畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)-金杯小海獅x30三軸五檔變速器設(shè)計(jì)

金杯小海獅 X30三軸五檔變速器緒論1.1變速器的簡(jiǎn)介1.1.1手動(dòng)變速器（MT）手動(dòng)變速器（ManualTransmission，簡(jiǎn)稱MT,又稱機(jī)械式變速器）采用齒輪組[1]，，它的原理是用手撥動(dòng)變速桿改變變速器內(nèi)齒輪的嚙合位置，而改變傳動(dòng)比，以達(dá)到變速的目的?，F(xiàn)代轎車的手動(dòng)變速器大多為五擋的有級(jí)式齒輪傳動(dòng)變速器，由于大多采用同步器的原因，所以，噪音小，換擋方便。但是，手動(dòng)變速器在操縱時(shí)必須踩下離合，才能撥得動(dòng)變速桿。曾有人預(yù)言，駕駛操作繁雜等缺點(diǎn)，阻礙了汽車迅猛的發(fā)展，手動(dòng)變速器會(huì)在不久便會(huì)被淘汰，從事物發(fā)展的角度來說，的確有它的道理所在。但從目前市場(chǎng)的適用角度和需求來看，我認(rèn)為手動(dòng)變速器暫時(shí)還不會(huì)離開太快。首先，從微車的特性上來說，其他變速器的功用不能完全代替手動(dòng)變速器。以貨車為例，貨車用于運(yùn)輸，通常要裝載大量的貨物，面對(duì)如此高的重力，除了需要強(qiáng)勁的發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力之外，還需要變速器的全力配合。大家都知道一擋功率最大，這樣，在起步的時(shí)候才有足夠大的牽引力將車帶動(dòng)。尤其是在爬坡路段，它的優(yōu)勢(shì)就更加明顯了。與其他新型的變速器相比較，它們雖然具有簡(jiǎn)便的操作等優(yōu)勢(shì)，但這些優(yōu)勢(shì)卻十分欠佳。其次，雖然自動(dòng)變速器和無級(jí)變速器已非常普遍，但是大多數(shù)年輕的司機(jī)還是喜歡手動(dòng)，尤其是喜歡在超車時(shí)手動(dòng)變速器帶來的那種快速超越感。所以，一些中高級(jí)別的汽車（特別是轎車）也不敢果斷的換掉手動(dòng)變速器。還有一個(gè)原因是，我國(guó)的汽車駕駛學(xué)校中大部分教練車都是使用的手動(dòng)變速器，除了經(jīng)濟(jì)性之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實(shí)的基本功以及駕駛協(xié)調(diào)性。第三，現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了生活水平不斷提高的尋常百姓中，對(duì)于一般的家庭來說，經(jīng)濟(jì)適用型轎車最為合適。經(jīng)濟(jì)型轎車廠家采用性價(jià)比高的手動(dòng)變速器，這就使得經(jīng)濟(jì)適用型轎車占據(jù)著在中國(guó)車市銷量的大部分份額。例如，長(zhǎng)安、吉利、奇瑞等國(guó)內(nèi)廠家的經(jīng)濟(jì)型轎車都配備的手動(dòng)變速，而且各款車型基本上都是采用的5擋手動(dòng)變速。1.1.2自動(dòng)變速器（AT）自動(dòng)變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門踏板行程和車速變化而自動(dòng)變速。駕駛者只需操作加速踏板控制車速即可。雖說自動(dòng)變速汽車沒有離合器踏板，但自動(dòng)變速器里面有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動(dòng)合閉或者分離，從而達(dá)到自動(dòng)變速的目的。在中檔級(jí)別的汽車市場(chǎng)上，自動(dòng)變速器有著自己的一席之地。駕駛這種車型的用戶希望能夠操作簡(jiǎn)便，降低駕駛疲勞感，從而享受高速駕駛的帶來的愉悅。特別是在高速公路上，這個(gè)體現(xiàn)幾乎完美。況且，以重慶市的交通狀況來說，堵車更是家常便飯，有時(shí)要不斷的停停走走，像蝸牛般蠕動(dòng)，司機(jī)如果使用手動(dòng)變速器，就會(huì)反復(fù)地踩離合并掛擋摘擋，繁瑣的操作，尤其對(duì)于新手和女式來說更是有苦難言。使用自動(dòng)擋，就不會(huì)再有這樣麻煩了。在市場(chǎng)上，這種汽車的銷售狀況還是十分可觀，特別適合女性朋友，因?yàn)樗齻冃枰氖邱{車時(shí)的便捷性。然而，對(duì)于我國(guó)現(xiàn)在的不均勻道路的狀況，普及這種車型還是有相當(dāng)?shù)碾y度，因?yàn)樽詣?dòng)擋汽車的優(yōu)勢(shì)無法完全發(fā)揮出來。1.1.3手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AMT）在了解了一些車友后，知道他們既希望擁有傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器的駕駛樂趣，有時(shí)候又希望駕駛的便捷。這樣，手/自一體變速器應(yīng)運(yùn)而生。這種變速器第一次推出是在德國(guó)保時(shí)捷車廠的911車型上面，稱為Tiptronic。它解放了高性能跑車受傳統(tǒng)自動(dòng)擋的束縛，讓駕駛者享受了手動(dòng)換擋的無盡樂趣。這種車型在擋位上面設(shè)有“-”和“+”選擇擋位。當(dāng)撥擋桿選擇D擋時(shí)，可自由選擇加檔(+)或減擋(-)，和手動(dòng)擋操作一樣。自動(dòng)—手動(dòng)變速系統(tǒng)向駕駛者提供的兩種駕駛方式，既可以滿足手動(dòng)擋的駕駛樂趣，又可以在擁堵的交通道路中切換成自動(dòng)擋，這種變速方式也非常適合我國(guó)的道路現(xiàn)狀。并且，這種變速器十分適合那些夫妻雙方都會(huì)駕車的家庭，既滿足了男性駕駛者喜愛手動(dòng)擋的樂趣，又兼顧了女性駕駛者駕駛簡(jiǎn)捷的要求，可謂真正的“夫妻擋”。雖然這種二合一的配置技術(shù)含量要求比較高，但這類汽車在價(jià)格上也并不是高得離譜，比如長(zhǎng)安CS35、起亞K2、捷達(dá)2013款等等，這些“二合一”的車型價(jià)格均在8-9萬元左右，這個(gè)價(jià)格大眾還是比較能夠接受的。所以，手動(dòng)/自動(dòng)變速器的汽車銷售上面還是有相當(dāng)大優(yōu)勢(shì)。因此，這類型的變速器的市場(chǎng)還是比較比較廣闊。1.1.4無級(jí)變速器(CVT)當(dāng)今，汽車產(chǎn)業(yè)以其迅猛的速度發(fā)展著， 然而，用戶對(duì)于汽車性能的要求也是越來越高。汽車變速器的發(fā)展也并沒有停滯不前， 無級(jí)變速器成了人們的“終極”追求。無級(jí)變速器最早由荷蘭人范 ?多尼斯（VanDoorne’s）發(fā)明。無級(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)鋼帶來變速，其傳動(dòng)比可以隨意變化，沒有換擋的突跳感覺 [2]。它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換擋”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)[3]。通常有些朋友錯(cuò)誤的將自動(dòng)變速器稱為無級(jí)變速器，雖然它們有共同之處，但是，自動(dòng)變速器是有級(jí)式傳動(dòng)比，只有換擋是自動(dòng)的，一般自動(dòng)變速器有2～7個(gè)擋。而無級(jí)變速器能在一定范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)無級(jí)的速度比變化，并可以將幾個(gè)常用的速度比選定為常用的“擋”。配備這種變速器的發(fā)動(dòng)機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動(dòng)獲得最適合的傳動(dòng)比。從市場(chǎng)需求分析，雖然無級(jí)變速器的技術(shù)含量相比其他變速器較高，但是，也已經(jīng)裝配到了普通的家庭轎車之上。1.2變速器的確定與設(shè)計(jì)車型參數(shù)本設(shè)計(jì)就是根據(jù)金杯小海獅 X30車型而開展的，變速器依舊是采用經(jīng)典的手動(dòng)變速器，而設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型：最高時(shí)速：135km/h輪胎型號(hào)：175/70R14總質(zhì)量： ma=1860Kg最大扭矩：105N?m/3200r/min最大功率：60kw/5500r/min轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速:nT=3200r/min變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案的確定2.1變速器結(jié)構(gòu)方案的確定2.1.1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)變速器與無級(jí)變速器相比， 其制造低廉、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，具有高的傳動(dòng)效率（η=0.93），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、 擋數(shù)及各擋的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性都有重要的直接影響。傳動(dòng)比范圍是變速器低擋傳動(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)比范圍也應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動(dòng)比范圍為 3.0～4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0～8.0；越野車與牽引車傳動(dòng)比10.0～20.0[4]。通常，有級(jí)變速器具有 4、5個(gè)前進(jìn)擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進(jìn)擋位數(shù)多達(dá) 6～16個(gè)甚至20個(gè)[4]。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、無聲換擋，對(duì)于多于5個(gè)前進(jìn)擋的變速器來說是相當(dāng)困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為5擋。多于5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。某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速擋?？梢愿浞值乩冒l(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，采用超速擋會(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)目、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，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來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：處直接擋外其他各擋的傳動(dòng)效率有所下降。圖2-1 轎車中間軸式變速器1第一軸；2第二軸；3中間軸兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除最到擋外其他各擋的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了降低了成本。除倒擋常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動(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（ig=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點(diǎn)可通過減小各擋傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來取消。圖2-2 兩軸式變速器1--第一軸；2—第二軸；3—同步器圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六擋變速器傳動(dòng)方案。它們的共同特點(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?，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（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。圖2-3中間軸式四擋變速器傳動(dòng)方案如圖2-3中的中間軸式四擋變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別： 圖2-3a、b所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋；圖 2-3c所示傳動(dòng)方案的一，二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而倒擋用直齒滑動(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)， 這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外， 還可以在不需要超速擋的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)擋的變速器。圖2-4中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案圖2-5a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，其余各擋均用常嚙合齒輪。圖2-5中間軸式六擋變速器傳動(dòng)方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，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。由于本設(shè)計(jì)的是微面車型，屬于發(fā)動(dòng)機(jī)中置后輪驅(qū)動(dòng)的布置形式，同時(shí)考慮到制造成本以及便于用戶維護(hù)等因素，再結(jié)合變速器的特點(diǎn)，現(xiàn)選用三軸式變速器。2.1.2倒擋傳動(dòng)方案圖2-6為常見的倒擋布置方案。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叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。圖2-6 變速器倒擋傳動(dòng)方案與前進(jìn)擋位比較， 倒擋使用率不高， 而且都是在停車狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換倒擋，

