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畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書(shū)
學(xué)生姓名
喬鶴朋
系部
汽車(chē)工程系
專(zhuān)業(yè)、班級(jí)
車(chē)輛工程0893112班
指導(dǎo)教師姓名
閆春利
職稱(chēng)
副教授
從事
專(zhuān)業(yè)
車(chē)輛工程
是否外聘
▇是□否
題目名稱(chēng)
輕型貨車(chē)三軸五檔手動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
一、 設(shè)計(jì)（論文）目的、意義
變速器是汽車(chē)動(dòng)力傳遞的主要裝置之一，它通過(guò)改變傳動(dòng)比來(lái)使車(chē)輛適應(yīng)變化的行駛條件。當(dāng)車(chē)輛的裝載質(zhì)量較大，使用條件較復(fù)雜時(shí)為了保證車(chē)輛具有良好的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和加速性，需要擴(kuò)大傳動(dòng)比的范圍以適應(yīng)條件的變化。 現(xiàn)在雖然自動(dòng)變速器越來(lái)越多地被使用，但是由于手動(dòng)變速器的良好操縱性、經(jīng)濟(jì)性等還是被用在各種車(chē)型上。
本設(shè)計(jì)涉及到的專(zhuān)業(yè)課包括汽車(chē)設(shè)計(jì)、汽車(chē)?yán)碚?、汽?chē)構(gòu)造以及機(jī)械設(shè)計(jì)、工程材料等眾多專(zhuān)業(yè)基礎(chǔ)課和專(zhuān)業(yè)課，對(duì)于學(xué)生的本科學(xué)習(xí)做一個(gè)綜合的總結(jié)。通過(guò)本次設(shè)計(jì)，使學(xué)生掌握一種學(xué)習(xí)的方法，為以后的工作打下良好的基礎(chǔ)。
二、設(shè)計(jì)（論文）內(nèi)容、技術(shù)要求（研究方法）
本次設(shè)計(jì)是根據(jù)長(zhǎng)城輕型貨車(chē)的技術(shù)參數(shù)，設(shè)計(jì)一三軸式手動(dòng)變速器，設(shè)計(jì)內(nèi)容包括確定變速器傳動(dòng)方案，確定各擋傳動(dòng)比，對(duì)變速器主要零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，并對(duì)齒輪及軸進(jìn)行強(qiáng)度校核。學(xué)生利用所學(xué)過(guò)的知識(shí)，正確繪出二維CAD圖，完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)，運(yùn)用CATIA軟件對(duì)變速器進(jìn)行三維建模并進(jìn)行虛擬裝配。
1、汽車(chē)變速器的概述及其方案的確定
2、變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)
3、變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇
4、變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核
5、變速器同步器的設(shè)計(jì)
該貨車(chē)的主要技術(shù)參數(shù)如下：
發(fā)動(dòng)機(jī)：總排量2378ml，最大功率100kW, 最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速5250r/min, 最大扭矩200N.m, 最大扭矩時(shí)轉(zhuǎn)速3000r/min，最高車(chē)速140Km/h。
主要質(zhì)量參數(shù)：整備質(zhì)量1620kg, 滿(mǎn)載質(zhì)量2425kg。
幾何參數(shù)：總長(zhǎng)5060mm, 總寬1720mm, 高1675mm, 軸距3050mm。
三、設(shè)計(jì)（論文）完成后應(yīng)提交的成果
（一）計(jì)算說(shuō)明部分
設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)不少于1.2萬(wàn)
（二）圖紙部分
1、變速器裝配圖 A0 1張
2、利用CATIA軟件完成三維實(shí)體建模。
四、設(shè)計(jì)（論文）進(jìn)度安排
2011.10.9~2011.10.20 進(jìn)行調(diào)研，查相關(guān)資料，撰寫(xiě)《開(kāi)題報(bào)告》。
2011.10.21 畢業(yè)設(shè)計(jì)開(kāi)題答辯。
2011.10.22～2011.11.17 按要求完成總體設(shè)計(jì)方案、初步計(jì)算及繪制草圖。
2011.11.18 老師檢查完成進(jìn)度情況。
2011.11.19～2011.11.24 完成設(shè)計(jì)草圖。
2011.11.25 進(jìn)行中期檢查。
2011.11.26～2011.12.09 繪制正式圖紙及完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)草稿。
2011.12.10～2011.12.19 學(xué)生上交畢業(yè)設(shè)計(jì)材料。
2011.12.20 ～2011.12.26 老師對(duì)畢業(yè)設(shè)計(jì)進(jìn)行評(píng)審。
2011.12.28、29 畢業(yè)設(shè)計(jì)答辯。
2011.12.30、31 提交所有畢業(yè)設(shè)計(jì)材料。
五、主要參考資料
[1] 劉海江，于信匯，沈 斌.汽車(chē)齒輪[M].上海：同濟(jì)大學(xué)出版社，1998：204-230.
