固定軸式變速器

第一章概述變速器是用來改變改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速的，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空擋，，可在啟動發(fā)動機，汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。對變速器提出如下要求：1） 保證汽車有必要的動力性和經濟性。2） 設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。3） 設置倒擋，使汽車能倒退行駛。4） 設置動力輸出裝置，需要是能進行功率輸出。5） 換檔迅速、省力、方便。6） 工作可靠。汽車行使過程中，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，變速器還應當輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進擋數(shù)或軸的形式分類。在原有變速傳動機構基礎上，再附加一個副箱體，這就在結構變化不大的基礎上，達到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機構有向自動操作方向發(fā)展的趨勢。第二章變速器傳動機構布置機械式變速器因具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛的應用?！?.1傳動機構布置方案分析一、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用。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，結構簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時燥聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作燥聲增大，容易損壞，還有，受結構限制，兩軸式變速器與一擋速比不可能設計的很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反 ；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向相同。圖2-1示出用在發(fā)動機前置前輪驅動的乘用車上的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧錐齒輪或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均采用常嚙合齒輪傳動。圖2-1f中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并且用同步器換檔；同步器多數(shù)用在輸出軸上，這是因為一擋主動齒輪尺寸小，同步器裝在輸入軸上有困難，而高擋的同步器可以裝在輸入軸后端，如圖 2-1d,e所示；圖2-1d所示方案有輔助支撐，用來提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲。圖2-1f所示方案為五擋全同步器式變速器，以此為基礎，只要將五擋齒輪用尺寸相當?shù)母籼滋娲?，即可改變?yōu)樗膿踝兯倨?，從而形成一個系列產品 。圖2—1兩軸式變速器傳動方案2.中間軸式變速器中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器第一軸的前端經軸承支撐在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經花鍵與萬向節(jié)連接。圖分別示出了幾種中間軸式變速器的傳動方案。各種傳動方案的共同特點是:變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經軸支撐在第一軸的后端的孔內，并且保持兩軸軸線在同一直線上，經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)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達到90%以上,噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，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比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動，多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換檔機構,均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構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，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。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數(shù)，軸的支撐方式,換擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差別。b c圖2-2中間軸式四檔變速器傳動方案如圖2-2中間軸式五檔變速器傳動方案中，圖a所示方案中，除一，倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖b、c所示的方案的各前進擋均采用常嚙合齒輪傳動。圖d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，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低噪聲外還可以在不需要超速擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進擋的變速器。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的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(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)動機前置后輪驅動的承用車采用中間軸式變速器 ，為縮短傳動軸長度，將第二軸加長置于附加殼體內，如果在附加殼體內布置倒擋傳動齒輪和換擋機構，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所示的多支撐結構方案，能提高軸的剛度。這時如用在軸的平面上可分開的殼體，就能很好的解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2-2c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時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方案的特點。本次設計我設計的是發(fā)動機前置后輪驅動的經濟型轎車變速器，通過對上述方案的分析，決定采用中間軸式變速器。二、倒擋布置方案與前進擋相比，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換擋。為了實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中加入一個中間傳動齒輪的方案。圖2—3倒擋布置方案圖2-3為常見的倒擋布置方案。圖2-3b所示方案的優(yōu)點是倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間周的長度；但倒擋時要求有兩隊齒輪同時進入嚙合，使倒擋困難，圖2-3c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-3d所示方案針對前者的缺點作了修改，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。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度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-3g所示方案；其缺點是一，倒擋各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，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，都應當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。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置靠近軸的支撐處。倒擋設置在變速器的左側或右側，在結構上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒擋時駕駛員移動變速桿的方向改變了。