速器中的各個結(jié)合套的模數(shù)是一樣的，取2~3.5之間。本設(shè)計取2.5。 2.壓力角 壓力角越小，則重合度更高，傳動平順性更好，噪聲更??；反之，輪強(qiáng)度更高。 國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，因此通常采用的壓力角是20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等不同值，一般選用30°的壓力角。為了加工方便，所以全部采用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。 3.螺旋角 螺旋角越大，齒

27、輪嚙合的重合度越高，所以工作更加平順、噪聲更低。 螺旋角在30°以增大時，輪齒強(qiáng)度相應(yīng)增大，如果還持續(xù)加大，接觸強(qiáng)度隨著上升，但彎曲強(qiáng)度會突降。 螺旋角選用圍： 乘用車變速器： 兩軸式變速器為20--30度 中間軸式變速器為22--34度 貨車變速器：18--26度 本次設(shè)計螺旋角初選30°. 要注意選擇斜齒螺旋角，目的是抵消軸上的對稱軸向力。所以，中間軸上的所有齒輪全部為右旋，其余軸的全部斜齒輪反過來，殼體就可以通過軸承蓋承受它的軸向力。 4.齒寬 齒寬則是對變速器的大部分參數(shù)都有影響。 齒輪寬度直接關(guān)系齒輪的承載能力，b越大，承載能力越高。實(shí)踐證明，齒寬

28、持續(xù)增大，達(dá)到一定值后，載荷分配會變得很不均勻，卻降低齒輪承載能力。所以，只要齒輪的強(qiáng)度達(dá)到要求，齒寬要適當(dāng)選擇小的，這樣也可以讓變速器的質(zhì)量減輕，軸向尺寸也相應(yīng)變小。 齒寬一般由齒輪模數(shù)來選定： 斜齒，取為6.0～8.5，本次取6.2 mm 5.齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)直接關(guān)系著齒輪的工作情況。齒頂高系數(shù)越小，齒輪重合度越小，而工作噪聲變大；輪齒受的彎矩降低，輪齒的彎曲應(yīng)力同樣相應(yīng)的變小。 由于齒輪加工精度提高，該系數(shù)一般取為1.00。如果齒輪嚙合的重合度，齒根強(qiáng)度要求提高，可根據(jù)實(shí)際要去大于1。 本設(shè)計取為1.00。 3.1.7各檔齒輪計算 中心距、螺旋角、模數(shù)等參數(shù)初步

29、確定后，依據(jù)檔數(shù)，傳動比和布置開始對各檔齒輪進(jìn)行計算。 圖3-1 五檔變速器示意圖 1.一檔齒數(shù)與傳動比的確定 一檔傳動比為： 確定一檔齒數(shù)，求出中間軸齒輪的傳動比，首先要求齒輪和， ——一檔齒數(shù)和， 直齒 斜齒 （3.5） 對于乘用車，中間軸上一擋齒數(shù)可在圍選取，本設(shè)計取，初選，， 代入公式（3.5）得到： 取整得46，則。 2.對中心距A進(jìn)行修正 取整得mm，為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。 3、常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數(shù)確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即：

30、 （3.6） 已知各參數(shù)如下： ； 代入式（3.6）得到： 取整： 所以一檔傳動比為： 4、二檔齒數(shù)的確定 已知： 由式 ——由上公式變形 （3.7） （3.8） 所以二檔傳動比為： 5、三檔齒數(shù)的確定 已知： 由式子 ——由上公式變形 （3.9） （3.10） 解得： 所以三檔傳動比為： 6、五檔齒數(shù)的確定 已知： 由式子 ——由上公式變形 （3.11）