[2] 高維山.變速器[M].北京：人民交通出版社，1990：23-35.
[3] 王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006：257—285.
[4] 余志生.汽車(chē)?yán)碚?北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006年：89.
[5] 陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造（下），機(jī)械工業(yè)出版社：2005年8月，第四版.293—294.
[6] 劉品，李哲.機(jī)械精度設(shè)計(jì)與檢測(cè)基礎(chǔ).哈爾濱：哈爾濱工業(yè)出版社，2005：51—55.
[7] 劉惟信.汽車(chē)設(shè)計(jì).北京：清華大學(xué)出版社，2001：450—461.
[8] Yolaro Halamura et al.Actual conceptual design process for an intelligent machining center[J].Annals of the CIRP, 1995(44)：123-128.
[9] 龔桂義.漸開(kāi)線(xiàn)圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 1992：56-58.
[10] 鄭修木，馮冠大.機(jī)械制造工藝學(xué)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1998.
六、備注
指導(dǎo)教師簽字：
年 月 日
教研室主任簽字：
年 月 日
哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
摘要
變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，作用是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車(chē)獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋和倒擋。需要時(shí)變速器還有動(dòng)力輸出功能。
因?yàn)樽兯傧湓诘蜋n工作時(shí)有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼體的結(jié)構(gòu)有關(guān)系。一般通過(guò)控制軸的長(zhǎng)度即控制檔數(shù)，來(lái)保證變速箱有足夠的剛性。
本文設(shè)計(jì)研究了三軸式五擋手動(dòng)變速器，對(duì)變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并進(jìn)行了強(qiáng)度校核，對(duì)一些標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行了選型。變速器的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)。簡(jiǎn)單講述了變速器中各部件材料的選擇。
關(guān)鍵字 ：變速器；擋數(shù)；傳動(dòng)比；齒數(shù)；軸
Abstract
Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function.
Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid.
This paper describes the design of three-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice.
Keywords： block; Transmission ratio; Teeth; Axis
目錄
摘要 I
第1章 緒論 1
第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置 2
2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 2
2.1.1固定軸式變速器 2
2.1.2 倒擋布置方案 5
2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析 6
2.2.1 齒輪形式 6
2.2.2 換擋機(jī)構(gòu)形式 6
2.2.3 變速器軸承 7
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 9
3.1 中心距A 9
3.2齒輪參數(shù)的選取 11
3.2.1 模數(shù) 11
3.2.2 壓力角 11
3.2.3 螺旋角的選取 12
3.2.4 齒寬b 12
3.2.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 13
3.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算 13
3.3.1確定一檔齒輪的齒數(shù) 14
3.3.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 15
3.3.3確定其他檔位的齒數(shù) 16
3.3.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) 16
3.4求各擋齒輪的變位系數(shù)并進(jìn)行修正 17
第4章 齒輪校核 22
4.1計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 22
4.2輪齒強(qiáng)度計(jì)算 22
4.2.1直齒輪彎曲應(yīng)力 23
4.2.2斜齒輪彎曲應(yīng)力 24
4.2.3計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 25
4.2.4計(jì)算二檔齒輪7，8的彎曲應(yīng)力 26
4.2.5齒輪接觸應(yīng)力 26
4.2.6計(jì)算一檔齒輪9，10的接觸應(yīng)力 27
4.2.7計(jì)算二檔齒輪7，8的接觸應(yīng)力 28
4.2.8計(jì)算倒檔齒輪11與齒輪9接觸應(yīng)力 28
第5章 軸的設(shè)計(jì)及校核 30
5.1軸的工藝要求 30
5.2軸的強(qiáng)度計(jì)算 30
5.2.1初選軸的直徑 30
5.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 31
5.2.3一擋齒輪的各個(gè)分力 31
5.2.4軸的強(qiáng)度校核 32
5.2.5軸的剛度校核 32
第6章 同步器的選擇 34
6.1 慣性式同步器 34
6.1.1 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu) 34
6.1.2鎖環(huán)式同步器的工作原理 35
6.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 36
6.2主要參數(shù)的確定 37
6.2.1摩擦因數(shù)f 37
6.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定 37
6.2.3鎖止角 39
6.2.4同步時(shí)間 39
6.2.5轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算 39
第7章 變速器操縱機(jī)構(gòu)的選擇和箱體設(shè)計(jì)原則 40
7.1變速器操縱機(jī)構(gòu)的選擇 40
7.2變速器箱體設(shè)計(jì)原則 40
結(jié)論 42
致謝 43
參考資料 44
44
第1章 緒論
變速器是用來(lái)改變改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車(chē)獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，，可在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)，汽車(chē)滑行或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車(chē)獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。
對(duì)變速器提出如下要求：
1、保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。
2、設(shè)置空擋，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。
3、設(shè)置倒擋，使汽車(chē)能倒退行駛。
4、設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要是能進(jìn)行功率輸出。
5、換檔迅速、省力、方便。
6、工作可靠。汽車(chē)行使過(guò)程中，變速器不得跳擋、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、變速器的工作燥聲低。
