I 輕型貨車變速器設計 摘要 汽車變速器是汽車傳動系統的主要組成部分，主要作用是將發動機的矩經過改變后傳遞給主減速器。改變傳動比擴大驅動輪轉矩和轉速范圍，來適應不同的行駛條件。設置空檔用來中斷動力傳遞，設置倒檔，使汽車能夠倒退行駛。 文中闡述輕型 貨 車 HD1050 的變速器設計，是依據現有生產企業在生產車型的變速器作為設 原型，在給定發動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨立設計出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設計的主要內容是根據已知參數進行各檔位傳動比的選擇確定、齒輪參數的選擇、二軸及中間軸的選擇計算、軸承的選擇等。 文中對變速器的主要參數進行了驗證，包括齒輪強度的校核、變速器軸度和剛度的校核、軸承壽命的驗算等。計算結果表明整體性能滿足要求。 關鍵詞 : 變速器；中間軸；設計；傳動比；齒輪 II LGV transmission design Author Tutor Abstract Auto transmission is the main component of the transmission agent, its main effect is to transfer the torque from engine to the primary retarder, and in which process the torque is changed, is to expand the scope and speed to adapt different driving conditions by changing gear ratio. We set up the neutral position to interrupt the power transmission, set up the reverse position, so the vehicle can drive back. This paper elaborates on the transmission design of Light Truck CA1050, Which use the existing production as a design prototype. It have finished an independent design to meet the requirements of the three-axle five positioned transmission, in the condition of given engine output torque and rotate speed.,vehicle maximum speed and highest gradient. In the design, the major content is the choice and determine of every position ratio, the choice of gear parameters, the choice and the calculate of the intermediate axle and the output axle, the choice of bearings, basing on the known parameters. The main parameters of transmission have been checked, including the strength of geares, the transmission shafts strength and stiffness , bearing life. The results show that the whole performance meet the requirement Key words Transmission； Intermediate Axle； Design ；Gear ratio； Gear 目 錄 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 緒論 . 1 1.1 概述 . 1 1.2 國內外研究狀況和發展方向 . 1 第 2 章 傳動方案及零部件結構分析 . 4 2.1 變速器的基本設計要求 . 4 2.2 變速器傳動機構布置方案 . 4 2.2.1 倒檔布置方案 . 4 2.2.2 零部件結構方案分析 . 5 2.3 本章小結 . 8 第 3 章 變速器主要參數的選擇與計算 . 9 3.1 擋數的選擇 . 9 3.2 傳動比的確 定 . 9 3.3 中心距 A的確定 . 11 3.4 外形尺寸的初選 . 11 3.5 齒輪參數選擇 . 12 3.5.1 模數 . 12 3.5.2 壓力角 . 12 3.5.3 螺旋角 . 13 3.5.4 尺寬 b . 14 3.6 各擋齒輪齒數分配 . 14 3.7 變速器齒輪的變位 . 19 3.8 本章小結 . 20 第 4 章 齒輪與軸的設計計算 . 21 4.1 齒輪設計與計算 . 21 4.1.1 齒輪材料的 選擇原則 . 21 4.1.2 各軸的轉矩計算 . 21 4.1.3 齒輪強度計算 . 22 4.2 軸的設計與計算 . 27 4.2.1 軸的工藝要求 . 28 4.2.2 初選軸的直徑 . 28 4.2.3 軸最小直徑的確定 . 29 4.2.4 軸的強度計算 . 30 4.3 軸承的選擇與校核 . 33 4.3.1 一軸軸承的選擇與校核 . 33 4.3.2 中間軸軸承的選擇與校核 . 35 4.4 本章小結 . 36 第 5 章 變速器同步器及操縱機構的選擇 . 37 5.1 同步器 . 37 5.1.1 同步器工作原理 . 37 5.1.2 慣性同步器 . 37 5.2 操縱機構的選擇 . 39 5.2.1 概述 . 39 5.2.2 典型操縱換檔機構 . 40 5.3 變速器殼體的設計 . 41 5.4 本章小結 . 42 結 論 . 43 致 謝 . 44 參考文獻 . 45 1 第 1 章 緒論 1.1 概述 輕型貨車主要從事城市市區或農村間中短途距離運輸的交通工具，具有機動靈活、快捷方便的優勢，特別是在運輸噸位不大且距離又比較近時，輕型貨車便發揮出巨大優勢。近幾年來隨著我國城市規模的不斷擴大，城市市區間越來越需要輕型貨車。變速器是汽車傳動系統中重要的組成部分，它直接影響汽車的動力性和燃油經濟性，是汽車的重要部件之一。 本設計是依據現有生產 企業在生產車型的變速器作為設計原型，在給定發動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨立設計出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設計的重點部分是檔位傳動比的選擇及計算依據、齒輪參數的選擇計算及校核、二軸及中間軸的強度校核等。 