變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)說明

1、主減速比：4.782 ,最高時(shí)速：190km/h ,輪胎型號(hào)：205/65R15發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)：SQR481FC ,最大扭矩：170Nm/4500最大功率：95kw/5750最高轉(zhuǎn)速：6000r/min變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)變速器主要參數(shù)的選擇檔數(shù)和傳動(dòng)比近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用 45個(gè)檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用 5個(gè)檔位。選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)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(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時(shí)1車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與 路面間的滾動(dòng)阻力及爬

2、坡阻力。故有TemaxigI i0 Trr mg(fcos max sin max) mg max則由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動(dòng)比為igmg maxrr max (3-1 )式中m -汽車總質(zhì)量；g-重力加速度；巾max-道路最大阻力系數(shù);rr-驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；T emax 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；io主減速比;7-汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件Temaxigl TgGrr求得的變速器I檔傳動(dòng)比4為：ig| G2 rrTemax i 0 T(3-2 )式中G2-汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷;加-路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 由已知條件：滿載質(zhì)量1800 kg;rr=

3、337.25mm ;小=0.50.6 。Te max=170Nm ； i0=4.782 ;0.95 。根據(jù)公式(3-2 )可得：igi =3.85。超速檔的的傳動(dòng)比一般為0.70.8,本設(shè)計(jì)取五檔傳動(dòng)比igV=0.75 o中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為：的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入,(3-3 )因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：q=1.51故有：igii 2.55igiii 1.69igiv1.12(修正為 1)中心距中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響， 所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心局 A (mm )可根據(jù)對(duì)

4、已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng) 驗(yàn)公式初定：A Ka3 一(3-4 ) 式中K A-中心距系數(shù)。對(duì)轎車，Ka =8.99.3 ;對(duì)貨車，Ka =8.69.6 ;對(duì) 多檔主變速器，K a =9.511 ;Tl max -變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩：Tl max =Te max igl q=628.3N. m故可得出初始中心距 A=77.08mm 。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 3.03.4 A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔(2.22.7) A五檔(2.73.0) A六檔(3.23.5) A當(dāng)變速器選用

5、常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)Ka應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A取整。本次設(shè)計(jì)采用5+1手動(dòng)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。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)12,所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合GB1357-80 5 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mnmn 0.473Temaxmm(3-5 )其中 Temax =170Nm ,可得出 mn=2.5。一檔直齒輪的模數(shù)mm 0.333 T1max mm(3-6 )通過計(jì)算m= 3。由于制造工藝上的原因，同23.5 。本設(shè)計(jì)取2.

6、5 。3-1選取。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形13o 一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都取相同，轎車和輕型貨車取(2)齒形、壓力角a、螺旋角B和齒寬b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表表3-1汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角目車型壓力角a螺旋角3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(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎 強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車，為加大重合度以降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為 提高齒輪承載力，取大

7、些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角 a取20。，嚙合套或同 步器取30 ;斜齒輪螺旋角B取30 。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上的軸向力相互抵消。 為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋， 而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋， 其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度b的大小13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14:直齒 b=(4.58.0)m , mm斜齒

8、b=(6.08.5)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(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)1和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、 傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來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。確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動(dòng)比Z2 Z9Z1乙0(3-7)為了確定Z9和Z10的齒數(shù),先求其齒數(shù)和Z :2AZ （3-8）m其中 A =77.08mm、m =3 ;故有 Z 51.4。當(dāng)轎車三軸式的變速器igi 3.5 3.9 時(shí) ， 則Z10可在1517范圍內(nèi)選擇15, 此處取乙0=

9、16 ,則可得出Z9=35 。上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的Z可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化， 這時(shí)應(yīng)從Z及齒輪變位系數(shù)反過來計(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Z修正為51 ,則根據(jù)式（3-8 ）反推出A=76.5mm 。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Z2Z1igiZ10Z9由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定Z2 1.76 而常嚙合齒輪的中心距與一直齒輪的中心距相等(3-9 )2 cosmn(Z1 Z2)(3-10 )由此可得:22 2A cos(3-11 )Z1 Z2 mn而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出：乙Z2 53

10、。與聯(lián)立可得：Zi=19、Z2=34。則根據(jù)式（3-7）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為：iqI 3.91。 g確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動(dòng)比igZ2 Z7乙Z8(3-12 )而iig2.55，故有:ZZ81.425對(duì)于斜齒輪，Z2 Assmn故有：Z7 Z8 53聯(lián)立得：Z7 31、Z8 22。按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪(3-13 )Z3 16、Z4 37。3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù)Z526、Z627;四檔齒輪般情況下，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igr取3.7。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪10略小，取Z12 13而通常情況下，倒檔軸齒輪Z13取2123