除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)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。
滿(mǎn)足汽車(chē)必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比有關(guān)。汽車(chē)工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。
變速器由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)可按前進(jìn)擋數(shù)或軸的形式分類(lèi)。
在原有變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)基礎(chǔ)上，再附加一個(gè)副箱體，這就在結(jié)構(gòu)變化不大的基礎(chǔ)上，達(dá)到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來(lái)，變速器操縱機(jī)構(gòu)有向自動(dòng)操作方向發(fā)展的趨勢(shì)。
第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置
機(jī)械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車(chē)上得到廣泛的應(yīng)用。
2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析
2.1.1固定軸式變速器
1．兩軸式變速器
固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器得到廣泛應(yīng)用。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)上。
與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點(diǎn)，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，故傳動(dòng)效率高同時(shí)燥聲也低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高檔工作時(shí)齒輪和軸承均承載，不僅工作燥聲增大，容易損壞，還有，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器與一擋速比不可能設(shè)計(jì)的很大。對(duì)于前進(jìn)擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反;而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同。
圖2－1示出用在發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的乘用車(chē)上的兩軸式變速器傳動(dòng)方案。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器采用弧錐齒輪或準(zhǔn)雙曲面齒輪，發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒擋傳動(dòng)常用滑動(dòng)齒輪，其它擋位均采用常嚙合齒輪傳動(dòng)。
圖2.1 兩軸式變速器傳動(dòng)方案
2. 中間軸式變速器
中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的客車(chē)上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支撐在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上,第一軸上的花鍵用來(lái)裝設(shè)離合器的從動(dòng)盤(pán),而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬(wàn)向節(jié)連接。
圖2-2分別示出了幾種中間軸式變速器的傳動(dòng)方案。各種傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)是:變速器的第一軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸支撐在第一軸的后端的孔內(nèi),并且保持兩軸軸線(xiàn)在同一直線(xiàn)上,經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋,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)到90%以上,噪聲低,齒輪和軸承的磨損減少。因?yàn)橹苯訐醯睦寐室哂谄渌鼡跷?因而提高了變速器的使用壽命;在其它前進(jìn)擋位工作時(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不大的條件下,一擋仍然有較大的傳動(dòng)比;檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng),擋位低的齒輪的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng),多數(shù)傳動(dòng)方案中除一擋以外的其它擋位的換檔機(jī)構(gòu),均采用同步器或嚙合套換擋,少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋,還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。
在除直接擋以外的其它擋位工作時(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)。
在擋數(shù)相同的情況下,中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù),軸的支撐方式,換擋方式和倒擋傳動(dòng)方案以及擋位布置順序上有差別。
圖2.2 中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案
如圖2－2中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案中,圖a所示方案中,除倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋外,其余各擋為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖b、c所示的方案的各前進(jìn)擋均采用常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖a所示方案中的一擋,倒擋和圖b所示方案中的倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋,其余各擋均為常嚙合齒輪。
以上各方案中,凡采用嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位,其換擋方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)現(xiàn)。同一變速器中,有的擋位用用同步器換擋,有的擋位用嚙合套換擋,那么一定是擋位高的用同步器換擋,擋位低的用嚙合套換擋。
發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的承用車(chē)采用中間軸式變速器,為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度,將第二軸加長(zhǎng)置于附加殼體內(nèi),如果在附加殼體內(nèi)布置倒擋傳動(dòng)齒輪和換擋機(jī)構(gòu),還能減少變速器主體部分的外形尺寸及提高中間軸和輸出軸的剛度。
變速器用圖2－2c所示的多支撐結(jié)構(gòu)方案,能提高軸的剛度。這時(shí)如用在軸的平面上可分開(kāi)的殼體,就能很好的解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問(wèn)題。圖2－2 c所示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài),同時(shí)一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里,而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。
本次設(shè)計(jì)我設(shè)計(jì)的是發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的輕型貨車(chē)變速器，通過(guò)對(duì)上述方案的分析，決定采用中間軸式變速器。
2.1.2 倒擋布置方案
與前進(jìn)擋相比，倒擋使用率不高，而且都是在停車(chē)狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動(dòng)齒輪方式換擋。為了實(shí)現(xiàn)倒擋傳動(dòng)，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動(dòng)路線(xiàn)中 加入一個(gè)中間傳動(dòng)齒輪的方案。