故多數(shù)方案均采用直齒滑動(dòng)齒輪方式倒擋。 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增大，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，一擋與倒擋， 都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處， 以便改善上述不良狀況，本設(shè)計(jì)采用如下方案（見圖 2-7）。圖2-7 倒擋布置2.2零、部件結(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。2.2.1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。本設(shè)計(jì)中除一、倒擋外，其余均采用斜齒輪傳動(dòng)。2.2.2換擋結(jié)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，但由于換擋不輕便、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，除一擋、倒擋外很少采用。本設(shè)計(jì)中一擋與倒擋采用直齒滑動(dòng)換擋。嚙合套換擋型式一般是配合斜齒輪傳動(dòng)使用的。 由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動(dòng)載荷，提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換擋結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋位上常被使用。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。本設(shè)計(jì)也采用同步器換擋。2.2.3自動(dòng)脫擋自動(dòng)脫擋是變速器的主要障礙之一。為解決這個(gè)問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種：1）將嚙合套做得長(zhǎng)一些（如圖 2-8a）或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開（圖 2-8b），這樣在嚙合時(shí)使接合齒端部超過被接合齒約 1~3mm。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動(dòng)脫擋。此段切薄a b圖2-8防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ 圖2-9防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（ 0.3~0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動(dòng)脫擋（圖 2-9）。3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 20~30），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫擋的軸向力。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，用較多。在本設(shè)計(jì)中所采用的是直齒滑動(dòng)齒輪換擋與鎖環(huán)式同步器換擋相結(jié)合的方式實(shí)現(xiàn)換擋。鎖環(huán)式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 2-10所示：圖2-10鎖環(huán)式同步器l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊;7-止動(dòng)球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪2.2.4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(dòng)軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常在布置上有困難。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。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球軸承來承受軸向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部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。第二軸后端常采用球軸承，以承受軸向力和徑向力。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承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。變速器內(nèi)采用圓錐滾子軸承雖然直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊，裝配麻煩，磨損后軸承易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)，所以不適用于線性膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。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， 并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6～20mm,下限適用于輕型車和轎車。滾針軸承、滑動(dòng)軸套主要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，徑向配合間隙小，定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點(diǎn)。滑動(dòng)軸套的徑向配合間隙大，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。變速器主要參數(shù)的確定3.1變速器主要參數(shù)的選擇3.1.1擋數(shù)近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，微面車一般用4~5個(gè)擋位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用 5個(gè)擋位。3.1.2傳動(dòng)比初選傳動(dòng)比：設(shè)五擋為直接擋，則： ig5=1Uamax=0.377npr（3.1）igmaxi0式中：Uamax—最高車速np —發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速—車輪半徑igmax—變速器最大傳動(dòng)比i0 —主減速器傳動(dòng)比np/nT=1.4～2.0（3.2）則np=（1.4～2.0）×3200=4480～6400r/minTemax=9549×Pemax（式中=1.1～1.3，取=1.2）np所以，np=9549×(1.1~1.3)60105=6002～7090r/min汽油機(jī)的轉(zhuǎn)速在 5000～6500r/min取np=6000r/min主減速器傳動(dòng)比 :npr6000300.3103i0=0.377×=0.377×=5.027igmaxi095單面主減速器，當(dāng)i0<6時(shí)，取=95%，乘用車ig1在3.0~4.5范圍，g=96%，T= × g=95%×96%=91.2%最大傳動(dòng)比ig1的選擇：①滿足最大爬坡度根據(jù)汽車行駛方程式：GfCDAua2Gimdu(3.4)Temaxigi0Tr21.15dt汽車以一擋在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡(jiǎn)化為 :Temaxigi0TGsinGfcosr即，ig1GrfcossinTtqi0T