為防止以外掛如倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需要克服彈簧所產生的力，用來提醒駕駛員注意。§2.2零部件結構方案分析一、 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，運轉平穩(wěn)，工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪齒數(shù)增加，導致變速器的質量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。本次設計全部采用斜齒圓柱齒輪。二、 換擋機構形式變速器換擋機構有直齒滑動齒輪，嚙合套，和同步器換擋三種形式。汽車行駛時，因變速器內各轉動齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在齒端面產生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅是齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產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才能使換擋時齒輪無沖擊，并克服上述缺點；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，采用直齒滑動齒輪換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造，拆裝與維修工作容易，并能減少變速器旋轉部分的慣性力矩，但除一擋，倒擋外已很少使用。當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，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時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，所以它們都不會過早損壞；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。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變速器上應用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構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構簡單，制造容易，能降低制造成本及減少變速器長度等有點。使用同步器能保證迅速，無沖擊，無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性，燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它油結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛的應用。利用同步器或嚙合套換擋，其擋位行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動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盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現(xiàn)這一點。我采用的換擋機構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。三、變速器軸承作旋轉運動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，滑動軸套等。至于何處應當采用何種類型的軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器結構緊湊，尺寸小的特點，采用尺寸大寫的軸承受結構限制，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腔中，內腔尺寸足夠時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，用來承受軸向力和徑向力。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間，常采用一端有密封圈的球軸承來承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經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保持架的圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當在殼體前端面布置軸承蓋由困難時，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，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，可承受高負荷和通過對軸承預緊能消除軸向竄動等優(yōu)點，故在一些變速器上得到應用。圓錐滾子軸承也有裝配后需要調整預緊，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。當采用錐軸承時，要注意軸承的預緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙而使中間軸歪斜。導致齒輪不能正確嚙合而損壞。因此。錐軸承不適合用在線性系數(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，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、經向配合間隙小、定位及運轉精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點。滑動軸套的經向間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易、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。第三章變速器主要參數(shù)的選擇§3.1中心距A對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對齒輪的接觸強度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證齒輪必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，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小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。對于中間軸式初選中心距A時，可根據(jù)下述公式計算A=Ka事"""(3-1)式中，A為中心距(mm)；KA為中心距系數(shù)，貨車取KA=8.6—9.6；T為發(fā)動機的最大轉矩(N.m)；i1為變速器一擋傳動比；門g為變速器傳動效率，，取96%。分析該車發(fā)動機及相關參數(shù)：該車為6噸左右的輕型載貨汽車，參考相關車型HFC1060D1，選擇輪胎型號為：7.00-20。按下試計算輪胎半徑：dr=0.0254[—+b(1-X)] (3-2)S 2其中入=0.10-0.12；取入二0.11代入數(shù)據(jù)得r=41.2242cm其中KA=9.1，T=202Nm，i1=6.4按最大爬坡度計算一擋傳動比:參考同類車型：取主減速器傳動比為i0=6.67,取q=0.95。(3-3)試中：m為汽車重質量m=6045k,g為重力加速度g=9.8N/Kg,T為發(fā)動機最大轉矩T=202N.m,i0為主減速器傳動比等于6.67，w為道路最大阻力系數(shù)等于0「31，匚為驅動輪滾動半徑，nT為汽車傳動系效率。代入數(shù)據(jù)得igiN6.07。根據(jù)車輪與路面附著條件確定一檔傳動比：iJ氣哲 (3-4)g1Temax5G2為汽車滿載時靜止于水平路面驅動橋給路面的載荷，參考同類車型G2=3869Kg,平為道路附著系數(shù)，計算時取平=0.5-0.6，在此取0.55。代入數(shù)據(jù)得igi<10.65參考同類車型HFC1060D1初選一檔傳動比為i=6.4其他各檔傳動比按等比數(shù)列來分配：則i=3.44，i=1.85，i=1。g2 g3 g4把一檔傳動比代入中心距公式計算變速器中心距：A=9.1x3202x6.4x96%=97.79mm圓整后取A=98mm?！?.2齒輪參數(shù)的選取一、模數(shù)齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、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合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲又較為重要的