圖2.3倒擋布置方案
圖2－3為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖2－3b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間周的長(zhǎng)度；但倒擋時(shí)要求有兩隊(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使倒擋困難，圖2－3c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2－3d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)作了修改，因而取代了圖2－3c 所示方案。圖2－3e所示方案是將中間軸上的一倒擋齒輪做成一體，將齒寬加長(zhǎng) 。圖2－3f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長(zhǎng)度，有的貨車(chē)倒擋傳動(dòng)采用圖2－3g所示方案；其缺點(diǎn)是一，倒擋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。
變速器的一擋或倒擋因傳動(dòng)比大，工作時(shí)在齒輪上作用的力也大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，無(wú)論使兩軸式變速器還是中間軸式變 速器的一擋與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良狀況， 然后按照從低擋到高擋的三順序布置各擋齒輪，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靠近軸的支撐處。 倒擋設(shè)置在變速器的左側(cè)或右側(cè)，在結(jié)構(gòu)上均能實(shí)現(xiàn)，不同之處是掛倒擋時(shí)駕駛員移動(dòng)變速桿的方向改變了。為防止以外掛如倒擋，一般在掛倒擋時(shí)設(shè)有一個(gè)掛倒擋時(shí)需要克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來(lái)提醒駕駛員注意。
2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析
2.2.1 齒輪形式
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。
與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對(duì)軸承不利。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)使常嚙合齒輪齒數(shù)增加，導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。本次設(shè)計(jì)全部采用斜齒圓柱齒輪。
2.2.2 換擋機(jī)構(gòu)形式
變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪，嚙合套，和同步器換擋三種形式。
汽車(chē)行駛時(shí)，因變速器內(nèi)各轉(zhuǎn)動(dòng)齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動(dòng)直齒齒輪方式換擋，會(huì)在齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅是齒輪端部磨損加劇并過(guò)早損壞，同時(shí)使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使承坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)才能使換擋時(shí)齒輪無(wú)沖擊，并克服上述缺點(diǎn)；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒滑動(dòng)齒輪換擋時(shí)，換擋行程長(zhǎng)也是它的缺點(diǎn)。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造，拆裝與維修工作容易，并能減少變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩，但除一擋，倒擋外已很少使用。
當(dāng)變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時(shí)，可以用移動(dòng)嚙合套換擋。這時(shí)，不僅換擋行程短，同時(shí)因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以它們都不會(huì)過(guò)早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員又熟練的操作技術(shù)。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車(chē)變速器上應(yīng)用。這是因?yàn)橹匦拓涇?chē)擋位間的公比較小，則換擋機(jī)構(gòu)連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器換擋比較還有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造容易，能降低制造成本及減少變速器長(zhǎng)度等有點(diǎn)。
使用同步器能保證迅速，無(wú)沖擊，無(wú)噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車(chē)的加速性，燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它油結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向 尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛的應(yīng)用。
利用同步器或嚙合套換擋，其擋位行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程短。在滑動(dòng)齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，要求換入不同擋位的變速桿行程應(yīng)盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實(shí)現(xiàn)這一點(diǎn)。
我采用的換擋機(jī)構(gòu)形式是除了一擋和倒擋采用嚙合套換擋之外，其余各擋均采用同步器換擋。
2.2.3 變速器軸承
作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的變速器軸支撐在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應(yīng)安置軸承。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。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種類(lèi)型的軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。
汽車(chē)變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小的特點(diǎn)，采用尺寸大寫(xiě)的軸承受結(jié)構(gòu)限制，常在布置上油困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來(lái)承受軸向力和徑向力。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間，常采用一端有密封圈的球軸承來(lái)承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后不軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。由于變速器向輕量化方向發(fā)展的需要，要求減少變速器中心距，這就影響倒軸承外徑的尺寸。為了保證軸承有足夠的壽命，可選用能承受一定軸向力的無(wú)保持架的圓柱滾子軸承。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由困難時(shí)，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，而 后端采用外圈由擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。圓錐滾子軸承因有直徑較小、寬度較寬，因而容量大，可承受高負(fù)荷和通過(guò)對(duì)軸承預(yù)緊能消除軸向竄動(dòng)等優(yōu)點(diǎn)，故在一些變速器上得到應(yīng)用。圓錐滾子軸承也有裝配后需要調(diào)整預(yù)緊，使裝配麻煩且磨損后軸易歪斜，從而影響齒輪正確嚙合等一些缺點(diǎn)。當(dāng)采用錐軸承時(shí)，要注意軸承的預(yù)緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙而使中間軸歪斜。導(dǎo)致齒輪不能正確嚙合而損壞。因此。錐軸承不適合用在線(xiàn)性系數(shù)比較大的鋁合金殼體上。