31、（3.12） 解得： 所以五檔傳動比為： 7、倒檔齒數(shù)的確定 通常，倒檔和一檔的傳動比相似，在本設(shè)計中倒檔傳動比取4.29。而中間軸倒檔齒輪一般略小于一檔主動齒輪齒數(shù)，取。 一般，倒檔軸齒輪齒數(shù)為21~-23，這里=23。 由： 可計算出 中間軸、倒檔軸的距離為： 二軸與倒檔軸之間的距離確定： 取整75mm. 表3-4各檔齒輪的參數(shù) 一檔齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 五檔齒輪 常嚙合齒輪 倒檔齒輪 齒輪號 9 10 7 8 5 6 3 4 1 2 中間軸齒輪12 倒檔齒輪13 第二

32、軸齒輪11 齒數(shù) 30 16 25 21 20 26 12 34 14 32 14 23 26 分度圓 直徑 103.92 55.42 111.6 72.74 69.28 90.06 41.57 117.78 48.50 110.85 42 69 18 齒頂高 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 齒根高 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 全齒高 6.75 6.75

33、6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 3.2齒輪設(shè)計與計算 3.2.1齒輪材料的選擇原則 1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，齒輪傳動有不同的要求，所以材料的選擇也有不同的要求。對于一般動力傳輸齒輪，所用材料必須保證很高的強(qiáng)度和耐磨性，并且齒輪表面硬度要求很高，齒芯又比較軟。 2、選擇材料配對 如果硬度≤350HBS，，要求成對齒輪使用壽命差不多，大齒輪要求比小齒輪硬度略低30～50HBS。大、小輪用不同材料，可以使抗膠合能力得到提升，。 3、加工工藝與熱處理工藝 根據(jù)齒輪的大小有不

34、同的工藝要求，大尺寸通常用鑄鋼、鑄鐵；略小尺寸，用鍛鋼。小尺寸，要求不高，用圓鋼作毛坯。根據(jù)齒面的軟硬程度不同也有不同的工藝，軟齒面，一般用中碳合金鋼，先熱處理，后切齒；硬齒面，用低碳合金鋼，先切齒，后進(jìn)行表面淬火，得到齒面硬，輪芯韌，最后需進(jìn)行磨齒。一般進(jìn)行過滲氮處理，齒面不容易變形，不需要磨齒。 常嚙合齒輪因其傳遞轉(zhuǎn)矩大于其他軸的齒輪，且持續(xù)轉(zhuǎn)動，磨損多，都選擇硬齒面，小的齒輪20 GrMnTi滲碳處理之后再經(jīng)過淬火。大的齒輪，用40 Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火。一檔，受到的沖擊載荷更大，要求抗彎強(qiáng)度高。一檔所用齒輪與常嚙合齒輪相似；其他檔位小的用40 Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，大的用45號鋼調(diào)質(zhì)后表

35、面淬火。 3.2.2變速器齒輪強(qiáng)度校核 各軸的轉(zhuǎn)矩： 一軸轉(zhuǎn)距 N·mm 中間軸轉(zhuǎn)距=388.57N·mm 二軸各檔轉(zhuǎn)距： 一檔齒輪N·mm 二檔齒輪N·mm 三檔齒輪N·mm 五檔齒輪N·mm 1、斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計算 （3.13） 式中： ——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； ——節(jié)圓直徑（mm）； ——法向模數(shù)（mm）;為斜齒輪螺旋角； ——應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； ——齒面寬（mm）； ——法向齒距，； ——齒形系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得； ——重合度影響系數(shù)，=2.0。 圖3.2 齒型系數(shù)

36、圖 以上參數(shù)代入3-13得到： （3.13） 負(fù)荷計算選用發(fā)動機(jī)對應(yīng)輸入軸的最大轉(zhuǎn)矩，通常許用應(yīng)力大于180小于350MPa，而用直齒的倒檔齒輪為4 00～850MPa 1）一檔齒輪校核 已知參數(shù)： ，=2.0 N·mm N·mm 查齒形系數(shù)圖得：y=0.163 查齒形系數(shù)圖得：y=0.156 代入公式得 MPa MPa ，小于350Mpa，所以合格。 2）常嚙合齒輪彎曲強(qiáng)度校核 已知參數(shù)： ； N·mm,N·mm 查齒形系數(shù)圖得：y=0.132 查齒形系數(shù)圖得：y=0.146 代入公式（1.2）得 MPa MPa ，符合180