3.3）3.5）式中：G—作用在汽車上的重力， G mg，m—汽車質(zhì)量， g—重力加速度，mg=1860×9.8=18228N；.Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， Temax=105Nm；i0—主減速器傳動(dòng)比， i0=5.027；T—傳動(dòng)系效率， T=91.2%；r—車輪半徑，r=0.3m；f—滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于貨車取 f=0.02；—爬坡度，取 =16.7°18609.8（0.02cos16.7sin16.7）0.3003ig11055.027=3.48291.2%②滿足附著條件。Temaxig1i0TFz2·φ（3.6）r在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75即ig118609.860%0.750.3003=5.112≤1055.02791.2%由①②得：3.482≤ig1≤5.112；又因?yàn)槌擞密噄g1=3.0~4.5；所以，取ig1=4.5其它各擋傳動(dòng)比的確定：按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系：ig1ig2ig3ig4q（3.7）ig2ig3ig4ig5式中：q—常數(shù)，即各擋之間的公比。因此，各擋的傳動(dòng)比有：ig1q4，ig2q3，ig3q2，ig4qqn1ig1=44.5=1.456所以，其他各擋傳動(dòng)比為：32ig2=q=3.09，ig3=q=2.12，ig4=q=1.4563.1.3中心距初選中心距時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式A KA3Temaxi1g （3.8）式中：A—變速器中心距（mm）；KA—中心距系數(shù)，乘用車： KA=8.9～9.3，Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，.Temax=105（Nm）；i1—變速器一擋傳動(dòng)比， ig1=4.5；g—變速器傳動(dòng)效率，取 96%；則，AKA3Temaxi1g(8.9～9.3)31054.596%～71.46（）==68.38mm初選中心距A=70mm。3.1.4齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)乘用車模數(shù)取值為2.0~3.5mm，本設(shè)計(jì)中一擋與倒擋直齒輪模數(shù)m=3mm，其余各擋斜齒輪模數(shù)m=2.5mm2）齒形、壓力角α、螺旋角β汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-1選取。表3-1汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項(xiàng)目齒形壓力角α螺旋角β車型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°重型車同上低擋、倒擋齒輪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，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角 α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪常嚙合齒輪為 25°，其余各擋斜齒輪均為 22o。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。（3）齒寬b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，齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強(qiáng)度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬 b：b Kcmn式中:Kc——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.4～7.0，斜齒輪取7.0～8.6；mn——法面模數(shù)。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。常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪 b=18mm,對(duì)應(yīng)一軸齒輪b=24mm；一擋：中間軸上齒輪 b=20mm,對(duì)應(yīng)的一擋齒輪 b=22mm；二擋：中間軸上齒輪 b=20mm,對(duì)應(yīng)的二擋齒輪 b=20mm；三擋：中間軸上齒輪 b=18mm,對(duì)應(yīng)的三擋齒輪 b=18mm；四擋：中間軸上齒輪 b=18mm,對(duì)應(yīng)的三擋齒輪 b=18mm；倒擋：b=20mm,b=20mm。3.2各擋傳動(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)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)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各擋齒數(shù)的方法。3.2.1確定一擋齒輪的齒數(shù)確定一擋直齒輪的齒數(shù)，一擋傳動(dòng)比：Z2Z9（3.9）igIZ10Z1圖3-1變速器示意圖為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Z:2A（3.10）Z其中，Am；故、m=70mm=3有Z46.67。當(dāng)乘用車為三軸式的變速器時(shí)，Z10在15~17之間選擇，此處取Z10=16，則可得出Z9=30.67（取整為31）。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，可以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47，則反推出A=70.5mm。3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)求出常嚙合斜齒輪齒輪的傳動(dòng)比 :Z2iZ10Z1gIZ9Z22.32由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 :Z1而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等mn(Z1Z2)A由此可得：2cos2AcosZ1 Z2mn而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： Z1 Z2 51①與②聯(lián)立可得：Z1=15、Z2=36。則可算出實(shí)際螺旋角 β=25.28o。3.2.3確定其他擋位的齒數(shù)二擋傳動(dòng)比：Z2Z7ig3.09Z1Z8故有：Z71.2875