通過查閱圖書館電子資源和館藏圖書，了解變速器研究領域的最新發展動向；閱讀關于變速器設計方面的書籍，學習變速器設計的過程、步驟、方法和經驗教訓，解決設計過程中遇到的自己不能解決的問題；去實驗室動手拆裝此類型的變速器，了解變速器的結構與工作原理進行變速器的設計和計算 。 此次輕型貨車的變速器設計將基本滿足輕型貨車的使用要求，通過對變速器的分析、方案選擇、設計計算和整理，能達到了預期的效果，完成此次畢業設計。畢業設計是對自己大學四年所學知識進行系統的綜合運用，通過此次設計，了解了變速器設計的基本過程和在設計過程中應該注意的問題，學會了設計的過程和方法。 1.2 國內外研究狀況和發展方向 變速器作為汽車傳動系統的總要組成部分，其技術的發展，是衡量汽車技術水平的一項總要依據。 21 世紀能源與環境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術等是科學技術發展的重 要領域 1 ，這些領域的科技進步推動了變速器技術的發展。目前國內外的變速器主要向著自動變速器方向 2 發展，自動變速器在實際中所占的比例越來越大，目前有一半以上的轎車和部分重型載貨汽車上使用的是自動變速器。變速器作為汽車傳動系統的總要組成部分，其技術的發展，是衡量汽車技術水平的一項總要依據。 21 世紀能源與環境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術等是科學技術發展的重要領域，這些領域的科技進步推動了變速器技術的發展。 根據 前進檔數分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。 根據軸的形式分為：固定軸式，旋轉軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發動機前置后輪驅動的汽車上。旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。目前自動變速器得到廣泛的應用。 變速器技術的發展動向如下： （ 1）節能與環境保護。變速器的節能與環境保護既包括傳動系本身的節能與環境保護，也包括發動機 的節能與保護。因此研究高效率的傳動副來節約能源，采用零污染的工作介質或潤滑油來避免環境污染，根據發動機的特性和行駛工況來設計變速器，使發動機工作在最佳狀態，以保證汽車在最高傳動效率和最低污染物排放區運行； （ 2）應用新型材料。材料科學與技術是 21 世紀重點發展的科學技術領域。各種新型材料在變速器中的應用已經推動了汽車技術的發展和性能的提高。 （ 3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪聲、長壽命、重量輕、體積小、低成本一直以來是變速器的發展方向； （ 4）智能化、集成化。變速器 智能化、集成化是信息、電子集成技術和控制技術與變速器技術的結合。其特點是根據發動機的特性和汽車的行駛工況，通過計算機智能控制，實現對變速器傳動比的實時控制，使發動機工作 3 在最佳狀態。將變速器智能化，并且普及到大眾化的汽車上 2 。這樣的汽車可以依據駕車者的性情、路面的狀況、車身的負荷乃至周邊環境等多種因素，挑選最適合的功能，實現智能化駕駛，以充分發揮車輛的性能，降低油耗，確保安全。變速器的發展使汽車好像有了人的智慧它根據外界路面的變 化，經過計算，代替人作出準確聰明的決斷。 隨著科技的發展和汽車工業的不斷向前進步，汽車自動變速器會越來越多的得到使用。 4 第 2 章 傳動方案及零部件結構分析 變速器用來改變發動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。變速器設有空檔，可在發動機起動、汽車滑行或停車時使發動機的動力停止向驅動輪工作。 2.1 變速器的基本設計要求 變速器在汽車底盤中具有很重要的作用，它 的好壞直接決定汽車的使用壽命和經濟性，因此變速器的設計必須滿足以下要求： （ 1）保證汽車有必要的動力性和經濟性； （ 2）設置空檔，用來切斷發動機的動力傳輸； （ 3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛； （ 4）設置動力輸出裝置； （ 5）換檔迅速、省力、方便； （ 6）工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現象發生； （ 7）變速器應有高的工作效率； （ 8）變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。 2.2 變速器傳動機構布置方案 2.2.1 倒檔布置方案 圖 2.1 為常見的倒檔布置方案。圖 2.1b 方案的優點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖 2.1c 方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖 2.1d 方案對 2.1c 的缺點做了修改。圖 2.1e 所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其 5 齒寬加長。圖 2.1f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便。為了縮短變速器軸向長度，倒檔傳動采用圖 2.1g 所示方案。缺點是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 本 設計結合實際車型，在給定的任務書中已經確定是中間軸式變速器，全部齒輪為常嚙合齒輪，所以綜合考慮，本身設計選擇圖 2.1（ b）形式進行設計 。 圖 2.1 倒檔布置方案 2.2.2 零部件結構方案分析 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 3 。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩、工作噪聲低等優點，所以本設計倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒 輪。 2、換擋機構 變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些 6 要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。 