11、,此處取Z13=23。i grZ11Z13Z13 Z12Z2乙(3-14 )可計(jì)算出Zii 27。故可得出中間軸與倒檔軸的中心距-mn(Z12 乙3)2A =(3-15 )=50mm17而倒檔軸與第二軸的中心1A2 (Z11Z13)(3-16 )=72.5mm 。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(gè)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(duì)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)度相接近

12、的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(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。角度變位既具有高 度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。有幾對(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)因保證各檔傳 動(dòng)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(duì)齒輪有相同的中心 距，此時(shí)應(yīng)對(duì)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(dòng)或高度變位 時(shí)，則對(duì)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(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，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(shí)還承受沖擊

13、負(fù)荷。對(duì)于高 檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)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，減小接觸應(yīng)力。對(duì)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?？傋兾幌禂?shù)越小，一對(duì)齒輪齒根總厚度越薄，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(dòng)，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(dòng)。其中， 一檔主 動(dòng)

14、齒輪10的齒數(shù)Z1017,因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù)17 Z(3-17 ) 式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。第二章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒 再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋， 裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折 斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)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(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折

15、斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的 齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核與其他機(jī)械2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。止匕外，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(jí)、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(jí)。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 。齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）直齒輪彎曲

16、應(yīng)力 WFt10K Kf（4-1 ）式中， W-彎曲應(yīng)力（MPa）;Ft10-一檔齒輪10的圓周力（N），F(xiàn)10 2Tg / d ；其中Tg為計(jì)算載荷（N mm , d為節(jié)圓置徑。圖4-1齒形系數(shù)圖K -應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65 ;Kf-摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1 ,從動(dòng)齒輪取0.9 ;b-齒寬(mm ),取 20t-端面齒距(mm );y齒形系數(shù)，如圖4-1所小。當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為：T T 三 2(4-2)g e maxZ10 Z1=170 1000 2.18 1.78=659668Nm故由匚2Tg可以得出Ft1；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式(4-1 )可得 F10dw

17、10 651.3MPaw9 533.01MPaTemax時(shí)，一檔直齒輪的彎曲(4-3)當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩應(yīng)力在400850 MPa之間。(2)斜齒輪彎曲應(yīng)力FiKw btyK式中K為重合度影響系數(shù)，取2.0;其他參數(shù)均與式(4-1 )注釋相同，K 1.50, 選擇齒形系數(shù)y時(shí)，按當(dāng)量模數(shù)zn z/cos3在圖(4-1 )中查得。二檔齒輪圓周力：2Tg(4-4)Ft8 Ft7 d8根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：Ft8 Ft7 =6798.8N齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)Znz/cos3 =47.7 ,可查表(4-1 )得：y 0.153w8212.28MPa6798.8 1.520

18、7.85 0.153 2同理可得：w7 231.99MPa。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： w5276.2MPa四檔：w1211.5MPa五檔： w3218.8MPaw6266.4MPaw2197.4MPaw4216.98MPa當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180350 MPa范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。4.2.2齒輪接觸應(yīng)力jj 0.418FE 1b z(4-5 )式中,-齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）; jF-齒面上的法向力（N） F1 圓周力在（N）, F1 -節(jié)點(diǎn)處的壓力角（ ）-齒輪

19、螺旋角（ ）;E-齒輪材料的彈性模量（ b齒輪接觸的實(shí)際寬度，F(xiàn)1 /(cos cos );2Tg/d ，MPa),查資料可取 E 190 103MPa ; 20mm ;b-主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）；直齒輪:rzsinrb sin斜齒輪:rzsin/cos2其中,rbsin2cos(4-6)(4-7)(4-8 )(4-9)z、rb分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷Temax作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接 觸應(yīng)力j見下表：表4-1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪j/MPa滲詼的輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔130

20、01400650700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：j11998.61MPa二檔：j21325.17MPa三檔：j31233.1MPa四檔：j41208.5MPa五檔：j51015.78MPa倒檔：jR1904.32MPa對(duì)照上表可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求第三章變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸軸的結(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(dòng) 盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖

21、5-1所示：圖5-1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(dòng)方案。由于 一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸 上，以便齒輪磨損后更換。具結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖5-2變速器中間軸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(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步 確定軸的長度。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：d (0.4 0.5)A, mm(5-1 )第二軸：d 1.073Temax,mm(5-2 )式中Temax -發(fā)

22、動(dòng)機(jī)的最大扭矩， 2 H!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 。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(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)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(shí)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(dòng)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(duì)象。下面對(duì)第 一軸和第二軸進(jìn)行校核。第一軸的

23、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8條件公式為P9550000TWt(5-3)n0.2d3 T式中：t-扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；T-軸所受的扭矩，N - mmWt-軸的抗扭截面系數(shù)，mm3 ;P-軸傳遞的功率，kw ;d-計(jì)算截面處軸的直徑，mm ;t-許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa 。其中 P =95kw , n =5750r/min, d =24mm ;代入上式得：959550000 t 5750 50.5MPa由查表可知T=55MPa ,必2 25T,符合強(qiáng)度要求。(5-4)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:

24、5.73 104 工GIp式中，T -軸所受的扭矩，N - mmG -軸的材料的剪切彈性模量，Ip-軸截面的極慣性矩，mm4,MPa,對(duì)于鋼材，G =8.14-I p d /32;將已知數(shù)據(jù)代入上式可得：對(duì)于一般傳動(dòng)軸可取0.5 1(5.73 104170 10008.1 1043.14 25432)/m;故也符合剛度要求。._4 .10 MPa ；0.9。5.2.2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Ft、徑向力Fr及軸向力Fa可按下式求出:FtFr2T iemaxd2Tem tand cosFa2Tem tand(5-5)(5-6)(5-7)式中i-至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，

25、此處為三檔傳動(dòng)比3.85 ;d -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 ;-螺旋角，為30 ；代入上式可得:Temax-發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為1700005 mmFt 12466.7N Fr 4127.8N，F(xiàn)a 7197.6N。a危險(xiǎn)截面的受力圖為:圖5-3危險(xiǎn)截面受力分析水平面：Fa (160+75 ) = Fr 75 口Fa=1317.4N ;水平面內(nèi)所受力矩：Mc 160 FA 10 3 210.78N m垂直面:dFa Ft 160a 2 t160 75(5-8 )=6879.9N垂直面所受力矩： Ms 160 FA 103 1100.78N m。 s該軸

26、所受扭矩為：Tj 170 3.85 654.5N。故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為：22_ 2cMsTjcs j(5-9)則在彎矩和轉(zhuǎn)(5-10 )將M代入上式可得:.(210.78 1000)2 (110.78 1000)2 (654.55 .6.9 10 N mm32M矩聯(lián)合作用下的軸32強(qiáng)136.16MPa ,在低檔工作時(shí)=400 MPa ,;符合要求。21000)MPa )因此有:2)軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度fc和在水平面內(nèi)的撓度fs可分別按下式計(jì)算:fc_2 2F1a b(5-11 )3EILfsF2a2b2(5-12 )3EIL式中，F(xiàn)i-齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里

27、等于Ft；F2-齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）,這里等于Fr；E-彈性模量（MPa）, E 2.1 105 （MPa）, E =2.1 105MPa；I-慣性矩（mm4）, I d4 / 64 , d為軸的直徑（mm）;a、b-為齒輪坐上的作用力距支座 A、B的距離（mm）;L-支座之間的距離（mm）。將數(shù)值代入式（5-11 ）和（5-12 ）得：fc 0.13 c故軸的全撓度為ff * 0.198mms 002mm,符合剛度要求。第六章 變速器同步器的設(shè)計(jì)及操縱機(jī)構(gòu)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：1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承3、8

28、-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（6-1 ）,此類同步器的工作原理3是：換檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合 套上的換檔力，推嚙合套并帶動(dòng)定位銷和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)錐面與被接 合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間 存在角速度差 ，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和 滑塊轉(zhuǎn)過一個(gè)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6-2b ）,使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換 檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與

29、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 6-2d ),完成同步換檔?？偟膩碚f10,同步運(yùn)動(dòng)分為3個(gè)階段。第一階段，結(jié)合套通過變速桿 移向齒輪，并與花鍵轂逐漸結(jié)合；第 2階段，結(jié)合套的運(yùn)動(dòng)使滑塊將鎖環(huán) 壓在齒輪的錐面上；第 3階段，同步環(huán)完成其與齒輪錐面配合的摩擦，齒 輪隨著同步組件成為相同的速度。結(jié)合套在齒輪上滑動(dòng)，并將齒輪和其同 步器組件鎖定在第2軸上。3(dl圖6-2鎖環(huán)同步器工作原理同步環(huán)主