37、~350Mpa，故合格。 3）二檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核 已知參數(shù)： ， N·mm,N·mm 查齒形系數(shù)圖得：y=0.154 查齒形系數(shù)圖得：y=0.151 代入公式得 MPa MPa ，滿足180~350Mpa，故合格。 4）三檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核 已知參數(shù)： ， N·mm,N·mm 查齒形系數(shù)圖得：y=0.154 查齒形系數(shù)圖得：y=0.151； 代入公式得 MPa MPa ，滿足180~350Mpa，于是合格。 5）四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核 已知參數(shù)： ，； N·mm,N·mm 查齒形系數(shù)圖得：y=0.131 查齒形系數(shù)圖得：y=0..138

38、 代入公式得 ，滿足180~350Mpa，故合格。 2、直齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計算 本設(shè)計中僅倒檔為直齒輪傳 式中： ——彎曲應(yīng)力； ——圓周力（N），； ——應(yīng)力集中系數(shù)，為1.5； ——計算載荷（N·mm）； ——節(jié)圓直徑（mm）； ——摩擦力影響系數(shù) ——齒寬（mm）； ——端面齒數(shù)（mm），，為模數(shù)； ——齒形系數(shù)； 整理得： （3.14） 已知參數(shù)： ，主動齒輪為1.1，從動齒輪為0.9； N·mm 查齒形系數(shù)圖3.2得：； 代入公式得 在400-850圍，所以合格。 3

39、、斜齒輪齒輪接觸應(yīng)力 （3.15） 式中： ——輪齒接觸應(yīng)力（）； F ——齒面上的法向力（N），； F1 ——圓周力，； Tg ————計算載荷（N·mm）； ——節(jié)圓直徑（mm）； ——節(jié)點(diǎn)處壓力角； ——齒輪螺旋角； E ——齒輪材料的彈性模量（）； ——齒輪接觸寬度（mm）； ，——曲率半徑（mm）， 直齒，斜齒，； ——節(jié)圓半徑（mm）。 作用載荷就是第一軸上的載荷，許用接觸應(yīng)力見下表3-5： 表3-5變速器的許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 液體滲氮共滲齒輪 一檔、倒檔 1900——2000 950—

40、—1000 常嚙合、高檔 1300——1400 650——700 1）一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知條件： ， N·mm,N·mm ,N mm 將已知數(shù)據(jù)代入公式3.15得： ，都小于，所以合格。 （2）常嚙合齒輪接觸應(yīng)力校核 已知條件： ， N·mm,N·mm N,N mm 將已知數(shù)據(jù)代入公式3.15得到： ，都小于1300MPa，所以合格。 3）二檔齒輪 已知條件： ， N·mm,N·mm N N mm 將已知數(shù)據(jù)代入公式2.2得到： ，都小于1300——1400，所以合格。 4）三檔齒

41、輪 已知條件： ， N·m,N·m N N mm 將已知數(shù)據(jù)代入公式得到： ，小于1300-1400, 所以合格。 5）四檔齒輪 已知條件： ， N·m，N·m N N mm 將已知數(shù)據(jù)代入公式3.15得到： ，都小于1300——1400 ，所以合格。 4、直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知條件： N·m 將已知數(shù)據(jù)代入公式3.15得到： N N N mm ，,,均小于1900--2000，所以滿足設(shè)計要求。 3.3軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計 軸是用來傳遞扭距的關(guān)鍵部件，它也關(guān)系著整個變速器的使用壽

