汽車變速器畢業(yè)設(shè)計(jì)之歐陽(yáng)理創(chuàng)編

時(shí)間：2021.03.05創(chuàng)作：歐陽(yáng)理洗車戈郴安螺器早鼻試針專AXXXXXXXXXX班級(jí)XXXXXXXXXXXXXX摩去5XXXXXXXXXH左_xxxxxxxxxx_皤￡栽轉(zhuǎn)XXXXXXXXXXXX起止aJUxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx機(jī)電偉息工程糸摘要作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，變速器對(duì)整車的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性、操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。雖然傳統(tǒng)機(jī)械式的手動(dòng)變速器具有換檔沖擊大，體積大，操縱麻煩等諸多缺點(diǎn)，但仍以其傳動(dòng)效率高、生產(chǎn)制造工藝成熟以及成本低等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代汽車上。本文在深入了解和學(xué)習(xí)變速器開(kāi)發(fā)流程和相關(guān)設(shè)訃?yán)碚撝R(shí)的前提下，首先確定該微型汽車手動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)方案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機(jī)構(gòu)及檔位布置形式等；其次根據(jù)所配發(fā)動(dòng)機(jī)的基本參數(shù)以及考慮到整車動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性要求下的傳動(dòng)比，設(shè)計(jì)計(jì)算出變速器主要零件的相關(guān)參數(shù)，通過(guò)對(duì)設(shè)計(jì)參數(shù)的分析，找到影響手動(dòng)變速器性能的因素，完成齒輪、軸和軸承等主要零件以及同步器同步過(guò)程的分析。同時(shí)針對(duì)各影響因素結(jié)合變速器的結(jié)構(gòu)和U標(biāo)性能進(jìn)行優(yōu)化。在提高傳動(dòng)效率，換擋舒適性，整機(jī)NVH性能，輕量化等方面進(jìn)行研究。關(guān)鍵詞：手動(dòng)變速器傳動(dòng)效率NVH性能輕量化AbstractAsanimportantpartofautomobiletransmission,gearboxnotonlyhasadirecti-mpactoiltheveliicle^spowerandeconomy,alsoaffectstheoperationreliabilityandease,transmissionstabilityandefficiency?Althoughthetraditionalmechanicalmanualtransmissionhasmanydisadvantages,suchaslargeshiftshock,hugevolumeandcomplicatedcontrol,itisstillwidelyusedinmodemcarsforitsadvantagesofliightransmissionefficiency,matureproductiontechniqueandmoreimportantlylowcost?Thisthesisfirmlyconfirmsthedesignplanofmanualgearboxofmicrocar,basingonthecomprehensionandstudyongearboxdevelopment歐陽(yáng)陽(yáng)理創(chuàng)編 2021.03.04processaswellasrelevanttheories.Thedesignplanincludesthelayoutofgearandshaft,layoutofgearshiftingoperationmechanism,etc.Secondlybasedontheessentialparameteroffurnishedengineandtherequiredtransmissionratioofthevehicledpoweiperfoniiance,therelatedparametersonmaincomponentsofgearboxareworkedout.Viaanalysistodesignparameters,findsoutthefactorswhichtakeeffectson什leperformanceofmanualgearbox?Thisthesiscompletesgear,shaftandbearingmainpartsandsynchronizersynchronousprocessanalysis.Consideringallthefactorscombinedwiththestructureoftheperformancetargetandtransmissionisoptimized.Inimprovethetransmissionefficiency,theshiftingcomfortability,theoverallperformanceofNVH,lightweight,etc,Keyword:manualtransmissiontransmissionefficiencyNVHperformancelightweight目錄一、緒論選題的背景及意義汽車在不同使用場(chǎng)合有不同的要求，采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車，其在實(shí)際工況下所要求的性能與發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛盾。例如，受到載運(yùn)量、道路坡度、路面質(zhì)量、交通狀況等條件的影響，汽車所需的牽引力和車速需要在較大范圍內(nèi)變化，以適應(yīng)各種使用要求；此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動(dòng)機(jī)本身是不可能倒轉(zhuǎn)的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來(lái)實(shí)現(xiàn)。上述發(fā)動(dòng)機(jī)牽引力、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單幕發(fā)動(dòng)機(jī)本身是難以解決的，車用變速器應(yīng)運(yùn)而生，它與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配，通過(guò)多擋位切換，可以使驅(qū)動(dòng)輪的扭矩增大到發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的若干倍，同時(shí)又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的兒分之一。從現(xiàn)在市場(chǎng)上不同車型所配置的變速器來(lái)看，主要分為：手動(dòng)變速器、自動(dòng)變速器、手動(dòng)/自動(dòng)變速器、無(wú)級(jí)變速器。手動(dòng)變速器手動(dòng)機(jī)械式變速器采用齒輪組，每擋的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各擋的變速比是定值，即所謂有級(jí)變速器。雖然這種變速器在操作時(shí)比較繁瑣，駕駛工作強(qiáng)度大，但具有成本低、起速快、傳遞扭矩大等特點(diǎn)，從IJ前市場(chǎng)實(shí)際需求和適用角度來(lái)看，手動(dòng)變速器還不能被其它新型汽車變速器所完全替代。