意義，因此齒輪的模數(shù)應選的小些;直齒輪模數(shù) m=『丁f聲f (3-5)￡nzKyb式中T—計算載荷，N?mm；jK一應力集中系數(shù)，直齒輪取K=1.65；Kf一摩擦力影響系數(shù)，因主、被動齒輪在嚙合處的摩擦力方向不同，故對彎曲應力的影響系數(shù)也不同：主動齒輪取 K尸.1，被動齒輪取Kf=0.9；z—齒輪的齒數(shù)；y—齒型系數(shù)，見圖4-1七一齒輪彎曲應力，=400~800Mpa。m=3.55mmMpa，當T七一齒輪彎曲應力，=400~800Mpa。m=3.55mm取m=3.5mm；斜齒輪法面模數(shù)式中 K—應力集中系數(shù)，P一斜齒輪螺旋角；(3-6)：2TKcosp

m=——j斜齒輪法面模數(shù)式中 K—應力集中系數(shù)，P一斜齒輪螺旋角；(3-6)n3兀zKKyb斜齒輪取K=1.5；K一齒寬系數(shù)，斜齒輪取K=7.0~8.6；K,一重合度影響系數(shù)，取K^=2；y一齒形系數(shù)，按當量齒數(shù)z=z/cos3p由圖4-1查得；b一彎曲應力，Mpa，對轎車變速器斜齒輪取【b】=180~350Mpa，對貨車斜齒輪取【b】=100~250Mpa；m=2.76mm取m=3mm表3-1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車型微型、輕型轎車中級轎車中型貨車重型汽車mn2.25-2.752.75-33.50-4.54.50-6由于設計車型為輕型貨車，所以取m=3mm。二、壓力角a齒輪壓力角較小時。重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進入嚙合和推出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為28°時強度最高，超過28°時強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為25°時強度最高。因此理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取用 14.5°，

151616.5151616.5。等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5。或25°等大些的壓力角。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為20°。在這次設計中我選用壓力角a=20°。三、 螺旋角P的選取選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲的、齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應的提高。不過當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。斜齒輪的螺旋角一般在20°到30°之間。四、 齒寬b在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度均有影響?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的有點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒寬方向受力不均勻造成便載，導致承載能力降低，并載齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：斜齒b=mK,K為齒寬系數(shù)取為7.0-8.6直齒K=4.4-7.0第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)K可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數(shù)相同的各擋，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。五、 齒輪變位系數(shù)的選擇原則齒輪的變位是齒輪設計中的一個重要環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，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：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對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度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點使不能同時增加一對

齒輪的強度，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，又避免了其缺點。由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各擋傳動比的需要，使各相互嚙合的齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪由相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。對于斜齒輪傳動，可以通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。我在齒輪設計中齒輪沒有達到根切，采用改變螺旋角大小的方法來保證中心距，所以沒有采用齒輪變位。§3.3各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比不應該盡可能不是整數(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=3.5mm。1.確定一檔齒輪參數(shù)及傳動比：初選0=25。一擋的傳動比為：i=—2^=6.4 (3—7)‘1‘8直齒—和—的齒數(shù)和—=—-=服98=56 (3—8)7 8 Xm3.5取—廣57一般情況下承用車中間軸式變速器的中間軸一擋齒輪的齒數(shù)可在 12—14之間選擇，現(xiàn)在選取中間軸上一擋齒輪——14之間選擇，現(xiàn)在選取中間軸上一擋齒輪—8=13，所以—=57-13=44。7代入(3—2)式修正中心距57=代入(3—2)式修正中心距57=2AnA=99.75mm3.5取A=100mm? ——I=TXTm(—+—)A=—n——1 2—2cos0—1=20.12，取Z1=21，—2=40.15,取Z2=40(3-9)(3-10)z6-21.93，取(3-9)(3-10)z6-21.93，取z6-22。2tgp6'1+w'Iz6J(3-11)tgP6-1.27所以i= ^7=6.45,glzXz修正螺旋角 p=23.79=2347'24''2.確定二檔齒輪參數(shù)及傳動比： 初選島=20=烏x冬Z1Z6a-m(z5+z6)2cosp6z5-38.86，取z5-39所以i-~^5—3.38g2 Z]Xz6修正螺旋角 P6-19.37-1922'12''此外從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下式-1.57兩者相差不大，所以中間軸上的軸向力可以基本上抵消。3.確定二檔齒輪參數(shù)及傳動比： 初選%-20i-勺X%3z.]z4a-m(-3+z4)2cosp4nz-29.34，取z-30。(3-12)(3-13)—30.46，取z—31。所以i-~^3—1.84‘1 ‘4修正螺旋角 P4-19.37-1922'12''此外從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下式

tg%_ 72tgP4 7tg%_ 72tgP4 7]+72tg^2=1.27郵4r7\1+W-1.23"74)(3-14) 2—7]+七兩者相差不大，所以中間軸上的軸向力可以基本上抵消。4.確定倒檔齒輪參數(shù)及傳動比：倒擋軸齒輪的齒數(shù)710一般在21-23之間，初選％=12七=23；i=—nx—10xL=7.89n7—50；◎ 7 7 7 11中間軸與倒擋軸的中心距：A'=—(7+7)=61.25mm2 9 10倒擋軸于第二軸的中心距:—A=y(7+7)—126mm變速器齒輪參數(shù)表3-2齒輪齒輪模數(shù)壓力角螺旋角齒數(shù)13202347'24''21232023。47'24”40332019。22'12”30432019。22'12”31532019。22'12”39632019。22'12”2273.520O4483.5201393.52012103.52023113.52050