42、命，變速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。所以軸要具有很高的剛度和強(qiáng)度以滿足要求。如果剛度不足，軸會由于彎曲作用而變形， 直接影響齒輪能否正確嚙合。 3.3.1軸的工藝要求 輸出軸軸頸一般作為軸承滾道，必須有足夠的硬度，滿足HRC58～63圍。 如果軸選用高頻或滲碳鋼，螺紋部分不要淬硬，防止過脆產(chǎn)生裂紋。 如果軸有階梯形式，盡量使工藝簡單，階梯少。 綜合考慮軸選用材料為20 CrMnTi。 3.3.2初選軸的直徑 變速器的中心距明確，輸出與中間兩軸中部直徑為0.45*A， 最大直徑：輸出軸，中間軸，。 輸入軸花鍵部分直徑d： （3

43、.16） 式中： K ——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)； ——發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)距（N·mm）。 1）第二軸和中間軸中部直徑 =(0.45~0.6)mm 選取d=40mm 的取值： 2）中間軸長度初選： 3)第二軸長度初選： 4)第一軸長度初選：K=4.0-4.6 mm 5）軸最小直徑的確定 對實(shí)心軸，其強(qiáng)度條件為： （3.17） 式中： ——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩N·mm，=102N·m； ——軸的抗扭截面模量(mm3)； ——軸傳遞的功率（kw），=60kw； ——軸的轉(zhuǎn)速，=3000； ——許

44、用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（）： 表3-6 軸常用集中材料的與A值 軸的材料 Q235-A，20 Q237，35 （1C,18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn,38SiMnMo, 3Cr12,20CrMnTi / 15--25 20--35 25--45 35--55 A值 149-126 135-112 126-103 112-97 由式3.17得到軸直徑的計算公式： （3.18） 中間軸為合金鋼，通過表3.6查得A為100；P為90kw；。 代入式（3.18）得取為35mm。 3.4軸的強(qiáng)度校核 軸的受力如圖3-3所示：

45、圖3.3變速器受力圖 3.4.1軸的剛度驗(yàn)算 軸的尺寸已經(jīng)初步確定，軸剛度和強(qiáng)度便可以開始驗(yàn)算。為了得到輸入軸的支點(diǎn)反力，需要先求輸出軸的支點(diǎn)反力。檔位的不同，受力情況完全不同，故必須進(jìn)行所有檔位的驗(yàn)算。驗(yàn)算時，軸可以作為鉸接支承的梁。輸入軸上受到的轉(zhuǎn)矩取。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算，按《材料力學(xué)》的相關(guān)公式計算。只需對齒輪不同位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角計算。軸的受力如圖3-3所。 軸在垂直面，水平面，轉(zhuǎn)角為δ， （3.19） （3.20） （3.21） 式中： ——徑向力（N）； ——圓周力（N）； ——彈性模量（），=2.1×105； ——慣性

46、矩（mm4），對于實(shí)心軸，； ——直徑（mm），花鍵處取平均值； 、為齒輪到支點(diǎn)處、的長度（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸的撓度為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。轉(zhuǎn)角小于0.002rad。 圖3.4變速器的撓度和轉(zhuǎn)角 1）變速器在一檔工作時二軸和中間軸的剛度 第一軸軸上受力分析 N N N 中間軸軸上受力分析 N N N N N N 第二軸軸上受力分析 N N N 二軸軸剛度校核： 將各已知參數(shù)代入公式3.19得到： N,mm,mm,mm,mm 各已知參數(shù)代入公式（3.20），（

47、3.21）得到： mm mm rad 所以變速器第二軸在一檔工作時滿足剛度要求。 中間軸一檔處軸剛度校核： 各已知參數(shù)代入公式（3.19）得到： N,mm,mm,mm,mm 各已知參數(shù)代入公式（3.20），（3.21）得到： mm 所以變速器中間軸在一檔工作時滿足剛度要求。 中間軸常嚙合齒處軸剛度校核： 各已知參數(shù)代入公式（3.19）得到： N,mm,mm,mm,mm mm 各已知參數(shù)代入公式（3.20），（3.21）得到： mm mm rad 所以變速器在一檔時中間軸符合剛度要求。 （2）變速器在二檔工作時二軸和中間軸的剛度