3.11）①3.12）②3.13）③Z8對(duì)于斜齒輪，Z2Acos（3.14）mn故有：Z7Z852.3④③聯(lián)立④得：Z7 29、Z8 23。則，實(shí)際螺旋角 β=22.78o按同樣的方法可分別計(jì)算出：三擋齒輪 Z5 24、Z6 28；四擋齒輪Z3 19、Z4 33，實(shí)際螺旋角β=22.78o3.2.4確定倒擋齒輪的齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪 Z12的齒數(shù)一般在21～23之間，初選Z12后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距B，。初選Z12=22，B，1mZ12Z10（3.15）2=132216=57mm2為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉， 齒輪11和10的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑De11應(yīng)為：De10De11B，（3.16）20.52,則：De11=2B—1—De10=71mmZ12=21.3 （取整為21）倒擋軸與第二軸的中心距：m。B"=78mm11Z9)(Z23.3各擋齒輪幾何參數(shù)（1）一擋直齒輪幾何參數(shù)m=3mm，

Z9=31，Z10=16，

n=20

°，

=0°，A,=70.5mm分度圓直徑

d

9=Z9m=93mm

d10=Z10m=48mm齒頂高h(yuǎn)a9=ha10=ha*m=3mm齒根高h(yuǎn)f9=hf10=(ha*+c*)=3.75mm齒全高h(yuǎn)9=h10=(2ha*+c*)=6.75mm齒頂圓直徑d=(Z+2ha*)=99mmd=54mma99a10齒根圓直徑df9=(Z9-2ha*-2c*)m=85.5mmdf10=40.5mm（2）常嚙合斜齒輪幾何參數(shù)mn=2.5mm，Z1=15，Z2=36，n=20°，=25°，A'=70.5mm1=0.37，2=-0.37端面模數(shù)mt=mn=2.76mmcos端面壓力角tarctan(tanncos)=21.925°端面嚙合角α=Acosαt=22.086°'tarccosA'分度圓直徑d1=mn(Z1)=41.47mm，d2=mn(Z2)=99.53mmcosβcosβ齒頂高h(yuǎn)a1=mn(ha+ξ1)=3.425mmha2=mn(ha+ξ2)=1.575mm齒根高h(yuǎn)f1=(ha+c-ξ1)=2.2mmhf2=(ha+c-ξ2)=4.05mm齒全高h(yuǎn)ha+hf5.625mm齒頂圓直徑da1=d1+2ha1=48.32mmda2=d2+2ha2=102.68mm齒根圓直徑df1=d-2hf1=37.07mmdf2=d-2hf2=91.43mm12（3）二擋斜齒輪幾何參數(shù)mn=2.5mm，Z7=29，Z8=23，n=20°，=22°，A'=70.5mm變位系數(shù)1=0.34,2=-0.11，端面模數(shù)mt=mn=2.696mmcos端面壓力角tarctan(tann)=21.43°cos端面嚙合角α=Acosαt=22.24°'arccostA'理論中心距A=Z72Z8mt=70.10mm中心距變動(dòng)系數(shù)n=A'A=0.16mn變位系數(shù)之和(Z7Z8)(inv'invt)=0.37t2tgn齒頂降低系數(shù)nn=0.21分度圓直徑=78.63mm，=62.36mm齒頂高h(yuǎn)a7=mn(ha+ξ1-σn)=2.825mmha8=mn(ha+ξ2-σn)=1.7mm齒根高h(yuǎn)f7=m(ha+c-ξ)=2.275mmhf8=m(ha+c-ξ)=3.4mmn1n2齒全高h(yuǎn)ha+hf5.1mm齒頂圓直徑da7=d+2h=84.73mmd=d+2h=67.56mm7a7a88a8齒根圓直徑df7=d7-2hf7=74.53mmdf8=d8-2hf8=57.36mm（4）三擋斜齒輪幾何參數(shù)mn=2.5mm，Z5=24，Z6=28，n=20°，=22°，A'=70.5mm變位系數(shù)1=0.34，2=0.29端面模數(shù)mt=mn=2.696mmcos端面壓力角tarctan(tann)=21.43°cos端面嚙合角'=arccosAcosαt=22.24°αtA'理論中心距A=Z5Z6mt=70.10mm2中心距變動(dòng)系數(shù)n=A'A=0.16mn變位系數(shù)之和(Z5Z6)(inv'invt)=0.58t2tgn齒頂降低系數(shù)nn=0.42分度圓直徑=65.08mm，=75.92mm齒頂高h(yuǎn)a5=mn(ha+ξ1-σn)=2.3mmha6=mn(ha+ξ2-σn)=2.175mm齒根高h(yuǎn)f5=mn(ha+c-ξ1)=2.275mmhf6=mn(ha+c-ξ2)=2.4mm齒全高h(yuǎn)ha+hf4.575mm齒頂圓直徑da5=d5+2ha5=69.68mmda6=d6+2ha6=80.27mm齒根圓直徑df5=d+2h=60.53mmdf6=d+2h=71.12mm5f56f6（5）四擋斜齒輪幾何參數(shù)mn=2.5mm，Z3=19，Z4=33，n=20°，=22°，A'=70.5mm變位系數(shù)1=0.19，2=0.52端面模數(shù)mt=mn=2.696mmcos端面壓力角tarctan(tanncos)=21.43°端面嚙合角α=Acosαt=22.24°'arccostA'理論中心距A=Z3Z4mt=70.1mm2齒頂降低系數(shù)nn=0.42分度圓直徑=51.52mm，=89.48mm齒頂高h(yuǎn)a3=mn(ha+ξ1-σn)=1.75mmha4=mn(ha+ξ2-σn)=2.75mm齒根高h(yuǎn)f3=mn(ha+c-ξ1)=2.825mmhf4=mn(ha+c-ξ2)=1.825mm齒全高h(yuǎn)ha+hf4.575mm齒頂圓直徑d=d+2h=55.02mmd=d+2h=94.98mma33a3a44a4齒根圓直徑da3=d3+2ha3==45.87mmda4=d4+2ha4=85.83mm（6）倒擋齒輪幾何參數(shù)11=22,Z12=21,n°，°m=3mm，Z=20=0分度圓直徑=Z11*m=66mm=Z12*m=63mm齒頂高h(yuǎn)a11=ha12=ha*m=3mm齒根高h(yuǎn)f11=h=(ha*+c*)=3.75mmf12齒全高h(yuǎn)11=h12=(2ha*+c*)=6.75mm齒頂圓直徑da11=(Z11+2ha*)=72mmda12=69mm齒根圓直徑df11=(Z11-2ha*-2c*)m=58.5mmdf12=55.5mm變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇4.1齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三類：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，這時(shí)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差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞4.2齒輪的材料及熱處理現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造 ,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合,以大大提高其接觸強(qiáng)度,彎曲強(qiáng)度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時(shí)也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本。國(guó)產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是 20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下：mn≤3.5