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。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6-20mm。
滾針軸承、滑動(dòng)軸套主要用在用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。滾針軸承有滾動(dòng)摩擦損失小、傳動(dòng)效率高、經(jīng)向配合間隙小、定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點(diǎn)?；瑒?dòng)軸套的經(jīng)向間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加。滑動(dòng)軸套的優(yōu)點(diǎn)是制造容易、成本低。第二軸的兩端采用深溝球軸承，第二軸中和齒輪配合的軸承采用滾針軸承，中間軸兩端采用深溝球軸承。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇
3.1 中心距A
對(duì)中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線(xiàn)之間的距離稱(chēng)為變速器的中心距A。對(duì)兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線(xiàn)之間的距離稱(chēng)為變速器的中心距A。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對(duì)齒輪的接觸強(qiáng)度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證齒輪必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過(guò)小而影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過(guò)少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過(guò)小，會(huì)使變速器長(zhǎng)度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。
對(duì)于中間軸式初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下述公式計(jì)算
A=K (3.1)
式中，A為中心距（mm）；K為中心距系數(shù)，貨車(chē)取K＝8.6－9.6；為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；為變速器一擋傳動(dòng)比；為變速器傳動(dòng)效率，取96％。
分析該車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)及相關(guān)參數(shù)：該車(chē)為輕型載貨汽車(chē)，參考相關(guān)車(chē)型，選擇輪胎型號(hào)為：。
按下試計(jì)算輪胎半徑：
(3.2)
其中λ=0.10-0.12；
取λ=0.11代入數(shù)據(jù)得 351.75 mm
其中K＝9.0 ， ＝200N·m ，＝4
檔位數(shù)和傳動(dòng)比：
根據(jù)公式： （3.3）
求得主減速比=6.22
再根據(jù)式 （3.4） 確定一檔傳動(dòng)比。
其中：=23765N
=0.2
=16.7
=351.75mm
=200N·M
=6.22
=0.9
得3.576
根據(jù)車(chē)輪與路面附著條件確定一檔傳動(dòng)比：
(3.5)
為汽車(chē)滿(mǎn)載時(shí)靜止于水平路面驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷，參考同類(lèi)車(chē)型=23765N, 為道路附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0.5-0.6，在此取0.6。
代入數(shù)據(jù)得4.2
初選一檔傳動(dòng)比為=4
其他各檔傳動(dòng)比按等比數(shù)列來(lái)分配：則=2.67， =1.78，
=1.19, =0.8
把一檔傳動(dòng)比代入中心距公式計(jì)算變速器中心距：
A=82.42mm
圓整后取A=83mm 。
3.2齒輪參數(shù)的選取
3.2.1 模數(shù)
齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。
在變速器中心距相同的的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲、所以為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；減少乘用車(chē)齒輪工作噪聲又較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選的小些。
表3.1 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)
車(chē)型
微型、輕型轎車(chē)
中級(jí)轎車(chē)
中型貨車(chē)
重型汽車(chē)
2.25-2.75
2.75-3
3.50-4.5
4.50-6
由于設(shè)計(jì)車(chē)型為輕型貨車(chē)，所以取=3。
3.2.2 壓力角
齒輪壓力角較小時(shí)。重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和推出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時(shí)，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。試驗(yàn)證明：對(duì)于直齒輪，壓力角為28°時(shí)強(qiáng)度最高，超過(guò)28°時(shí)強(qiáng)度增加不多；對(duì)于斜齒輪，壓力角為25°時(shí)強(qiáng)度最高。因此理論上對(duì)于乘用車(chē)，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(duì)商用車(chē)，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
實(shí)際上，因國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為20°。在這次設(shè)計(jì)中我選用壓力角＝20°。
3.2.3 螺旋角的選取
選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對(duì)齒輪工作噪聲的、齒輪的強(qiáng)度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲低。試驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)的提高。不過(guò)當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。斜齒輪的螺旋角一般在20°到30°之間。
3.2.4 齒寬b
在選擇齒寬時(shí)，應(yīng)該注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度均有影響。
考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的有點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會(huì)使齒寬方向受力不均勻造成便載，導(dǎo)致承載能力降低，并載齒寬
方向磨損不均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：
斜齒b=,為齒寬系數(shù)取為7.0－8.6
直齒=4.4-7.0
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸線(xiàn)長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。對(duì)于模數(shù)相同的各擋，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。
3.2.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則
齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要環(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，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。
齒輪變位主要有兩類(lèi)：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。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)度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)使不能同時(shí)增加一對(duì)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。角度變位即具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。
由幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各擋傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合的齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪由相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。對(duì)于斜齒輪傳動(dòng)，可以通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。我在齒輪設(shè)計(jì)中齒輪沒(méi)有達(dá)到根切，采用改變螺旋角大小的方法來(lái)保證中心距，所以沒(méi)有采用齒輪變位。
3.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比不應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。
一檔和倒檔采用直齒輪，其余采用斜齒，同取m=3mm。
結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下：
圖3.1 變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
3.3.1確定一檔齒輪的齒數(shù)
一檔傳動(dòng)比
（3.6）
為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和
（3.7）
其中 A =83mm、m =3；故
有=54.9，取整，得55。
根據(jù)輕型貨車(chē)三軸式變速器可知，=14~18
此處取=14，則可得出=41。
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（3.7）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)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。
這里修正為51，則根據(jù)式（3.7）反推出A=83mm。
3.3.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比
(3.8)
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
（3.9）
由此可得：
（3.10）
而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： ②
① 與②聯(lián)立可得：=20、=28。
3.3.3確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動(dòng)比
（3.11）
而 ，故有：
③
（3.12） 對(duì)于斜齒輪，
故有： ④
③ 聯(lián)立④得：。
按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪
。
3.3.4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。倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)和一檔主動(dòng)齒輪10相近，取14。
3.4求各擋齒輪的變位系數(shù)并進(jìn)行修正
各擋齒輪的變位系數(shù)根據(jù)變位系數(shù)線(xiàn)圖來(lái)選取：
圖3.2變位系數(shù)線(xiàn)圖
一擋： =82.5 A=83 ≠A
進(jìn)行角度變位：
則計(jì)算得=20.9328
則計(jì)算得
通過(guò)選擇變位系數(shù)線(xiàn)圖查得：
由u= 則在線(xiàn)圖的左側(cè)可以查得：，則
則
則：（1.0+0.35-0.013）3=4.011
（1.0+0.75-0.35）3=4.2
123
131.022
114.6
（1.0-0.17-0.013）3=2.451
（1.0+0.75+0.17）3=5.76
42
30.48
二擋： β取20° = A=83 A
無(wú)需進(jìn)行角度變位：ζ=0
則：1.03=3
（1.0+0.75）3=5.25
114.46
97.96
3
（1.0+0.75）3=5.25
63.42
46.92
三擋： β取20° =83 A=83 A
無(wú)需進(jìn)行角度變位：ζ=0
則：1.03=3
（1.0+0.75）3=5.25
82.01
1.03=3
（1.0+0.75）3=5.25
79.37
62.87
四擋： β取20° =83 A=83 A
無(wú)需進(jìn)行角度變位：ζ=0
則：1.03=3
（1.0+0.75）3=5.25
1.03=3
（1.0+0.75）3=5.25
五擋： β取30° =83 A=83 A
無(wú)需進(jìn)行角度變位：ζ=0
則：1.03=3
（1.0+0.75）3=5.25
1.03=3
（1.0+0.75）3=5.25
倒檔：
1.03=3
（1.0+0.75）3=5.25
42
31.5
第4章 齒輪校核
齒輪損壞形式主要有：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動(dòng)換擋齒輪端部被破壞及齒面膠合。
齒輪常出現(xiàn)輪齒彎曲折斷，需校核輪齒強(qiáng)度與齒面接觸應(yīng)力。
4.1計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩
發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為200N.m，最高轉(zhuǎn)速5250r/min，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率96%。
輸入軸 ==200N·m
輸出軸 ==200×0.96×0.99=190.08N·m
倒擋軸 =190.08×0.96×0.99×4=722.61N·m
4.2輪齒強(qiáng)度計(jì)算
本次強(qiáng)度計(jì)算只計(jì)算一檔，二檔，和倒檔，因?yàn)橐粰n齒輪和二檔齒輪受力較大，如果這兩個(gè)齒輪符合，其余檔位的齒輪就符合要求。
輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算
4.2.1直齒輪彎曲應(yīng)力
圖4.1 齒形系數(shù)圖
（4.1）
式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；
—計(jì)算載荷（N.mm）；
—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；
—摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；
—齒寬（mm）；
—模數(shù)；
—齒形系數(shù)，如圖4.1。
荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋，直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車(chē)可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。
計(jì)算倒擋齒輪11的彎曲應(yīng)力
=14 =0.127，
=
=518.236MPa<400～850MPa
4.2.2斜齒輪彎曲應(yīng)力
（4.2）
式中：—計(jì)算載荷（N·mm）；
—法向模數(shù)（mm）；
—齒數(shù)；
—斜齒輪螺旋角（°）；
—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；
—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；
—齒寬系數(shù)=7.6
—重合度影響系數(shù)，=2.0。
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車(chē)常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車(chē)為100～250MPa。
4.2.3計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力
=14，，，