48、 第一軸軸上受力分析： N N N 中間軸軸上受力分析： N N N N N N 第二軸軸上受力分析： N N N 二軸軸剛度校核： 各已知參數(shù)代入公式（3.19）得到： N, mm, mm, mm, mm mm 各已知參數(shù)代入公式（3.20），（3.21）得到： mm mm mm rad 所以變速器二軸在二檔工作時滿足剛度要求。 中間軸二檔處軸剛度校核： 各已知參數(shù)代入公式（3.19）得到： N,mm,mm,mm,mm, mm 各已知參數(shù)代入公式（3.20），（3.21）得到： mm 0.1067在mm 在圍所以符合要

49、求。 mm rad 3）變速器在三檔工作時二軸和中間軸的剛度 中間軸軸上受力分析： N N N N N N 第二軸軸上受力分析： N N N 二軸軸剛度校核 各已知參數(shù)代入公式（3.19）得到： N,mm,mm,mm,mm mm 各已知參數(shù)代入公式（3.20），（3.21）得到： mm mm mm rad 所以變速器二軸在三檔工作時滿足剛度要求。 中間軸三檔處剛度校核 各已知參數(shù)代入公式（3.19）得到： N,mm,mm,mm,mm, mm 各已知參數(shù)代入公式（3.20），（3.21）得到： mm mm mm rad

50、所以變速器在三檔時中間軸符合剛度要求。 （4）變速器在五檔工作時二軸和中間軸的剛度 中間軸軸上受力分析： N N N N N N 第二軸軸上受力分析： N N N 二軸剛度校核 各已知參數(shù)代入公式（3.19）得到： N,mm,mm,mm,mm, mm, 各已知參數(shù)代入公式（3.20），（3.21）得到： mm

51、, N N 第二軸水平面的支反力如圖2.2： 由得： N 由 得： N 第一軸垂直方向支反力如圖3-5： N 第一軸水平方向支反力如圖3-5： N 中間軸垂直方向支反力 由得： mm,mm,mm, N 由得： N 中間軸水平方向支反力 由得： N 由得： N （2）各軸的彎曲變形計算 齒輪受到徑向力和軸向力，受到這些力會產(chǎn)生彎曲變形，受到圓周力影響水平面產(chǎn)生彎曲變形。通過支反力和求得之后，計算、。其應(yīng)力為： （3.22） 式中：（N?m）； ——軸的直徑（mm）

52、 花鍵處取徑； ——抗彎截面系數(shù)（mm3）；. 在低檔工作時，400MPa。 變速器的一軸和中間軸用與齒輪一樣的材料，二軸用45號鋼。 一檔中間軸垂直方向彎矩計算 圖3-6 一檔中間軸垂直方向受力、剪力圖、彎矩圖 N,N,N mm,mm,mm 一檔中間軸垂直方向彎矩如圖： AB段 BC段 CD段 一檔中間軸水平方向彎矩計算： 圖3-7一檔中間軸水平方向受力圖、剪力圖、彎矩圖 N,N,N,N, mmmm,mm, CD段 BC段 AB段 N·mm 代入公式3.22得： ,所以符合設(shè)計要求。 一檔二軸垂直方向彎矩計算： 圖3-8 一

53、檔二軸垂直方向受力圖、剪力圖、彎矩圖 N,N,N , 一檔二軸水平方向彎矩計算： 圖3-9 一檔二軸水平方向受力圖、剪力圖、彎矩圖 N,N,N, N·mm 將計算結(jié)果代入公式（3.22）得： 所以符合要求。 3.5軸承選擇與壽命計算 軸承壽命的要求按下式計算。 （3.23） 式中：S=轎車30萬km，貨車與大客車25萬Km ，h 3.5.1輸入軸軸承的選擇與壽命計算 初選軸承型號 通過設(shè)計手冊得軸承30205 ；kn，kn。 1、變速器一檔工作時 N，N 軸承的徑向載荷：=2926.43N；N 軸承部軸向