第四章變速器的設計與計算§4.1軸的計算與校核當變速器掛一擋時軸受力最大，所以只要一擋時軸的強度滿足要求，其就符合要求只，下面只校核一擋時中間軸的強度。一.中間軸的受力分析中間軸的軸向力基本上已相互抵消可以不予考慮。1.T1=T=202000(N?mm)Fti2TFti2T=——i=

di2x202000131.2=3079.3(N)3079.3xtg20。Fr=1cosPFr=1cosPcos22.4°Fa1=FttgP=3079xtg22.4°=1269.1(N)2.T=T土=384761.9(N?mm)2emaxZ1TOC\o"1-5"\h\zF=坦=16912.6(N)t2 d8Fttan以 …llr/v、F=——2 n=6155.7 (N)r2 cosP8Fa=Fttanp=0,X-Z面受力分析：

131.2FR"(23+178.5+96.5)—Fr(178.5+96.5)—Frx96.5+Fax 1 1 2代入數(shù)據(jù)得： 九''=2832.6(N)F"x298—Fax^12—Frx23—Frx201.5=0R2 1 2 1 2代入數(shù)據(jù)得： FR2''=4535.3(N)X-Y面受力分析：XT面Hl23178.5FR1FR223178.5FR1FR2FR1'(23+178.5+96.5)+Ft1(23+178.5)—Ft?x96.5=0代入數(shù)據(jù)得：FR1'=3394.6(N)FR'(23+178.5+96.5)+Ftx23—Ftx201.5=02 1 2代入數(shù)據(jù)得： FR'=11198.2(N)作力矩圖1.X-Z面3.合成五.校核計算T=384761.9Nmm；W=—3^=3216.99mm3；軸的材料選用20GrMnTi,采用滲碳、淬火、回火處理。?SM2+T2q= —=381.6Mpa<g］；驗算合格。

§4.2齒輪的計算與校核一擋齒輪因其承受載荷最大，所以只要它滿足要求，其它各擋都滿足要求，由于常嚙合齒輪一直處于工作狀態(tài)，因此也要對其進行校核。下面對一擋齒輪和常嚙合齒輪進行校核。一、齒輪的計算校核公式：Fkk 2TkK/ 、1.彎曲應力：直齒，b=【1=g引f(4-1)wbty 冗m3ZKy斜齒，(4-2)Fkk 2Tkcosp斜齒，(4-2)b=i仃f=——g-^ wbtyk 兀m3zkyk式中:F]—圓周力；kb—應力集中系數(shù)；kc—齒面寬系數(shù);式中:t—法向齒距；y—齒行系數(shù)；kg—重合度影響系數(shù);kf—摩擦力影響系數(shù)。2.齒面接觸應力：bj2.齒面接觸應力：bj=0.418jb!FE(1 1)+"PPJ(4-3)3D SOGCI7dEC3D SOGCI7dECOfiLfiO式中：F—齒面上的法向力；E—齒輪材料的彈性模量E=190000；b—齒輪接觸的實際寬度；P,Pb—主從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑。00,210.20口一L分C1.I目170.1C?.13G.14D■二r?.T2O.LIn1nU.<!M二、校核第二軸一擋齒輪：1.彎曲應力：Fkk 2TkK"-—b"一兀*ZKyc其中： k=1.65氣=0.9 k「8.0 y=0.152m=3.5z=44T=T L=384761.9N?mmg emaxz1代入數(shù)據(jù)得:2x384761.9x1.65x0.9兀x3.53x44x8x0.152=722.9Mpa；許用應力在400-850Mpa之間，所以合適。2.接觸應力:】FE(1 1)一+"PzF1=2Tg=16912.6NdF1 ,八，F(xiàn)= =17998N,b=25,cos以?cosPp=rsina=7.78，p=rsina=26.3。代入數(shù)據(jù)得：b=0.418回乓驊耳方匚二］=1994.6MpaJ y25 "/./826.3y一檔和倒檔得許用接觸應力在1900-2000Mpa之間，所以合適。三、校核中間軸一擋齒輪：1.彎曲應力：Fkk 2TkKbw—b"=Kmg3ZKy