30、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(huì)影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。試驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂 寬對(duì)摩擦因數(shù)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(huì)使接觸面減少，增加磨損速度。圖 6-3a中給出的尺寸適用于輕、中 型汽車；圖6-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為612個(gè)，槽寬34mm 。0N圖6-3同步器螺紋槽形式(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

31、的條件是tan f。一般 =68。=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。本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取7。(3)摩擦錐面平均半徑RR設(shè)計(jì)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(huì)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(jì)中采用的 R為5060mm。(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(shí)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(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定b Mm 2(6-

32、1 )2 pfR2設(shè)計(jì)中考慮到降低成本取相同的 b取5mm。6)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(jī)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(qiáng)度。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(qiáng)度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。鍛造時(shí)選用鉆黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)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)的錐面上噴鍍一層鋁（厚約 0.30.5mm ）,使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)， 而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。 也有的

33、同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.070.12mm的鋁制成。噴鋁環(huán)的壽命是銅環(huán)的23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。本設(shè)計(jì)中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm 。6 ）鎖止角鎖止角 選取的正確， 可以保證只有在換檔的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換檔。影響鎖止角 選取的因素，主要有摩擦因數(shù)f 、 摩擦錐面的平均半徑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 2646范圍內(nèi)變化。本次設(shè)計(jì)鎖止角 取 30 。7 ）同步時(shí)間 t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)間有影響以外，變速器輸入軸， 輸出

34、軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。軸向力大， 同步時(shí)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(shí)間與車型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選取：對(duì)轎車變速器高檔取0.150.30s，低檔取0.500.80s ;對(duì)貨車變速器高檔取0.30 0.80s ,彳氐檔取 1.00 1.50s 。6.3 變速器的操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu) 6 時(shí)，應(yīng)滿足以下要求：換檔時(shí)只允許掛一個(gè)檔。 這通?？炕ユi裝置來保證， 其結(jié)構(gòu)型式如下圖所 示。在掛檔的過程中，若操縱變速桿推動(dòng)撥叉前后移動(dòng)的距離不足9 時(shí)，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影

35、響齒輪的壽命。即使達(dá)到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動(dòng)等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動(dòng)而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應(yīng)設(shè)置自鎖裝置（如圖 6-4 所示） 。汽車行進(jìn)中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導(dǎo)致零件損壞。汽車起步時(shí)如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應(yīng)設(shè)置倒檔鎖。倒檔鎖的結(jié)構(gòu)見本設(shè)計(jì)裝配圖中 67 、 68 、 69 所示。圖6-4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-撥叉軸第七章 小結(jié)本次設(shè)計(jì)是奇瑞東方之子 1.8 豪華車型的變速器部分。 變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機(jī)械式變速箱設(shè)計(jì)發(fā)展到今天

36、，其技術(shù)已經(jīng)成熟， 但對(duì)于我們還沒有踏出校門的學(xué)生來說，其中的設(shè)計(jì)理念還是很值得我們?nèi)ヌ接憽W(xué)習(xí)的。對(duì)于本次設(shè)計(jì)的變速箱來說， 其特點(diǎn)是： 扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價(jià)格低廉，而且采用結(jié)合套掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設(shè)計(jì)中采用了 5+1 檔手動(dòng)變速器， 通過較大的變速器傳動(dòng)比變化范圍， 可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達(dá)到其經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性的要求；變速器掛檔時(shí)用結(jié)合套，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動(dòng)更平穩(wěn)。 本著實(shí)用性和經(jīng)濟(jì)性的原則， 在各部件的設(shè)計(jì)要求上都采用比較開放的標(biāo)準(zhǔn)， 因此， 安全系數(shù)不高，這一點(diǎn)是本次設(shè)計(jì)的不理想之處。但是，在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會(huì)繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求其設(shè)計(jì)更加合理和經(jīng)濟(jì)。緊張忙碌的畢業(yè)設(shè)計(jì)已經(jīng)接近尾聲， 這次設(shè)計(jì)是對(duì)我大學(xué)四年來的學(xué)習(xí)的一次最綜合的檢驗(yàn)， 也更是一次綜合的學(xué)習(xí)過程。 畢業(yè)設(shè)計(jì)不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識(shí)而且了解了不少相關(guān)專業(yè)的知識(shí)， 個(gè)人能力得到很大提高。 同時(shí)也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會(huì)