54、力： 查得：Y=1.6 N N N 所以 N N 計算軸承當(dāng)量動載荷 查機(jī)械設(shè)計手冊得到 ，通過機(jī)械設(shè)計手冊得到； ，通過機(jī)械設(shè)計手冊得到 當(dāng)量動載荷： N N 為支反力。 h 表3-7 各檔相對工作時間或使用率 車型 檔 位 數(shù) 最高檔 傳動比 /% 變速器檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 轎 車 普通 級 以下 3 1 1 30 69 4 1 0.5 3 20 76.5 4 <1 1 8 23 68 中 級 以 上 3 1 1 22 7

55、7 4 1 0.5 2 10.5 87 4 <1 0.5 3 20 76.5 5 1 0.5 2 4 18.5 75 5 <1 0.5 2 15 57.5 25 根據(jù)表3-7，所以： h 所以軸承壽命滿足要求。 3.5.2輸出軸軸承的選擇與壽命計算 1、初選軸承型號 通過機(jī)械設(shè)計手冊： 右邊的軸承選用型號30205KN，KN 左邊的軸承選用型號30206KN，KN 變速器一檔工作時： 一檔齒輪上力為： N，N 軸承的徑向載荷：=2926.43N；N 部軸向力： 查得：Y=1.6 所以N N 2、

56、計算軸承當(dāng)量動載荷 查機(jī)械設(shè)計手冊得到 ，查機(jī)械設(shè)計手冊得到：； ，查機(jī)械設(shè)計手冊得到： 當(dāng)量動載荷： N N h 根據(jù)表3-7，于是 h 所以軸承壽命滿足要求。 圖3-10輸入軸 圖3-11 輸出軸 圖3-12 中間軸 圖3-13 三軸裝配圖 4 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計 4.1同步器設(shè)計 4.1.1同步器類型的選取 對于鎖環(huán)式同步器，軸向尺寸就比較大，同時具有很高的鎖止安全性，抵抗磨損能力也很強(qiáng)、嚙合傳遞性也很優(yōu)良。 滑塊式同步器運(yùn)轉(zhuǎn)可靠，機(jī)構(gòu)結(jié)實(shí)，布置會受到很大的限制，承載能力小，鎖止面容易磨損，所以通常用于輕型車。

57、鎖銷式同步器，摩擦面在外端，容易布置和調(diào)節(jié)，但機(jī)構(gòu)過長，而且鎖止面易摩損，通常用在中、重型貨車變速器。 外錐式同步器更大的摩擦力，同步過程可以極快的被完成。但造價高昂，常用在高級轎車中。 綜合衡量，本次設(shè)計選擇鎖環(huán)式同步器。 4.1.2接近尺寸和分度尺寸 慣性式同步器中:接近尺寸b和分度尺寸a，如圖3.10。a就是滑塊的側(cè)邊與鎖環(huán)缺口側(cè)面接觸時，二者中心線間的距離。b嚙合套齒與同步環(huán)接合齒軸向距離。 通常接近尺寸b=0.2～ 0.3m m。分度尺寸是接合齒的0.25倍的周節(jié)，=9.42. b和a可以使同步器處于要求鎖止位置，必須嚴(yán)格控制。 圖4-1 分度尺寸a與接近尺寸b

58、 1．嚙合套齒 2.滑塊 3.同步鎖環(huán) 4.齒輪接合齒 本設(shè)計中同步器：a=2.355；b=0.25。 4.1.3滑塊寬度、嚙合套缺口寬度 圖4-2示出嚙合套和同步環(huán)在鎖止面最優(yōu)接觸的正投影，用這個來確定轉(zhuǎn)動距離c。通過圖4.2可得如下關(guān)系: 式中： Rf-------接合齒分度圓半徑; Ru--------滑塊軸向移動后外半徑。 確定h后，因?yàn)镠=E: 圖4-2滑塊與缺口的轉(zhuǎn)動間隙 1.嚙合套 2.同步鎖環(huán) 3.滑塊 4.滑塊槽 同步器設(shè)計中 Ru=21.5mm Rf=22.5mm； 本文計算得：c=2.25mm； 當(dāng)