自動(dòng)變速器自動(dòng)變速器，利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門(mén)踏板程度和車速變化，自動(dòng)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(shuō)自動(dòng)變速汽車沒(méi)有離合器，但自動(dòng)變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動(dòng)分離或合閉，從而達(dá)到自動(dòng)變速的目的。手動(dòng)/自動(dòng)變速器其實(shí)通過(guò)對(duì)一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器，而且在某些時(shí)候也需要自動(dòng)的感覺(jué)。這樣手動(dòng)/自動(dòng)變速器便山此誕生。這種變速器在德國(guó)保時(shí)捷911車型上首先推出，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動(dòng)擋束縛，讓駕駛者也能享受手動(dòng)換擋的樂(lè)趣。此型車在其擋位上設(shè)有“+”、“-”選擇擋位。在D擋時(shí)，可自由變換降擋(-)或加擋(+),如同手動(dòng)擋一樣。無(wú)級(jí)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(duì)于汽車性能的要求是越來(lái)越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無(wú)級(jí)變速器便是人們追求的“最高境界”。無(wú)級(jí)變速器最早山荷蘭人范?多尼斯發(fā)明。無(wú)級(jí)變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來(lái)變速，其傳動(dòng)比可以隨意變化，沒(méi)有換擋的突跳感覺(jué)。它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換擋”、油門(mén)反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。通常有些人將自動(dòng)變速器稱為無(wú)級(jí)變速器，這是錯(cuò)誤的。雖然它們有著共同點(diǎn)，但是自動(dòng)變速器只有換擋是自動(dòng)的，但它的傳動(dòng)比是有級(jí)的，也就是我們常說(shuō)的擋，一般自動(dòng)變速器有4?8個(gè)擋。而無(wú)級(jí)變速器能在一定范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)變化，并選定兒個(gè)常用的速比作為常用的“擋”。裝配該技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動(dòng)獲得最合適的傳動(dòng)比。國(guó)內(nèi)外研究狀況手動(dòng)變速器的許多最近的發(fā)展集中在為降低成本和體積的新制造方法上。傳統(tǒng)來(lái)說(shuō)，變速器制造包含大量昂貴的機(jī)器，以及為機(jī)械加工和裝配操作所需留出的空間限制的設(shè)計(jì)。最新的技術(shù)包括，如在最新的Ford/Getra96檔變速器中可以看到的激光焊接沖壓鋼滑動(dòng)齒輪選擇器軸套。為替代前一代變速器的鑄鐵撥叉，這種精致而堅(jiān)固的設(shè)計(jì)方案可以導(dǎo)致更少的對(duì)內(nèi)部的損害。齒輪盤(pán)片的激光和摩擦焊接同時(shí)保證了所需機(jī)器設(shè)計(jì)空間的降低，這是一種山雷諾公司在5檔副軸圓型變速器設(shè)計(jì)中發(fā)明的技術(shù)，命名為EMI,曾在2000年展出并因?yàn)樗暮?jiǎn)單和輕便僅22公斤卻能提供140N?m的轉(zhuǎn)矩而出名。另一方面，設(shè)計(jì)人員也在其齒輪提供轉(zhuǎn)矩輸出的設(shè)計(jì)上進(jìn)行了認(rèn)真的研究，提高了耐久性和低噪聲水平。從變速器的發(fā)展現(xiàn)狀中我們可以看出，無(wú)論是自動(dòng)變速器還是手動(dòng)變速器，都存在著優(yōu)點(diǎn)和某些不足，所以對(duì)于一款新設(shè)計(jì)出的變速器進(jìn)行適當(dāng)?shù)膬?yōu)化是必不可少的。傳統(tǒng)的汽車變速器設(shè)計(jì)是采用許多經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算和測(cè)繪同類型變速器來(lái)初步確定其參數(shù)，這樣設(shè)汁出來(lái)的變速器盲□性比較大，常過(guò)于保守。減小體積和質(zhì)量，提高傳扭能力，是當(dāng)前汽車變速器優(yōu)化設(shè)計(jì)的主要□的，因?yàn)闇p小變速器的體積和質(zhì)量可減少制造費(fèi)用，降低齒輪動(dòng)載荷，提高齒輪壽命，使汽車的總體布置更為方便和靈活。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)選定時(shí)，就要求設(shè)訃的變速器在規(guī)定的使用年限內(nèi)保證其性能，而且要求變速器體積最小，節(jié)省材料，降低成本。如何達(dá)到此要求，如何合理地分配傳動(dòng)比，合理選擇各檔的模數(shù)、齒數(shù)、螺旋角、齒輪變位系數(shù)等，傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)類比、估算或試湊的方式初步確定這些參數(shù)，然后再進(jìn)行剛度與強(qiáng)度等校核，若不合適，就對(duì)其中某參數(shù)進(jìn)行修改，再進(jìn)行重復(fù)計(jì)算，直到滿意為止。這種設(shè)計(jì)方法在一定程度上伴隨著主觀性，而通過(guò)變速器專業(yè)軟件的優(yōu)化功能，可適當(dāng)?shù)南@種盲LI性和主觀性O(shè)U詢汽車發(fā)達(dá)國(guó)家的汽車開(kāi)發(fā)能力越來(lái)越依賴于汽車自動(dòng)開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)軟件。發(fā)達(dá)國(guó)家汽車開(kāi)發(fā)能力的高低已不再用它擁有多少高級(jí)開(kāi)發(fā)能力的人才和先進(jìn)設(shè)備的多少來(lái)評(píng)價(jià)，而是用更重要的一個(gè)方面就是它是否擁有最先進(jìn)的開(kāi)發(fā)軟件和數(shù)據(jù)庫(kù)來(lái)評(píng)價(jià)。當(dāng)前對(duì)轎車設(shè)訃中動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性要求日漸提高的情況下，對(duì)零部件的限制條件也越來(lái)越多，越來(lái)越復(fù)雜。傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)公式已經(jīng)無(wú)法滿足新型變速器設(shè)汁的要求。而總結(jié)新的經(jīng)驗(yàn)公式乂需要豐富的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)與知識(shí)，是一個(gè)長(zhǎng)期的過(guò)程。當(dāng)今科技日新月異，轎車生產(chǎn)的手段方法與口標(biāo)也不斷在改變。大量使用的經(jīng)驗(yàn)公式已不具備長(zhǎng)期生存實(shí)用的必要性和可能性。綜上所述，不僅從變速箱本身的特點(diǎn)，還是設(shè)計(jì)手段與方法的整個(gè)趨勢(shì)來(lái)看，將先進(jìn)的設(shè)計(jì)方法引入變速箱的設(shè)計(jì)是及其必要的。其優(yōu)點(diǎn)不僅僅在于得到一個(gè)能使性能達(dá)到較高水平的設(shè)計(jì)方案，而且曲于知識(shí)工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴(kuò)展性。它可以直接將一個(gè)復(fù)雜的要求引入到設(shè)計(jì)過(guò)程中，能在不改變或較少改變?cè)O(shè)計(jì)系統(tǒng)的情況下，進(jìn)行進(jìn)一步設(shè)計(jì)和檢驗(yàn)其合理性。