使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，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，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動齒輪換擋行程小。 通過比較本設計所有擋選用同步器換檔。 3、典型的操縱機構及其互鎖裝置 圖 2.5 為典型的操縱機構圖 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機構。 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其他變速叉軸互被鎖住，下面介紹幾種常見的機構： （ 1）互鎖銷式 圖 2.7 是汽車上 用得最廣泛的一種機構，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。 圖 2.6， a 為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖 2.6， b,c,d 為某一叉軸在工作位置，而其他叉軸被鎖住。 7 圖 2.6 互鎖銷式工作原理 （ 2）擺動鎖塊式 圖 2.7 為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分 A 檔住其他兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。 （ 3）轉動鉗口式 圖 2.9 為與上述鎖塊機構原理相似 的轉動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞 A 軸轉動。選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。上海 SH-130 型載重汽車的變速器互鎖機構就采用這種型式。 圖 2.7 擺動鎖塊式互鎖機構 圖 2.8 轉動鉗口式互鎖機構 上述操縱機構用于長頭駕駛室時期車上，為操縱桿由駕駛一室底板伸出的直接操縱機構。 對于平頭駕駛室汽車，輕型載重汽車或小客車所采用的遠距離操縱機構（操縱桿在方向盤下），要加上一套聯動機構。這種機構應 有足夠的剛性，并保證各連接件在靈活轉動情況下，其間隙不能過大，否則會使換檔手感不明顯。 8 為改善操縱輕便性，在小客車或重型載重汽車上的采用電磁、電力和液力控制，因其結構復雜并需要氣源或液壓源，在載重汽車上一般很少采用。 本次設計采用互鎖銷式互鎖裝置。 4、變速器軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。 第一軸常嚙合齒輪的內腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承 4 。 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。 滾針軸承、滑動軸承套主要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。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷等優點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 本設計中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側用圓錐滾子軸承，一軸用球軸承。 2.3 本章小結 本章主要 是對變速器傳動方案進行選取和分析，選擇中間軸式變速器為設計對象并且對零部件的結構進行分析和選取，選擇合適的齒輪形式、換檔機構和軸承進行變速器的設計。本章主要是從總體上進行變速器傳動方案及零部件結構分析確定。 9 第 3 章 變速器主要參數的選擇與計算 本次設計是在已知主要整車參數的情況下進行設計，已知的CA1051K26L4 整車主要技術參數如表 3.1 所示。 表 3.1 CA1051K26L4 整車主要技術參數 發動機最大功率 88kw 車輪型號 7.50-R16 發動機最大轉矩 300N.m 主減速器傳動 比 5.43 最大轉矩時轉速 2100r/min 最高車速 90km/h 總質量 5000kg 后軸載荷 3255kg 3.1 擋數的選擇 增加變速器的檔數能夠改善汽車的動力性和經濟性。檔數越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換檔頻率也增高。 在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。 檔數選擇的要求： （ 1）相鄰檔位之間的傳動比比值在 1.8 以下； （ 2）高檔區相鄰檔 位之間的傳動比比值要比低檔區相鄰檔位之間的比值小。 目前，轎車一般用 4 5 個檔位變速器，貨車變速器采用 4 5 個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車 5 。 傳動比范圍的確定與選定的發動機參數、汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在 3 4 之間，輕型貨車在 5 6 之間，其它貨車則更大。 文中設計結合實際，變速器選用 5 檔變速器，最高檔傳動比為 1。 3.2 傳動比的確定 速器的傳 動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動傳動比的比值。 10 1、最低檔傳動比計算 一檔傳動比應該滿足最大驅動力能夠克服汽車輪胎與路面的滾動阻力及最大爬坡阻力， m ax0m ax mgriiTrtge （ 3.1） terg iT rmgi 0maxmax1 （ 3.2） 式中： 最大轉矩 ， mmNTe .103 0 0 3m ax 車輪半徑 ,由已知輪胎規格 R16（ 8 級）可知道為 320.47mm； 主減速器傳動比， 43.50 i 傳 動系傳動效率 893.0%98%96%95 t mg 汽車重力， mg=5455 9.8； 代入公式（ 3.2）得到 ： 83.043.510300 47.3203.08.95455 3 gi=3.103 根據車輪與路面的附著條件則 ： 201ma x GriiTrtge （ 3.3） Terg iT Gi 0max21 （ 3.4） 在 0,50.6 之間取 0.55， 2G =31899N 代入式（ 3.3）得到 ：83.043.510300 47.32055.03 1 8 9 9 31 gi=4.5298 所以 5298.4103.31 gi 由于本車為輕型車且無超速檔，一檔初選傳動比取 4.2。 