59、取h=9mm，此時可得E=13.5mm。 4.1.4同步器裝配間隙 同步器換檔應(yīng)該沒有沖擊，即使正常磨損，依然保持工作有效，同步器裝配尺寸選擇應(yīng)該合適。如圖4.3所示?；瑝K端隙δ1不能太大，如果δ1>δ2，就會使得換檔時摩擦錐面還沒有與嚙合套接觸，就與同步環(huán)齒端鎖止面相貼合，接近尺寸 Z<0，此時同步環(huán)卻是浮動的，就不會產(chǎn)生摩擦力矩，嚙合套迅速通過同步環(huán)，同步器就沒有鎖止作用。為了讓同步環(huán)即使受到一點(diǎn)磨損后，可以正常運(yùn)作，同步環(huán)的端面、接合齒端面保證適當(dāng)?shù)拈g隙δ2。通常取 δ1=0.5mm，δ2=1.5～2 mm。本次設(shè)計取δ2 =1.7mm。 圖4-3 同步器裝配尺寸確定 4.

60、2 同步鎖環(huán)主要尺寸確定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 螺紋槽螺線的頂部寬窄，影響它的油膜潤滑效果和磨損情況。圖4-34a適合于輕、中型汽車；圖4-3b可用于重型汽車。一般泄油槽數(shù)為6～12，寬度為3～4mm。 圖4-4 同步器螺紋槽形式 (2)錐面半錐角 摩擦錐面半錐角不能過小，否則容易自鎖，當(dāng)tan不會自鎖。通常=6°～8°。=6°時，摩擦力矩就很大了， 如果表面粗糙度達(dá)不到要求，會產(chǎn)生粘著現(xiàn)象；在=7°時極少產(chǎn)生。此次設(shè)計綜合考慮選擇7°。 (3)摩擦錐面平均半徑R R受到其他零件的尺寸，以與整體結(jié)構(gòu)布局的極大限制，R不能取大，否則限制同步環(huán)

61、厚度。在設(shè)計要求下R可取得適當(dāng)大些。 本次取R為50～60mm。 (4)錐面工作長度b （4-1） 綜合考慮b取5mm。 (5)同步環(huán)徑向厚度 徑向方向的厚度同樣受到其他零件和布局的約束，不應(yīng)過大，但前提是要求同步環(huán)具有足夠的強(qiáng)度。 乘用車同步環(huán)厚度比貨車小取得小，選用優(yōu)質(zhì)材料，并用先進(jìn)加工工藝，能夠加大材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。 此次同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。 (6)鎖止角 正確確定鎖止角，使得換檔的兩個部分之間角速度差為0才會換檔。鎖止角受到諸多要素影響，如摩擦因數(shù)、摩擦錐面、鎖止面的半徑以與錐面半錐角等。一般鎖止角是26°～46°。 本

62、次鎖止角取。 (7)同步時間t 同步器工作時，同步的時間小才是最好的。同步時間也受許多因素影響，如轉(zhuǎn)動慣量，摩擦面上受到的軸向力。軸向力越大大，同步時間越少。同步時間：乘用車高檔是0.15～0.30秒，低檔是0.50～0.80秒；貨車高檔是0.30～0.80秒，低檔是1.00～1.50秒。 4.3 同步器校核 4.3.1同步器同步時間校核 對乘用車和客車 F t=60N， （4-2） 式中η位換擋的傳動效率。 摩擦力矩Μm： （4-3

63、） 式中， Α-------摩擦錐面錐角 μ1------工作錐面間的摩擦系數(shù) R--------錐面的平均半徑 同步時的摩擦力矩方程式為 （4-4） Jr是一、二軸常嚙合齒輪同時轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)動慣量； 簡化計算 （4-5） We為發(fā)動機(jī)角速度。 根據(jù)車型相應(yīng)檔位的同步時間要求。 手柄力對轎車變速器高檔取60。 一擋（Ig為4.29）換入二檔（Ig為2.27）， 已知α為7°, β為30°，r為50，R為1.5，f為0.1，F(xiàn)=60N，r=500，，，計算公式得t=0.61s，符合低檔同步時間。 在四檔和五檔轉(zhuǎn)