而在傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法中，要做到這樣是很困難的，因?yàn)楦淖冊(cè)O(shè)計(jì)系統(tǒng)和過(guò)程將是一個(gè)復(fù)雜的工作。采用前置后驅(qū)形式的轎車一直被認(rèn)為是極具駕駛樂(lè)趣的車型。U前國(guó)內(nèi)采用這種驅(qū)動(dòng)布置的主要有華晨寶馬、豐田銳志、皇冠等少數(shù)車型。以寶馬為例，除其中某兒款四驅(qū)車型以外，其余車型均采用前置后驅(qū)的形式。在這種布置中，發(fā)動(dòng)機(jī)的位置通常較前置前驅(qū)車型靠后，棋至直接位于前軸之上，同時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)采用縱置布置，這就使得變速器要釆用三軸形式，變速器距離駕駛員位置較近，從而簡(jiǎn)化了操縱機(jī)構(gòu)的復(fù)朵程度。而前置后驅(qū)的布置，使得寶馬汽車的前后軸荷可以達(dá)到完美的50:50。采用性能優(yōu)異的手動(dòng)變速器，更能增加汽車的操控性與駕駛樂(lè)趣：而增加變速器的擋數(shù)，乂能夠改善汽車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性和平均車速，因此LI前寶馬汽車的手動(dòng)變速器均采用六擋形式。（三）研究的內(nèi)容本文主要參考同類齒輪軟件的設(shè)計(jì)，結(jié)合變速箱設(shè)計(jì)的實(shí)際悄況，對(duì)手動(dòng)變速器的結(jié)構(gòu)、工作原理及工作過(guò)程進(jìn)行一定的研究。首先確定汽車手動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)方案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機(jī)構(gòu)及檔位布置形式等；其次根據(jù)所配發(fā)動(dòng)機(jī)的基本參數(shù)以及考慮到整車動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性要求的傳動(dòng)比，設(shè)計(jì)計(jì)算出變速器主要零件的相關(guān)參數(shù)。完成齒輪、軸和軸承等主要零件以及同步器同步過(guò)程的分析。二、變速器方案的確定（一）變速器結(jié)構(gòu)方案的確定變速器山傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。1.變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇有級(jí)變速器與無(wú)級(jí)變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造低廉，具有高的傳動(dòng)效率（n二0.96、0.98）,因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。設(shè)計(jì)時(shí)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(dòng)比范圍、擋位數(shù)及各擋的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。傳動(dòng)比范圉是變速器低擋傳動(dòng)比與高擋傳動(dòng)比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動(dòng)比范圍應(yīng)愈大。U前，轎車變速器的傳動(dòng)比范圍為3.0~4.5。通常，有級(jí)變速器具有4、5、6個(gè)前進(jìn)擋。變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)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(dòng)的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，要實(shí)現(xiàn)迅速、無(wú)聲換擋，對(duì)于多于6個(gè)前進(jìn)擋的變速器來(lái)說(shuō)是困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為6擋。多于3個(gè)前進(jìn)擋將使操縱機(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。某些轎車的變速器，釆用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速擋。采用傳動(dòng)比小于1（0.7、0.8）的超速擋，可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為1的直接擋比較，釆用超速擋會(huì)降低傳動(dòng)效率。有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括傳遞動(dòng)力的齒輪副數(shù)訂、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤(rùn)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2-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且笫一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來(lái)傳遞扭矩則稱為直接擋。此時(shí)，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，直接擋的傳遞效率高，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)擋需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)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擋傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接擋外其他各擋的傳動(dòng)效率有所下降。1—第一軸；2—第二軸；3—中間軸軸式變速器如圖2-2所示。與齊變速竇些匕其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、軍湊且前置躺飆車多采用豹吏I動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)軸式變速器如圖2-2所示。與齊變速竇些匕其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、軍湊且前置躺飆車多采用豹吏I動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)器則方便于這種祿動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減I?則可用圓柱齒輪,了成本。除倒擋常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）夕卜，其他擋均采用常嚙合期齒輪傳動(dòng)；個(gè)擋的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粨醯闹鲃?dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋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(méi)有直接擋，因此在高擋工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點(diǎn)。另外，低擋傳動(dòng)比取值的上限（i?=4.0、4.5）也受到較大限制，但這一缺點(diǎn)可通過(guò)減小各擋傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來(lái)取消。