滲碳深度

0.8～1.2mm3.5＜mn＜5

滲碳深度

0.9～1.3mmmn≥5

滲碳深度

1.0～1.6mm滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為 HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于 0.2；表面硬度HRC48～53。本設(shè)計(jì)變速器齒輪選用材料是 20CrMnTi。4.3各軸轉(zhuǎn)矩的計(jì)算.發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為105Nm，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%。Ι軸T1=Temax離承=105×99%×96%=99.79N.m中間軸T=T1×××.3承齒i21=99.7996%99%36/15=227.62NmⅡ軸一擋T21T3承齒i.910=227.62×0.96×0.99×31/16=419.14Nm二擋.223承齒78=227.62×0.96×0.99×29/23=272.76NmTTi三擋.233承齒56=227.62×0.96×0.99×24/28=185.42NmTTi四擋.243承齒34=227.62×0.96×0.99×19/33=124.56NmTTi五擋T25T3承齒=394.99×0.96×0.99=375.40N.m倒擋倒（承2*i）1292.=227.62*(96%*99%)*22/16*31/21=417.32Nm倒擋軸T'（22.倒承）=227.62*(96%*99%)*22/16=297.45NmT3齒i10114.4齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核4.4.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算1、直齒輪彎曲應(yīng)力 w圖4.1齒形系數(shù)圖TKKw2gf（4.1）m3zKcy式中：）；aTg—計(jì)算載荷（N.mm）；K —應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 K =1.65；Kf—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 Kf=1.1，從動(dòng)齒輪Kf=0.9；b—齒寬（mm）；—模數(shù)；y—齒形系數(shù)，如圖 4.1。當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400～850MPa。（1）倒擋齒輪11，12，的彎曲應(yīng)力 w11 ， w12z11=22，z12=21， y11=0.122，y12=0.138，T倒=297.45N.m，T3=227.62N.m2T倒KKfw11m3z11Kcy112297.451.650.9103=569.29MPa<400～850MPa33226.50.122w122T3KKfm3z12Kcy12=2297.451.651.1103=676.11MPa<400～850MPa33216.50.1382）一擋齒輪彎曲應(yīng)力w9，w10z9=31，z10=16，y9=0.117，y10=0.167，T31=419.14N.m，T2=227.62N.m2T21KKfw9m3z9Kcy9=2419.141.650.9103=578.33MPa<400～850MPa333170.1172T2KKfw10 m3z10Kcy10=2227.621.651.1103=455.93MPa<400～850MPa331680.1672、斜齒輪彎曲應(yīng)力ww2TgcosK（4.2）zm3yKKnc式中：Tg—計(jì)算載荷（N·mm）；mn—法向模數(shù)（mm）；z—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角（°）；K—應(yīng)力集中系數(shù)，K=1.50；y—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)znzcos3在圖中查得；Kc—齒寬系數(shù)Kc=7.5K—重合度影響系數(shù)，K=2.0。當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪為 180～350MPa。（1）計(jì)算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力w72T22cos78Kz7mn3y7KcK=2272.76cos22.78。1.50103=210.42MPa<180～350MPa292.530.1567.52.0w82T3cos78Kz8mn3y8KcK=2227.62cos22.78。1.50103a～a23430.1537.52.0=291.32MP<180350MP（2）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力2T23cos 5 6Kw5 z5mn3y5KcK=2185.42cos22.78。1.50242.530.1637.52.0w62T3cos56K3z6mny6KcK=2227.62cos22.78。1.50282.530.1627.52.0（3）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力w32T24cos34Kz3m3y3KKnc=2124.56cos22.78。1.50192.530.1437.52.0w42T3cos4Kz34mny4KcK=2227.62cos22.78。1.50332.530.1757.52.0（4）計(jì)算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力w12T1cos12Kz1mn3y1KcK299.79cos25.28。1.50=2.530.1587.52.015w22T3cos2Kz2mn3y2KcK2227.62cos25.28。1.50=2.530.1247.52.0364.4.2齒輪接觸應(yīng)力