=
=150.83MPa<100～250MPa
=
=633.4MPa<400～850Mpa
4.2.4計(jì)算二檔齒輪7，8的彎曲應(yīng)力
, ,
=156.642MPa<100～250Mpa
=71.318MPa<100～250Mpa
4.2.5齒輪接觸應(yīng)力
（4.3）
式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；
—計(jì)算載荷（N.mm）；
—節(jié)圓直徑(mm)；
—節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）；
—齒輪材料的彈性模量（MPa）；
—齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)；
、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；
、—主、從動(dòng)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(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表4.1。
彈性模量=210 。
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
4.2.6計(jì)算一檔齒輪9，10的接觸應(yīng)力
mm，
mm
=21.03
=7.18
=984.51MPa<1900～2000Mpa
=1684.79MPa<1900～2000MPa
4.2.7計(jì)算二檔齒輪7，8的接觸應(yīng)力
mm，
mm
=21.02
=11.13
=898.8MPa<1300～1400MPa
=1235.26MPa<1300～1400MPa
4.2.8計(jì)算倒檔齒輪11與齒輪9接觸應(yīng)力
mm
mm
=7.18
=21.03
=1684.79MPa<1900～2000Mpa
=984.51MPa<1900～2000Mpa
齒輪材料為20CrMnTi,其表面滲碳處理：Mn=m=3,滲碳層：0.8～1.2mm
齒輪表面硬度為：HRC58～63,心部硬度：HRC33～48.
第5章 軸的設(shè)計(jì)及校核
5.1軸的工藝要求
倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。
對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。
對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。
對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。
5.2軸的強(qiáng)度計(jì)算
本次計(jì)算只計(jì)算一檔齒輪處的軸的強(qiáng)度，因?yàn)橐粰n時(shí)受力最大，如果符合強(qiáng)度要求，則其余也符合
5.2.1初選軸的直徑
此為一檔齒輪所在輸出軸上有花鍵的部分，去掉花鍵部分的直徑d=42mm
5.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖5.1第二軸結(jié)構(gòu)圖
由圖5.1可知，支撐點(diǎn)距離為250mm,一擋齒輪到兩支點(diǎn)的距離分別為：47mm，203mm。
5.2.3一擋齒輪的各個(gè)分力
軸的受力簡(jiǎn)圖如圖5.2所示：
圖5.2受力簡(jiǎn)圖
123mm
5.2.4軸的強(qiáng)度校核
則在水平面上：×250=×47=890.10N
在豎直面上：＇==10562.6N
則水平面上受到的力矩：Mc=180690.3N.mm
豎直面上受到的力矩為：Ms=2640650.39N.mm
該軸所受的彎矩為：T=181904.76N.mm
故危險(xiǎn)截面受到的合成彎矩為：=2653068.565N.mm
在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下，軸的應(yīng)力應(yīng)為：
=364.75Mpa<400Mpa
故軸的強(qiáng)度符合要求
5.2.5軸的剛度校核
若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（5.1）、（5.2）、（5.3）計(jì)算
（5.1）
（5.2）
（5.3）
式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；
—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；
—彈性模量（MPa），=2.1×105MPa；
—慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；
、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；
—支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為mm。
軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。
故該軸符合剛度條件，該軸合格。
第6章 同步器的選擇
同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡(jiǎn)單，但有不能保嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點(diǎn)，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。
6.1 慣性式同步器
慣性式同步器能做到換擋時(shí)，在兩換擋元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換擋，因而能很好地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)同步器的基本要求。
按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷(xiāo)式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。
6.1.1 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)
如圖6.1所示，鎖環(huán)示同步器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱(chēng)為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑快壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑快凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來(lái)?yè)Q擋的零件保持在中立位置上?；靸啥松烊腈i環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑快寬一個(gè)接合齒。
圖6.1 鎖環(huán)式同步器
1、4-鎖環(huán)；2-滑塊；3-彈簧圈；5、8-齒輪；6-嚙合套座；7-嚙合套
6.1.2鎖環(huán)式同步器的工作原理
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)滑快和鎖環(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，并由滑快予以定位。接下來(lái)，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器處在鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔哪個(gè)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)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過(guò)程結(jié)束，完成了換檔過(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)，嚙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，完成換檔。
鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點(diǎn)，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(huì)因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車(chē)和總質(zhì)量不大的貨車(chē)變速器中。
6.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定
接近尺寸，同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時(shí)，且嚙合套相對(duì)滑塊作軸向移動(dòng)前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離，稱(chēng)為接近尺寸。尺寸應(yīng)大于零，取=0.2～0.3mm。