采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長(zhǎng)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，除低擋及倒擋外，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)訃中，III于倒擋齒輪采用的是常嚙式，因此也釆用斜齒輪。所設(shè)計(jì)?的汽車是發(fā)動(dòng)機(jī)前置，后輪驅(qū)動(dòng)，釆用中間軸式變速器。圖2-3＞圖2-4、圖2-5分別是兒種中間軸式四，五，六擋變速器傳動(dòng)方案。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)90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訐醯睦寐矢哂谄渌鼡跷唬蚨岣吡俗兯倨鞯氖褂脡勖?；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)置在笫一軸，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笫二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動(dòng)比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，擋位低的齒輪（一擋）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他擋位的換擋機(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。再除直接擋以外的其他擋位工作時(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)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換擋方式和到擋傳動(dòng)方案上有差別。3c所示傳動(dòng)方案的二，三，四擋用常＞嚙合齒輪傳動(dòng)，而一擋和:倒擋3a＞ 示方紐3c所示傳動(dòng)方案的二，三，四擋用常＞嚙合齒輪傳動(dòng)，而一擋和:倒擋3a＞ 示方紐輛対常嚙合崗輪，托進(jìn)方案示例的#字齒滑動(dòng)齒輪鐘當(dāng)甘葦昜用直齒滑動(dòng)齒輪換擋。圖2-4a所示方案，除一，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2-4b、c、d所示方案的各前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖2-4d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)。址甲1X 圖址甲1X 圖2-5a齒滑動(dòng)齒輪換扌當(dāng)，其余各扌當(dāng)均用常嚙合齒輪。1玉甫甫寸器■xlcTTaIrF?^ilr｛黒匚『蠻卅?羽直btITt)r劃知rJF窒*r劃知rJF窒*J仙步T套來(lái)?￡常我亦歲變速器傳衲丐]:嚙合齒輪傳動(dòng)皆位同一變速器中，『的位用同步器陋一;擋，有的擋位用哋合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器撚擋，擋位低的用嚙合套換擋。發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，可將變速器后端加長(zhǎng)，如圖2-3&、b所示。伸長(zhǎng)后的第二軸有時(shí)裝在三個(gè)支承上，其最后一個(gè)支承位于加長(zhǎng)的附加殼體上。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。變速器用圖2-4c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，如用在軸平面上可分開(kāi)的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問(wèn)題。圖2-4c所示方案的高擋從動(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)。2.倒擋傳動(dòng)方案圖2-6為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖2-6b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-6c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2-6d所示方案針對(duì)

前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2-6c所示方案。圖2-6e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(zhǎng)。圖2-6f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(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2-6g所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥義軸，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2-6f所示的傳動(dòng)方案支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合麼下降不多，然后按照從低變速器還是匸支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合麼下降不多，然后按照從低變速器還是匸（二）變速器主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析變速器的設(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(shí)，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤(rùn)滑和密封等因素。齒輪型式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)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。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)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。在本設(shè)計(jì)中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動(dòng)方案，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。換擋機(jī)構(gòu)型式換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動(dòng)齒輪換擋的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，但山于換擋不輕便、換擋時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因，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，除一擋、倒擋外很少釆用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換擋時(shí)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(dòng)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。