103=178.14MPa<180～350MPa103=188.60MPa<180～350MPa103=172.31MPa<180～350MPa103=148.14MPa<180～350MPa103=155.20MPa<180～350MPa103=187.95MPa<180～350MPajTgE11（4.3）0.418bdcoscoszb式中： j—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；Tg—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（°）；E—齒輪材料的彈性模量（ MPa）；b—齒輪接觸的實(shí)際寬度 (mm)；z、

b—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪

z

rzsin

、b

rbsin

，斜齒輪

z

rzsin

cos2

、

b

rbsin

cos2

；rz、rb—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/2作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力j見表4.1。4-2彈性模量E=20.6×10N·mm，齒寬bKcmKcmn表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪jMPa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（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力z10d10sin=8.21mm2b9d9sin=15.90mm2j90.418T21E11bd9cosz10b9=0.418419.1420.61041132293cos208.211015.90=1203.85MPa<1900～2000MPaj100.418T3E11bd10cosz10b9=0.418227.6220.6104111032448cos208.2115.9=1182.29MPa<1900～2000MPa（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力z8d8sin/cos222.78=11.57mm2b7d7sin/cos222.78=14.58mm22211j70.418TEbd7coscos22.78z8b7=0.418272.7620.610478111031872.5cos20cos22.11.5714.58=1160.19MP a<1300～1400MPaj80.418T3E11cos22.78bd8cosz8b7=0.418227.6220.610411357.5cos20cos22.7811.5714.581020=1129.01MPa<1300～1400MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力z6d6sin/cos222.78=14.08mm2b5d57sin222.78=12.07mm2/cosj50.418T23E11bd5coscos22.78z6b5=0.418185.4220.610411360cos20cos22.7814.0812.071018=1047.61MPa<1300～1400MPaj60.418T3E11cos22.78bd6cosz6b5=0.418227.6220.6104111031870cos20cos22.7814.0812.07=1074.61MPa<1300～1400MPa（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力z4d4sin/cos222.78=16.60mm2b3d3sin/cos222.78=9.56mm2j30.418T24E11bd3coscos22.78z4b3=0.418124.5620.6104111031947.5cos20cos22.7816.69.56=972.20MP a<1300～1400MPaj40.418T3E11coscos22.78bd4z4b3=0.418227.6220.6104111031782.5cos20cos22.7816.69.56=1054.25MPa<1300～1400MPa（5）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力z1d1sin/cos225.28=7.84mm2b2d2sin/cos225.28=18.82mm2j10.418T1E11cos25.28bd1cosz1b2=0.41899.7920.6104111032037.5cos20cos25.287.8418.82=1009.14MPa<1300～1400MPaj20.418T3E11cos25.28bd2cosz1b2=0.418227.6220.6104111031890cos20cos25.287.8418.82=1037.02MPa<1300～1400MPa（6）計(jì)算倒擋齒輪11，12的接觸應(yīng)力z12d12sin20=11.29mm2b11d11sin20=10.78mm2j110.4182T倒E11bd11cosz12b11=0.418297.4520.6104111032066cos2011.2910.78=1251.07MP a<1900～2000MPaj120.4182T3E11bd12cosz12b11=0.418227.6220.6104111032063cos2011.2910.78=1120.16MP<1900～2000MPaa變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核5.1各擋齒輪的受力計(jì)算（1）一擋齒輪9，10的受力Ft92T212429.141039013.76Nd993F102T32227.621039484.17Ntd1048Fr9Ft9tan9013.76tan203280.74NFr10Ft10tan9484.17tan203451.96N（2）二擋齒輪7，8的受力Ft72T222272.761037524.41Nd772.5Ft82T32227.621037917.22Nd857.5Fr7Ft7tann7524.41tan20/cos22.782970.35Ncos78Fr8Ft8tann7917.22tan20/cos22.783125.42Ncos78Fa7Ft7tan8Fa8Ft8tan8