c其中：k=1.65 k廣1.1kC=8y=0.138z=13m=3.5T=T L=384761.9N?mmg emaxz1代入數(shù)據(jù)得：2x384761.9x1.65x1.1kx3.53x13x8x0.138=722.5Mpa許用應力在400-850Mpa之間，所以合適。2.接觸應力:b=0.418、ibF1F1=竺=16912.6NdF1F= =17998N,b=25,cosa?cosPp=rsina=7.78p=rsina=26.3。代入數(shù)據(jù)得：bj=0.41817998x190000(125=1994.6Mpa一檔和倒檔得許用接觸應力在1900-2000Mpa之間，所以合適。Fkk 2TkcosFkk 2TkcosPb=—1~b_f= g_b "8Tg其中:四、校核第一軸常嚙合齒輪:彎曲應力:兀m3zkyk=T =202000N?mm, k°=1.65,y=0.14kC=8.5,m=3,P=P2=23.79。，z=21代入數(shù)據(jù)得:2x202000xcos23.79°x1.65 心， =143.9Mpa兀x33x21x8.5x0.14x2對于貨車，許用彎曲應力為當計算載荷取Tg作變速器一軸上的最大轉矩時，b=100-250Mpa，所以合格。常嚙合持論2.接觸應力:1FE(1 1)+"PPJ一T Temax=101000N?mmg2F1=2Tg=2932.7N ，dN,b=27,N,b=27,r*9.29ZcosP2F1F= =3410.7Ncosa?cosPp=涔=31.4。bcosP2代入數(shù)據(jù)得：bj=0.4183410.7x190000(127k9.29+土j=764.9Mpa當取廠事時，變速器常嚙合齒輪的許用接觸應力為1300-1400Mpa,所以合格。五、校核中間軸常嚙合齒輪:1.彎曲應力:Fkk 2TkcosPb= 1bf=——g_b wbtyk兀m3zkyk其中：T=T=202000,k=1.65,y=0.145,m=3,P=P2=23.79。，z=40。k=2,kc=8.5,小)聽坦"曰 2x202000xcos23.79°x1.65代入數(shù)據(jù)得：b= —72.9Mpaw 兀x33x40x8.5x0.145x2對于貨車，當計算載荷取T作變速器一軸上的最大轉矩時，常嚙合持論g許用彎曲應力為b=100-250Mpa，所以合格。2.接觸應力:\FE(1 1)+"ppJT—emax

g2F1=絲=2932.7NdF1 ,八F= =3410.7N,b=27,cos以?cosPrsin以…，，p=-b =31.4。bcosP2代入數(shù)據(jù)得：bj=0.4183410.7x190000(127=764.9Mpa當取t=J時，變速器常嚙合齒輪的許用接觸應力為 1300-1400Mpa,g2所以合格?！?.3軸承的計算與校核一.圓錐滾子軸承的校核計算校核中間軸右軸承，當掛一擋時其承載最大，所以只要它滿足要求，其它的都滿足要球。

已知軸承：額定動載荷C已知軸承：額定動載荷C=49.2(KN)r額定靜載荷L=37.2(KN)F=F2-F1=11269.1-0=1269.1(N)Fr2=J4535.32+11198.22=12081.7(N)Fa_1269.1FT=12081.7=Fa_1269.1FT=12081.7=0.105FaCor1269.137200=0.034查表得:e=0.23F——<e，所以Por=F]=12081.7,2取Por=Fr=12081.7沖擊載荷系數(shù)fp=1.5P=fFr^=1.5X12081.7=18112.55e=3,n=迎料=1050r「min,代入數(shù)據(jù)得:106f49200V代入數(shù)據(jù)得:106f49200V60x1050<18112.55)=318.2(h)(4-4)因為一擋使用率是1%所以應如下驗算其里程:318.2 x60x1050x3.14x1050X10-6=6609364.02km(km)所以滿足要求。1%§4.4鍵的校核計算鍵主要用于軸和轂的聯(lián)結以實現(xiàn)周向固定并傳遞轉矩這次設計中間軸和第一軸一擋均采用花鍵聯(lián)結，這里只校核第二軸一擋齒輪的花鍵?；ㄦI的校核計算花鍵應滿足擠壓強度：。=彳X1000vk] (4-5)p ^Zhld pm式中中為載荷分配不均系數(shù)這里取0.8,Z為花鍵的齒數(shù)，L為齒的工作長度，h為花鍵側面工作高度，dm為花鍵直徑。g]為花鍵許用擠壓應力取70Mpa。p第一軸花鍵規(guī)格：NxdxDxB為8x32x39x10，工作長度L為35mm。