U前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。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結(jié)合齒齒數(shù)多，而齒輪乂不參與換擋，所以他們都不會(huì)過(guò)早損壞，但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大，因此，LI前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換擋時(shí)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(dòng)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。在本設(shè)計(jì)中所釆用的是鎖環(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2-7所示：表3.1相關(guān)參數(shù)主減速比最高時(shí)速最大扭矩最大功率最高轉(zhuǎn)速3.64215km/h200//Nm/3600rpm115kw/6400rpm6500r/min(一)變速器主要參數(shù)的選擇擋數(shù)和傳動(dòng)比近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。L1前，乘用車一般用4~5個(gè)擋位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用5個(gè)擋位。選擇最低擋傳動(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(lái)綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時(shí)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)阻力及爬坡阻力。故有則II1最大爬坡度要鈿血瞌嚨備動(dòng)竝為+sina_)=陽(yáng)久疵" (陰弊紐1式中，〃2 汽車總質(zhì)量(kg)；g 重力加速度(m/s2)；0”ax 道路最大阻力系數(shù)；/>一一驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑(m)；Temax 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N?m)：io——主減速比；I]--一汽車傳動(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：仏韌丁 <G^(p求得的變速器I擋傳動(dòng)比為：.VG&「(3-2)式中，Gl-汽車滿載靜止于水平路侖d駆胡橋給路面的載荷;曠…路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取卩=0.5~0.6。山已知條件：滿載質(zhì)量1800kg：八u307mm；Te/nav=200X*IB：淀3.64：“=0?95；根據(jù)公式(3-2)可得：如=3.91本設(shè)計(jì)取六擋傳動(dòng)比為1,中間擋的傳動(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，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，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=1.314。故有：1?2=2.979i.?3=2.267i.?4=1.725i.?5=L3l3ig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)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定：A*何而(3-4)式中，心——中心距系數(shù)。對(duì)轎車，Ka二8.9~9.3；對(duì)貨車，氐二8.6~9.6；對(duì)多擋變速器:Ka=9.5~11；Ti”啟----變速器處于一擋時(shí)的輸出扭矩：TImax=Temaxjgl可=743.85N?m故可得出初始中心距A=81.55mmo軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4兒貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)：五擋(2.7-3.0)A六擋(3.2-3.5)A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(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，S取整。本次設(shè)計(jì)采用6+1手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是5x81.55mm=285.43mm,變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)山變速器總圖的結(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)，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)m?叫=0.47返二〃"“(3-5)其中7；max=170Nm,可得出加“=2.749,取2.75。一擋直齒輪的模數(shù)///m=0.33^7；nuxmm(3-6)通過(guò)計(jì)算〃匸2.99,取3。同步器和嚙合套的接合大都釆用漸開(kāi)線齒形。山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，轎車取2~3.5。本設(shè)計(jì)取2.5。(2)齒形、壓力角a、螺旋角卩和齒寬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3-1汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角齒形壓力角a螺旋角8轎車高齒并修形的齒形14.5°,15°,16°16.5°25°~45°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，為加大重合度已降低噪聲，取小些。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0取30°o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(lái)選定齒寬：直齒b=(4.5~&0)m,mm斜齒b=(6.0~&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(zhǎng)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。四、主要零件的選擇(-)各檔傳動(dòng)比機(jī)器齒輪齒數(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)先確定的變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。下而結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各擋齒數(shù)的方法。1.確定各擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動(dòng)比Z]Z]] ■?,(3-7)為了確定乙|和乙2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zj2AZ/,= (3-8)m其中A=81.55,m=3,故有Zv=54.367,取54當(dāng)轎車三軸式的變速器°=3.5~3.9時(shí),則乙2可在15?17范圍內(nèi)選擇，此處取乙2=17,則可得出Zu=37o上面根據(jù)初選的A及加計(jì)算出的乙?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)從乙?及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距q,再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。這里乙修正為54,則根據(jù)式(3-8)反推出A=81mmo確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)山式(3-7)求岀常嚙合齒輪的傳動(dòng)比(3-9)Z?. Z[2乙”乙。由 已 經(jīng) 得置1.8的 數(shù) 據(jù) 可 確 定(3-10)乙而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等A_〃j(Z|+Z2)(3-11)山此可得:2cos(3-11)山此可得:乙+乙=2旦叫