7524.41tan22.783159.88N7917.22tan22.783324.84N（3）三擋齒輪5，6的受力F52T232185.421036180.67Ntd560F62T32227.621036503.43Ntd670Fr5Ft5tann6180.67tan202439.90Ncoscos22.7856Fr6Ft6tann6503.43tan202567.31Ncoscos22.7856Fa5Ft5tan566180.67tan22.782595.59NFa6Ft6tan66503.43tan22.782731.12N（4）四擋齒輪3，4的受力Ft32T242124.561035244.63Nd347.522227.623Ft4T3105518.06Nd482.5Fr3Ft3tann5244.63tan202070.38Ncoscos22.7834Fr4Ft4tann5518.06tan202178.32Ncoscos22.7834Fa3Ft3tan345244.63tan22.782202.49NFa4Ft4tan345518.06tan22.782317.31N（5）五擋齒輪1，2的受力F12T1299.791035322.13Ntd137.5Ft22T32227.621035058.22Nd290Fr1Ft1tann5322.13tan20coscos25.282142.26N12Fr2Ft2tann5058.227tan20coscos25.282036.03N12Fa1Ft1tan125322.13tan25.282513.49NFa2Ft2tan125058.22tan25.282388.85N（6）倒擋齒輪11，12的受力Ft112T3227.621036897.58Nd1166Ft122T'倒2297.451039442.85Nd1263Fr11Ft11tan6897.58tan202510.51NFr12Ft12tan9442.85tan203436.92N5.2變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸A=70.5mm，第二軸和中間軸中部直徑已知中間軸式變速器中心距0.45A，軸的最大直徑d和支承距離L的比值：對(duì)中間軸，d/L=0.16～0.18；對(duì)第二軸，d/L0.18～0.21。第一軸花鍵部分直徑d（mm）可按式（5.1）初選dK3Temax（5.1）式中：K—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0～4.6；Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑d1(4~4.6)*3Temax(4~4.6)3105=18.87~21.7mm，取25mm；第二軸最大直徑d2max0.4570.531.725mm取45mm；中間軸最大直徑dmax0.4570.5=31.725mm取dmax=38mm第二軸：d2max0.180.21；第一軸及中間軸：d1max～L2～L0.160.18第二軸支承之間的長(zhǎng)度L2=171～200mm取L2=173mm；中間軸支承之間的長(zhǎng)度L中=200～225mm取L=210mm;倒擋軸支承之間的長(zhǎng)度L倒=103mm。令第二軸上一至四擋處各直徑分別為d21-d24,倒擋為d2R；中間軸上一至五擋處各直徑分別為d31-d35,倒擋為d3R;倒擋軸上一擋與倒擋處直徑為d41,d42。5.3軸的校核5.3.1軸剛度校核若軸在垂直面內(nèi)撓度為 fc，在水平面內(nèi)撓度為 fs和轉(zhuǎn)角為 δ，可分別用式5.2）、（5.3）、（5.4）計(jì)算fcFra2b264Fra2b2（5.2）3EIL3ELd4fsFta2b264Fta2b2（5.3）3EIL3ELd4Frabba64Frabba（5.4）3EIL3ELd4式中：Fr—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）；Ft—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）；E—彈性模量（MPa），E=2.06×105MPa；I4），對(duì)于實(shí)心軸，Id464；d—軸的直徑（mm），—慣性矩（mm花鍵處按平均直徑計(jì)算；a、b—齒輪上的作用力距支座 A、B的距離（mm）；L—支座間的距離（mm）。軸的全撓度為ffc2fs20.2mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為fc=0.05～0.10mm，fs=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過 0.002rad。δFra bL（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算（2）二軸的剛度一擋時(shí)：Ft99013.76，F(xiàn)r93280.74NNd2125，a43mm，b62mmL105mmmm9922fc964Fr9a9b9=0.019mm0.05～0.10mm3ELd214fs964Ft9a92b92=0.05mm0.10～0.15mm3d214ELf9fc29fs290.08mm0.2mm64Fr9a9b9b9a994=0.000014rad0.002radELd21二擋時(shí)：Ft77524.41N，F(xiàn)r73125.42Nd2240mm，a7155mm，b718mmL173mm22～fc764Fr7a7b7=0.0018mm0.10mm340.05ELd22fs764Ft7a72b72=0.0044mm0.100.15mm3d224EL～f7fc27fs270.004mm0.2mm764Fr7a7b7b7a7=-0.00009rad0.002rad4ELd22三擋時(shí)：F6180.67，F(xiàn)2439.90Nt5Nr5d2330，a82mm，b91mmL173mmmm55fc564Fr5a52b52=0.032mm0.05～0.10mm4ELd23fs564Ft5a52b52=0.081mm0.10～0.15mm3d4EL23f5fc25fs250.870mm0.2mm564Fr5a5b5b5a5=0.00004rad0.002rad3ELd234四擋時(shí):F5244.63，F(xiàn)2070.38Nt3Nr3d24，a3，b118mmL173mm25mm58mm364Fr3a322fc3b3=0.0.5mm0.05～0.10mm34ELd24fs364Ft3a32b320.100.15mm3=0.1mm～d244ELf3fc23fs230.11mm0.2mm364Fr3a3b3b3a3=0.0003rad0.002rad43ELd24倒擋時(shí):Ft129442.85N，F(xiàn)r123436.92Nd2R25mm，a1290mm，b1215mm,L105mmfc1264Fr12a122b122=0.005mm0.05～0.10mm43ELd2R22fs1264Ft12a12b12=0.014mm0.10～0.15mm3d24RELf12fc212fs2120.015mm0.2mm1264Fr12a12b12b12a12=-0.0003rad0.002rad4ELd2R（3）中間軸剛度Frδa bL一擋時(shí):Ft10 9484.17N，F(xiàn)r10 3451.96Nd3130mm，a1049mm，b1054mmL103mm22fc1064Fr10a10b10=0.01mm0.05～0.10mm34ELd3122fs1064Ft10a10b10=0.026mm0.10～0.15mm3d4EL31f10fc210fs2100.028mm0.2mm1064Fr10a10b10b10a10=-0.00002rad0.002rad3ELd431三擋時(shí):F6503.43，F(xiàn)2567.31Nt6Nr6d3334mm，a6，92mmL210mm118mmb6f64Fr6a62b62=0.043mm～0.10mmc640.05ELd3322fs664Ft6a6b6=0.11mm～0.15mm3d334EL0.10f6fc26fs260.12mm0.2mm664Fr6a6b6b6a6=-0.000074rad0.002rad43ELd33四擋時(shí):Ft45518.06N，F(xiàn)r42178.32Nd3430，a95mm，b115mmL210mmmm4464Fr4a422fc4b4=0.06mm0.05～0.10mm43ELd3422fs464Ft4a4b4=0.150.100.15mm3d34ELf4fc24fs240.16mm0.2mm64Fr4a4b4b4a4=0.0001rad0.002rad443ELd34五擋時(shí):F5058.22，F(xiàn)2036.03Nt2Nr2d3530mm，a218mm，b2L192mm210mmf64Fr2a22b22=0.011mm～0.10mmc2340.05ELd3522fs264Ft2a2b2=0.027mm0.10～0.15mm3d354ELf2fc22fs220.03mm0.2mm264Fr2a2b2b24a2=0.00034rad0.002rad3ELd35倒擋時(shí):Ft116897.58N，F(xiàn)r112510.51Nd3R30mm，a1190mm，b1115mm,L=105mm22fc1164Fr11a11b11=0.024mm0.05～0.10mm43ELd3R22fs1164Ft11a11b11=0.067mm0.100.15mm3d34REL～f11fc211fs2110.071mm0.2mm1164Fr11a11b11b11a11=0.000185rad0.002rad3ELd43R5.3.2軸的強(qiáng)度校核（1）二軸的強(qiáng)度校核三擋時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核（如圖 5.1）。RVARHARVBRHBFa5Ft5RHARHBFr5Ft5CL1 L2LRVA RVBMFr5287.27N·mMvc左=129.78N·mMvc右=96.30N·mT33=185.42Nm·mM=372.65N·m圖5.1-二軸強(qiáng)度校核圖求水平面內(nèi)支反力RHA、RHB和彎矩MHCRHA+RHB=Ft5（5.5）RHAL1RHBL2（5.6）由以上兩式可得：RHA=3156.86N，RHB=3023.81N，MHC=287.27N.m求垂直面內(nèi)支反力RVA、RVB和彎矩MVCRVA+RVB=Fr5（5.7）Fr5L11Fa5d5RVBL（5.8）2由以上兩式可得R，R，M左.，M右.VA=1426.18NVB=1013.72NVC=129.78NmVC=496.30Nm按第三強(qiáng)度理論有：MM2M2T2（5.9）HV右23M=287.272129.782185.422372.65N.m32M（5.10）d2330.14MPa400MPa（2）中間軸強(qiáng)度校核四擋時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核（如圖 5.2）。求水平面內(nèi)支反力RHA、RHB和彎矩MHCRHA+RHB=Ft4（5.11）RHAL1RHBL2（5.12）·由以上兩式可得：RHA=3021.20N，RHB=2496.86N，MHC=287Nm求垂直面內(nèi)支反力RVA、RVB和彎矩MVCRVA+RVB=Fr4（5.13）FL1FdRL（5.14）r412a44VB由以上兩式可得R，R，M左.，M右.VA=699.29NVB=1479.03NVC=66.43NmVC=170.08Nm按第三強(qiáng)度理論有：M222（5.15）VM=2872170.082124.562.356.07Nm32M（5.16）d3430.135MPa400MPaRVA RHARVB RHBFa4Ft4RHARHBFr4Ft4CL1 L2LRVA RVBMFr5287N·mMvc左=66.43N·mMvc右=170.08N·mT33=124.56N·mM=356.07N·m圖5.2-中間軸強(qiáng)度校核圖5.4軸承的選擇⑴一軸軸承校核①初選軸承型號(hào)由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承為滾子軸承 6206，油潤(rùn)滑極限轉(zhuǎn)速 n=9500r/min，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》該軸承的 Co=42500N，Cr=32500N。②軸承的校核一擋時(shí)傳遞的軸向力最大。Ⅰ求水平面內(nèi)支反力RH1、RH2RH1+RH2=Ft9（5.17）Ft9L1RH1L（5.18）由以上兩式可得：RH1=10394.28N，RH2=3297.46N。Ⅱ內(nèi)部附加力FS1、FS2，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.4和Y=2.1FS1RH1/2Y3712.24NFS2RH2/2Y785.11NⅢ軸向力Fa1和Fa2由于