分度尺寸，滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時(shí)，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線(xiàn)間的距離，稱(chēng)為分度尺寸。尺寸應(yīng)等于1/4接合齒齒距。
尺寸和是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應(yīng)予以控制。
滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離，滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)的轉(zhuǎn)動(dòng)距離影響分度尺寸。滑塊寬度、滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離與缺口寬度尺寸之間的關(guān)系如下
（6.1）
滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離與接合齒齒距的關(guān)系如下
（6.2）
式中 —滑塊軸向移動(dòng)后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）；
—接合齒分度圓半徑。
滑塊端隙，滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同時(shí)，嚙合套端面與鎖環(huán)端面之間的間隙為，要求＞。若＜，則換擋時(shí)，在摩擦錐面尚未接觸時(shí)，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸＜0，此刻因鎖環(huán)浮動(dòng)，摩擦面處無(wú)摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過(guò)同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證＞0，應(yīng)使＞，通常取=0.5mm左右。
鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙，并可稱(chēng)之為后備行程。
預(yù)留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會(huì)因摩擦而磨損，并在下來(lái)的換擋時(shí)，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動(dòng)。隨著磨損的增加，這種移動(dòng)量也逐漸增多，導(dǎo)致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會(huì)在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達(dá)到許用磨損的范圍，同步器也會(huì)因失去摩擦力矩而不能實(shí)現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設(shè)計(jì)不當(dāng)而影響同步器壽命。一般應(yīng)去=1.2～2.0mm。
在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應(yīng)保持在0.2～0.5mm。
6.2主要參數(shù)的確定
6.2.1摩擦因數(shù)f
汽車(chē)在行駛過(guò)程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設(shè)計(jì)工作帶來(lái)困難。
摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤(rùn)滑油種類(lèi)和溫度等因數(shù)有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對(duì)錐面的表面粗糙度要求較高，用來(lái)保證在使用過(guò)程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。
同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強(qiáng)度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短已遭淘汰。
由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。
摩擦因數(shù)對(duì)換擋齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，則換擋省力或縮短同步時(shí)間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來(lái)保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。
6.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定
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。實(shí)驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂寬對(duì)的影響很大，隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費(fèi)力，故齒頂寬不易過(guò)大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些，可使被刮下來(lái)的油存在于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會(huì)使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6～12個(gè)，槽寬3～4mm。
2、錐面半錐角
摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過(guò)小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是。一般取=6°～8°。=6°時(shí)，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。
3、摩擦錐面平均半徑
設(shè)計(jì)得越大，則摩擦力矩越大。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，以及取大以后還會(huì)影響同步器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，盡可能將取大些。
4、錐面工作長(zhǎng)度b
縮短錐面長(zhǎng)度，可使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短，但同時(shí)也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定
（6.3）
式中 ——摩擦面的許用壓力，對(duì)黃銅與鋼的摩擦副，=1.0～1.5MPa；
Mm——摩擦力矩；
——摩擦因數(shù)；
——摩擦錐面的平均半徑。
上式中面積是假定在沒(méi)有螺紋槽的條件下進(jìn)行計(jì)算的。
5、同步環(huán)徑向厚度
與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結(jié)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，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。
乘用車(chē)同步環(huán)厚度比貨車(chē)小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。鍛造時(shí)選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，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0.3～0.5），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金的摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚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(qiáng)度。
6.2.3鎖止角
鎖止角選取得正確，可以保證只有在換擋的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、摩擦錐面平均半徑、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°～42°。
6.2.4同步時(shí)間
同步器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響。軸向力大、則