(3-12)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出：乙+Z2=52(3-13)(3-10)和(3-13)子聯(lián)立可得:乙=19、Z2=33o則根據(jù)式(3-7)可計(jì)算出一擋實(shí)際傳動(dòng)比為：口=3.78。確定其他扌當(dāng)位的齒數(shù)二擋傳動(dòng)比(3-13)而訃=2.979'而訃=2.979'故有互=1.655(3-14)(3-15)Z?+Z10=52(3-16)(3-14)聯(lián)立(3?16)得：Z9=3kZlo=21o按同樣的方法可分別計(jì)算出：三擋齒輪Z7=29.Zs=23；四擋齒Z5=25.Z6=27,Z3=23、Z4=29<>確定倒擋齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒擋傳動(dòng)比與一擋傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒擋傳動(dòng)比匚取3.6。中間軸上倒擋傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一擋主動(dòng)齒輪10略小，取乙°=14。而通常情況下，倒擋軸齒輪乙5取2N23,此處取Z15=23oIII(3-17)III(3-17)可計(jì)算出Z〕3=29°故可得出中間軸與倒扌當(dāng)軸的中心距（3-18）=58mm而倒擋軸與笫二軸的中心：4“_加”（可3+Z]5）（3T9） 2cosp=81.00mmo2.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)度想接近的程度。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)，有避免了其缺點(diǎn)。有兒對(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。曲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(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)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)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高擋齒輪，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(kāi)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)于低擋齒輪，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)齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是山于輪齒的剛度較小，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、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。其中，一擋主動(dòng)齒輪12的齒數(shù)Z孑17,因此一擋齒輪不需要變位。（二）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)換擋齒輪端部破壞。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，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)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)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換擋瞬間在齒輪端部產(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(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(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)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40Cc(1)齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算直齒輪彎曲應(yīng)力片，(3-20)式中,——彎曲應(yīng)力(MPa)；屁-一-一擋齒輪10的圓周力(N), 尸覽丹少為計(jì)皐載荷(N?mm),/為節(jié)圓直徑。-一評(píng)力集中系數(shù)，可近似取1.65；K,——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—一齒形系數(shù)當(dāng)處于一擋時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為:T=T?占丄?三grmax7 7(3-18)故山可得Z12Z1(3-18)故山可得=200x1000x2.18x1.78=659668NmIT可以得出F”；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式(3-17)Fn=-r 一d=651?3MP“=533?01MP“當(dāng)訃算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩7；喚時(shí)，一擋直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。斜齒輪彎曲應(yīng)力

（3-19）式中K,為重合度影響系數(shù)，取2.0：其他參數(shù)均與式（3-19）注釋相同，心=1.50,選擇齒形系數(shù)y時(shí)，按當(dāng)量模數(shù)z”=z/cos'0在圖（3-19）中查得。二擋 齒 輪2T圓 周 力 :(3-20)^10=^9=—根據(jù)斜齒輪參數(shù)汁算公式可得出：你廠厶二6798.8N齒輪10的當(dāng)量齒數(shù)zn=z/c^p=47.7,可查表（3-20）得:=0.153o6798.8x1.5故 6798.8x1.5= =212.28MP"同理可得:20況浮291兩禱ao依據(jù)計(jì)算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：三檔o*276.20滬266.4四檔o”尸211.5o$197.4五檔0孑218?8o,216.98六擋o刃尸494?11o刃尸496.93當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180~550MP“范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。FE(1.FE(1.1h-21)—+—<—+—<PzPb)式中，b.