64、換時計算的滿足要求。 圖4-5 同步器 4.4變速器的操縱機(jī)構(gòu) 4.4.1變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用 變速器操縱機(jī)構(gòu)作用是確保換擋時同步器和齒輪能夠按照要求的距離移動，從而達(dá)到需要檔位，堅決避免同時掛兩個檔。 4.4.2變速器操縱機(jī)構(gòu)的要求 1．要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。 a.互鎖的目的是變換要求的變速叉軸時，另外的變速桿叉軸不能移動，該裝置一般有如下幾種：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉(zhuǎn)動鎖止式、三向鎖銷式。 本次選用互鎖銷式，結(jié)構(gòu)如圖4-5所示。 b.自鎖裝置的主要用來定位，避免受到一點(diǎn)的作用力或者晃動而脫檔，確保嚙合齒輪以全齒長嚙合，駕駛員也會得到相應(yīng)的換擋反饋。 該

65、裝置中的鋼球被推入到槽里就能實(shí)現(xiàn)定位 c.在汽車行駛過程中，要避免錯掛倒擋，從而產(chǎn)生隱患和傳動系統(tǒng)的破壞，所以要設(shè)計相應(yīng)的安全裝置防止這種情況產(chǎn)生。倒檔鎖使駕駛員掛倒檔時產(chǎn)生強(qiáng)烈反饋，防止誤掛倒檔。 圖4-6 變速器自鎖與互鎖結(jié)構(gòu) 1.自鎖鋼球 2.自鎖彈簧 3.變速器蓋4.互鎖鋼球 5.互鎖銷 6.撥叉軸 4.4.3換檔位置 換檔位置最重要的原則是為了操縱方便。為此應(yīng)該注意以下三點(diǎn)： ㈠ 據(jù)換檔次序來安排位置 ； ㈡ 常用的檔一般放在中間，其它檔放在兩邊位置； ㈢ 為了防止誤掛倒檔，通常把倒檔放置在最邊上。 根據(jù)以上三點(diǎn)，本次設(shè)計變速

66、器的換檔位置如圖4-6所示： 圖4-7變速器的換檔位置 圖4-8 撥叉 圖4-9 部裝配圖 圖4-10 裝配圖 5. 結(jié) 論 變速器是汽車至關(guān)重要的一部分，隨著技術(shù)的高速發(fā)展，自動變速器越來越受到歡迎，但是由于手動變速器具有不可比擬的操縱體驗(yàn)，同時它的各項(xiàng)功能以與工藝已經(jīng)十分成熟。本次設(shè)計依據(jù)長城哈弗H3為原型，與之匹配的發(fā)動機(jī)型號為4G63S4M。針對此次設(shè)計的變速器，它的主要優(yōu)點(diǎn)是：通過大扭矩變化圍廣來滿足各種工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于操作，維修方便，通過同步器掛擋，使變速器換擋平穩(wěn)，噪聲較小，輪齒耐用。設(shè)計中采用了三軸式五檔手動機(jī)械變速器，達(dá)到高效節(jié)能目的。本次設(shè)計的主要成果和結(jié)論如下： 1.設(shè)計的手動變速器為5檔，采用三軸式。傳動比分別為4.29，2.72，1.16，1，0.75。倒檔傳動比為：4.29。 2.對各檔的齒輪和軸的強(qiáng)度進(jìn)行了校核，并且滿足設(shè)計要求。 3.進(jìn)行變速器的同步器設(shè)計，通過校核滿足要求。 4.對變速器操作機(jī)構(gòu)設(shè)計。 5.根據(jù)設(shè)計結(jié)果，對變速器各個零件建模，完成裝配。 設(shè)計過程采用了一些開放的標(biāo)準(zhǔn)