Fa9

F

S2

FS1所以軸承

2被放松，軸承

1被壓緊Fa1

Fa9

FS2

6370.02

785.11

7155.13NFa2

FS1

3712.24NⅣ求當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得：Cr325000N,C0r425000N向當(dāng)量動(dòng)載荷Pr：Fa11.30e0.29Fr9查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》，則X=0.4，Y=2.1。PfpXFr1YFa1（5.19）fp為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù) [11]fp（1.2～1.8）取fp=1.2P fpXFr1 YFa1=23020.188N③計(jì)算軸承的基本額定壽命 Lh106CLh(5.20)60nP為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承 =3；對(duì)滾子軸承 =10/3。1200r/min106C106332500合格。LhP601200=43630.33h＞L,h=30000h60n23020.1882）二軸軸承校核初選軸承型號(hào)由工作條件和軸頸直徑初選中間軸為球軸承6206，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》該軸承的Co=19500N，C=115000N，e=0.44，預(yù)期壽命L,=30000h。rh一擋時(shí)傳遞的軸向力最大，按同樣方法計(jì)算可得：106C1063Lh35800=30000h合格。=31144.03h＞L,60nP60342.867819.34h3）中間軸軸承校核初選軸承型號(hào)由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承為圓錐滾子軸承30205，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程手機(jī)手冊(cè)》,該軸承的Co=592000N，Cr=432000N，e=0.44，預(yù)期壽命L,h=30000h。按同樣方法計(jì)算可得：106Cr1064320010/3Lh=43062.43h,=30000h60nPr60573.915791.76＞Lh合格。變速器同步器的設(shè)計(jì)與操縱機(jī)構(gòu)6.1同步器的結(jié)構(gòu)原理在前面已經(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：圖6-1 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（6-1），此類同步器的工作原理是：換擋時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，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(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