——齒輪的接觸應(yīng)力（MPa/F 齒面上的法向力（N）,F=Fx/（cosacos0）:片——圓周力在（N）,a----節(jié)點(diǎn)處的壓力角；P 齒輪螺旋角；E----齒輪材料的彈性模量MPa,查資料可取E=190x10,MP"；b——齒輪接觸的實(shí)際寬度，20mm：p：、Pb 丄、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑mm；P汀齒輪 Pb=:7；sina二兀 cP)/MPa" 滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高擋1300-1400650-700直 齒 輪(3-22)(3-23)斜(3-24)/齒\ °輪p：=(匚sina)/cos"0Pb二(5sina)cos'0(3-25)其中，厶、乙分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）o將作用在變速器第一軸上的載荷7；皿作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力0見(jiàn)下表：表3-2變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力整理可得：直齒：6=0.418、 二 (一+\dkeincosdcos/3r:sinarhsina斜齒:er,=0.418,cos20cos20、(——+——-)dkcmncosacos0sinarhsina通過(guò)計(jì)算可以得出各擋齒輪的接觸應(yīng)力分別如下:一檔ojn=199&6o如=1325.17二檔0^=1233.1o^=1208.5三檔0,7=1015.780,^=1904.32四檔o護(hù)1308.72o,tf=1279.68五檔0,^=1357.680^=1367.57倒檔0加=1904.37 0那=1765.17 o加=1502.63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。（三）變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核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)詢軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般山后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度山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(pán)轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖3-1所示：圖3-1變速器網(wǎng)中匸軸分為旅傳軸式和固苑軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旅方案。由于一擋牙岀方案。由于一擋牙岀輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。（2）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)，山齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)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)Ajnm(3-26)

第一軸花鍵部分直徑d(mm)初選d二 K x(3-27)式中：K——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4?0?4.6，取K=4?3；Omax 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩N*m；d—23.34nun,取d―32mnio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/與軸的長(zhǎng)度Z的關(guān)系可按下式選取：第一軸和中間軸： <J/L=O.16-0.18；第二軸：<J/L=O.18~0.21o以下是軸的計(jì)算尺寸：第二軸：dmm=C^(C是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù))V厲(3-28)T二T二9.55X106T二TgXiX%因發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩不大，故C取較小值，由機(jī)械設(shè)計(jì)取C=100整理可得馬驀?代入數(shù)據(jù)可得各擋位齒輪處的軸徑為:d『24.32d=尸27.53d/4.67d=尸37.27d孑37.67d-；j=38.83d/40?56此處還應(yīng)根據(jù)階梯軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與丿際準(zhǔn)件要求進(jìn)行軸徑調(diào)整。2?軸的校核山變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來(lái)

說(shuō)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)訃的變速器來(lái)說(shuō)，在設(shè)計(jì)的過(guò)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)只需要校核一擋處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過(guò)程中，一擋所傳動(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)笫一軸和第二軸進(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(guò)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9550000-(3-29)式中：tt 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；P 軸所受的扭矩，N?mm；W7.——軸的抗扭截面系數(shù),mirr；嚴(yán)-一軸傳遞的功率，kw；出-一訃算截面處軸的直徑，mm；［右.］——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPao其中P=115kw,n=6400r/min,d二24mm；代入上式得:9550000x一-山查表可知［右.］二55町缶故sS［旬9°袴金刪挾求。0.2x25軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角°來(lái)表示。其計(jì)算公式為:0=5.73x10°丄Glp3-30）式中，T 軸所受的扭矩，N?mm：G一一軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對(duì)于鋼材，G二8?lxlO4MPax

Ip 軸截面的極慣性矩,mm4,1卩=加尸/32；將已知數(shù)據(jù)代入上式可得：^=5.73xl04—-— =0.9o對(duì)于一般傳動(dòng)軸可?。畚?0.5~1（。）/〃?:啟陋蓉塚伽度瘵求。（2）第二軸的校核計(jì)算軸的強(qiáng)度校核計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力斥、徑向力巴及軸向力巧可按下式求岀:3-31)F-2GJ' dF.2TemJ^na(3-32)' dCOS0D27；,maxztan/?4- 〃(3-33)式中i一一至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為三擋傳動(dòng)比2.267；d 計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm,為90mm；a——節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為16°:P——螺旋角，為30°；代入上式可得:7；^——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為200000N-mmo代入上式可得:斥=12466?7N￡.=4127.8N，巧=7197?6No危險(xiǎn)截面的受力圖為:75圖3-2危險(xiǎn)截碩受力分析75水平面：水平面內(nèi)所^矩：=160?心?10“=210.78“|編瑕 丄