2x202X1000x5.14“° 、壬人 =66.2<70Mpa，適合。8x0.8x4x35x35平鍵的校核計算普通平鍵連接的強度條件為：b=2"1000<[b] (4-6)pkldp式中：T—為傳遞的轉矩(T=Fy牝f|)，N?m；k一鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，此處h為鍵的高度，mm；l一鍵的工作長度，mm，圓頭平鍵l=L-5,這里的L為鍵的公稱長度，mm；b為鍵的寬度，mm；d—軸的直徑，mm；[b]一鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，此處p[b]=100?120"。pT=101N?m，k=4，l=22，d=33。2x2x101x10004x22x33=69.6Mpa所以鍵的規(guī)格都滿足設計要求。第五章同步器的設計同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種，目前得到廣泛應用的是慣性增力式同步器。慣性增力式同步器能做到換擋時，在兩換擋元件之間的角速度完全相等之前不允許換擋，因而能很好的完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。因鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于承用車和總質量不大的火車變速器中，這次設計我采用的都是鎖環(huán)式同步器。環(huán)式同步器主要尺寸的確定接近尺寸b:同步器換擋第一階段中間，在滑快側面壓在鎖環(huán)缺口側邊的同時，且嚙合套相對滑快作軸向移動之前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b，稱為接近尺寸。尺寸b應大于零，取b=0.2-0.3mm 。分度尺寸a滑塊側面與鎖環(huán)口側邊接觸時，嚙合套結合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離a稱為分度尺寸。尺寸a應等于1/4接合齒距離。滑塊轉動距離c滑塊在鎖環(huán)缺口內轉動距離影響分度尺寸 a。滑塊寬度d、滑塊轉動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關系為E=d+2c?；瑝K端隙81 滑塊端隙81系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙。通常取8等于0.5mm左右。主要參數(shù)的確定摩擦因數(shù)f 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，應當選用耐磨性能良好的材料。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油類型和溫度等因素有關。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪山的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。同步環(huán)主要尺寸的確定同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計德窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間德油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強。使磨損加快。通常軸向泄油槽為6-12個，槽寬3—4mm。錐面半錐角a 摩擦錐面半錐角a越小，摩擦力矩就越大。但a過小則摩擦錐面將產生自鎖。通常取^= 6°—8°。一般取=7°。摩擦錐面平均半徑RR設計德越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件德尺寸和布置的限制，原則上是在可能的條件下，盡可能使R取大些。錐面工作長度b縮短錐面工作長度b，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受結構布置上的限制，包括變速器中心距的及相關零件的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。承用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應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度和疲勞壽命。鎖止角B鎖止角B選的正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換擋。已有結構的鎖止角在26°-42。范圍內變化。同步時間t同步起器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸、轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸、輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對同步時間有影響。對于承用車變速器，高擋取0.15—0.30s，低擋取0.50—0.80s。轉動慣量的計算其轉動慣量的的計算是：首先求得各零件的轉動慣量，然后按不同擋位轉換到被同步的零件上。對已有的零件，其轉動慣量值通常用扭擺法測出；若零件未制成，可將這些零件分解為標準的幾何體，并按數(shù)學公式合成并求出轉動慣量值。第六章變速器操縱機構設計根據(jù)汽車的使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換擋時只能掛入一個擋位，換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，輕便換擋。用于機械式變速器的操縱機構，常見的是有變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋、或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。手動換擋變速器又分為直接操縱手動換擋變速器和遠距離操縱手動換擋變速器。當變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構簡單，已得到廣泛應用。變速器距離駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋手力經過這些轉換機構才能完成換擋功能。這種變速器稱為遠距離操縱手動變速器。這時要求整套系統(tǒng)又足夠的剛性，且各連接件之間間隙不能過大，否則換擋時手感不明顯，并增加了變速桿顫動的可能性。此時，變