垂直面：巧二+￡"6°=6879.9N八 160+75(3-34)垂直面所受力矩：M、=160xF/xl03=1100.78^?m該軸所受扭矩為：7；=170x3.85=654.5^故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為：(3-35)M=JM,+M：+T；=J(210.78x1000)2+(110.78x1000)2+(654.5x1000)2則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用忑陽(yáng)滅雨舸"MP&：(376) "汪0]7rd'L」將M代入上式可得：b=136.16MPa,在低擋工作時(shí)[a]=400MPa,因此有：b5[(7]：符合要求。軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度f(wàn)c和在水平面內(nèi)的撓度人可分別按下式計(jì)算：f_凡加Jc3EIL(3-37)fx=(3-37)fx=F2a2b23E/L(3-38)式中，F(xiàn),----齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N)，這里等于斥；F2--一齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N),這里等于人；E----彈性模量(MPa),E=2.1xl05(MPa),疋二2.1x10’MPa：I-—一慣性矩(〃”『)，/=^74/64,/為軸的直徑(〃〃")；a、b----為齒輪坐上的作用力距支座久萬(wàn)的距離(mm)；L 支座之間的距離(mm)o將數(shù)值代入式(3-37)和(3-38)得:故軸的全撓度為f=Jf：+ =0.198/wn彳心詢？符合剛度要求。(四)軸承的選擇與校核1.軸承選擇(1)軸承類型的選擇選用軸承選擇時(shí)，首先是軸承的類型，我國(guó)常用的標(biāo)準(zhǔn)軸承共分九種類型，下面是正確選擇軸承類型時(shí)應(yīng)考慮的兒大因數(shù):(2)軸承的載荷軸承所受載荷的大小，方向和性質(zhì)是選擇軸承的主要依據(jù)。根據(jù)載荷的大小選擇軸承類型時(shí)，山于滾子軸承中主要元件是線接觸，適宜用于承受較大的載荷，承載后的變形也較小。而球軸承中主要為點(diǎn)接觸，適宜用于承受較輕的或中等的載荷。故在載荷較小時(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用球軸承。根據(jù)載荷的方向選擇軸承類型時(shí)，對(duì)于純軸向載荷，一般選用推力滾子軸承。對(duì)于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。在軸承在承受徑向載荷的同時(shí)，還有不大的軸向載荷時(shí)，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，當(dāng)軸向載荷較大時(shí)，可選用接觸角較大角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結(jié)構(gòu)，分別承擔(dān)徑向載荷和軸向載荷。軸承的轉(zhuǎn)速在一般轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)速的高低對(duì)類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有在轉(zhuǎn)速較高時(shí)，才會(huì)有比較顯著的影響。從工作轉(zhuǎn)速對(duì)軸承的要求看，可以確定以下兒點(diǎn):球軸承與滾子軸承比較，有較高的極限轉(zhuǎn)速，故在高速時(shí)應(yīng)優(yōu)先選用球軸承。在內(nèi)徑相同的條件下，外徑越小，則滾動(dòng)體就越輕小，運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)滾動(dòng)體在外圈滾道上的離心慣性力也就越小，因而也就更加適合于在更高的轉(zhuǎn)速下工作，故在高速時(shí)，宜選用超輕、特輕及輕系列的軸承。重及特重系列的軸承，只用于低速重載的場(chǎng)合。如用一個(gè)輕系列軸承而承載能力達(dá)不到要求時(shí)，可考慮釆用寬系列的軸承，或者把兩個(gè)輕系列的軸承并裝在一起使用。保持架的材料與結(jié)構(gòu)對(duì)軸承的轉(zhuǎn)速影響極大。實(shí)體保持架比沖壓保持架允許更高一些的轉(zhuǎn)速。推力軸承的極限轉(zhuǎn)速均很低。當(dāng)工作轉(zhuǎn)速高時(shí)，若軸向載荷不十分大時(shí)，可以采用角接觸球軸承承受純軸向力。若工作轉(zhuǎn)速略超過(guò)樣本中規(guī)定的極限轉(zhuǎn)速，可以用提高軸承的公差等級(jí)，或者適當(dāng)?shù)募哟筝S承的徑向游隙，選用循球潤(rùn)滑或油霧潤(rùn)滑，加強(qiáng)對(duì)循環(huán)油的冷卻等措施來(lái)改善軸承的高速性能。若工作轉(zhuǎn)速超過(guò)極限轉(zhuǎn)速較多，應(yīng)選用特制的高速轉(zhuǎn)動(dòng)軸承。便于拆裝也是選擇軸承類型時(shí)應(yīng)考慮的一個(gè)因素。此外，軸承類型的選擇還應(yīng)考慮軸承裝置整體設(shè)計(jì)的要求。如軸承的配置使用要求、游動(dòng)要求等。綜合考慮以上因素，本次設(shè)計(jì)第一軸后軸承為外座圈上帶有止動(dòng)槽的深溝球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷。第二軸前、后端釆用帶止動(dòng)槽的圓錐滾子軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承，在第二軸穿過(guò)殼體處采用圓柱滾子軸承以承受徑向力，笫二軸后部采用深溝球軸承支撐在軸承蓋內(nèi)。2.軸承的校核初選軸承，代號(hào)7206AC (46206)a=25°A/RWe時(shí)，x=l y二0A/R>e時(shí)，x二0.41 y=0.87e=0.68其中：R—徑向載荷，x—徑向載荷系數(shù)，A——軸向載荷，計(jì)算軸承在各擋位時(shí)的支反力二軸受力分析圖3-3二軸受力分析圖圖中：C——二軸前軸承對(duì)二軸作用力的作用點(diǎn)；D——二軸后軸承對(duì)二軸作用力的作用點(diǎn)；5、C：x—二軸前軸承對(duì)二軸的水平、垂直作用力；九、亠、D3s——二軸后軸承對(duì)二軸的水平、垂直、軸向作用力；凡、J、凡——x擋二軸齒輪所受軸向力、徑向力、切向力；乩——x擋齒輪節(jié)圓半徑；各支承力的計(jì)算公式：匸 Rx口c 恥匚c nxr R\r_工臨％=—軸向載荷：D.x=Fax中間軸受力分析rtex圖3-4中間軸受力分析圖圖中：E——中間軸前軸承對(duì)軸作用力的作用點(diǎn)；F—一中間軸后軸承對(duì)軸作用力的作用點(diǎn)；ExS,—中間軸前軸承對(duì)軸的水平、垂直作用力；九、電—中間軸后軸承對(duì)軸的水平、垂直作用力亠、九、Fzx—x擋齒輪所受軸向力、徑向力、切向力F“F?、尸心——中間軸常嚙合齒輪所受軸向力、徑向力、切向力。艮—x擋中間軸齒輪節(jié)圓半徑；&—中間軸常嚙合齒輪節(jié)圓半徑；注：設(shè)計(jì)時(shí)使與凡大致相等，故E、F處軸向力可不計(jì)。各支承力的計(jì)算公式：(Zz=a^b=c^ex)w_Fa-F&収 LF=化/+F/x+?心一僉&尸_卩心出+Frxcx+FmxRc-FaxRx匚 L軸向載荷：F嚴(yán)0一軸受力分析圖中：A——一軸前軸承對(duì)軸作用力的作用點(diǎn);B——一軸后軸承對(duì)軸作用力的作用點(diǎn);C——二軸前軸承對(duì)軸作用力的作用點(diǎn)；血、陰、Fy——一軸