2、 其他各擋傳動比初選 各檔傳動比為等比分配 6 ， 則： qiiiiiiii 54433221 43.12.44451 iiq 11 43.1,05.2,93.2432 iii 3.3 中心距 A 的確定 由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據以下的經驗公式（ 3.5）計算 7 。 3 1m ax geA iTKA （ 3.5） 式中 ： A 變速器中心距（ mm）； AK 中心距系數， AK =8.6-9.6； maxeT 發動機最大轉距 =300（ N.m） ； 1i 變速器一檔傳動比為 4.2； g 變速器傳動效率，取 96%。 將各參數代入式（ 3.4）得到 ： A （ 8.69.6） 3 96.02.4300 =（ 8.69.6） 10.7=92.02102.7mm 貨車的變速器中心距在 92 102.7mm范圍內變化，初取 A=96mm。 3.4 外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換檔機構的布置初步確定。 影響變速器的殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪形式。 變速器殼體的軸向尺寸可參考表 3.2 數據選用： 12 表 3.2 變速器殼體的軸向尺寸 四檔 （ 2.2 2.7） A 五檔 （ 2.7 3.0） A 六檔 （ 3.2 3.5） A 為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為 2.9=278.4mm。 3.5 齒輪參數選擇 3.5.1 模數 齒輪模數選取的一般原則： （ 1）為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬； （ 2）為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬； （ 3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數； （ 4）從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因 此模數應選得小些。 對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數應選得大些。所選模數值應符合國家標準的規定。 變速器齒輪模數范圍大致表 3.3： 表 3.3 變速器齒輪 的法向 模數 微型、普通級轎車 中級轎車 中型貨車 重型貨車 2.25 2.75 2.75 3.00 3.5 4.5 4.5 6.0 選用時，優先選用第一系列，括號內的盡量不要用，表 3.4 為國標GB/T1357 1987，可參考表 3.4 進行變速器模數的選擇。 表 3.4 變速器常用的齒輪模數 第一系列 1 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 第二系列 1.75 2.25 2.75 （ 3.25） 3.5 表中數據摘自（ GB/T1357 1987） 綜合考慮文中設計由于是輕型車，變速器倒檔模數取 3.5mm；其他各檔為3.0mm。 3.5.2 壓力角 13 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 對于轎車，為了降低噪聲，應選用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選 用 22.5或 25等大些的壓力角。 國家規定的標準壓力角為 20，所以普遍采用的壓力角為 20。嚙合套或同步器的壓力角有 20、 25、 30等，普遍采用 30壓力角。 本變速器是采取了重要輕型汽車變速器的新技術主要內容是，在保證齒輪的強度要求之下，盡量將模數減小。這樣就明顯提高了齒輪的重合度，從而減小了沖擊載荷和噪聲。 3.5.3 螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩、噪聲降低 8 。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于 30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強度來著眼，應當選用較大的螺旋角值。 斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡。如圖 3.1 所示： 圖 3.1 中間軸軸向力的平衡 14 欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿 足下述條件： 111 tan na FF （ 3.6） 222 tanAa FF （ 3.7） 為使兩軸向力平衡，必須滿足： 2121tantan rr （ 3.8） 式中 ： 21 aa FF 作用在中間軸承齒輪 1、 2 上的軸向力； 21 nn FF 作用在中間軸上齒輪 1、 2 上的圓周力； 21rr 齒輪 1、 2 的節圓半徑； T 中間軸傳遞的轉矩。 貨車變速器的螺旋角為： 18 26，一檔齒輪的螺旋角取下限 3.5.4 尺寬 b 齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩的優點被削弱，齒輪的工作應力增加。 選用 較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據齒輪模數 m（nm）的大小來選定齒寬 b,nc mkb 式中： ck 齒寬系數，斜齒為 6.0 8.5。 3.6 各擋齒輪齒數分配 在初選中心距、齒輪模數和螺 旋角以后，可根據變速器的檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。變速器的傳動及各部件如圖 3.2 所示： 15 圖 3.2 CA10501K26L4 變速器傳動示意圖 1 一軸常嚙合齒輪 2 中間軸常嚙合齒輪 3 第二軸四擋齒輪 4 中間軸四擋齒輪 5 第二軸三擋齒輪 6 中間軸三擋齒輪 7 第二軸二擋齒輪 8 中間軸二擋齒輪 9 第二軸一擋齒輪 10 中間軸一擋齒輪 11 第二軸倒擋齒輪 12 中間軸倒擋齒輪 13 惰輪 1、最低檔傳動比計算 一檔傳動比為： 2.4101921 zz zzi g 如果一檔齒數確定了，則常嚙合齒輪的傳動比可求出，為了求一檔的齒數，要先求其齒輪和hz， hz 一檔齒數和，直齒mAzh 2 斜齒 nh mAz 2 （ 3.9） 中間軸上小齒輪的最少齒數，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸上的尺寸及齒輪齒數要統一考慮。貨車 10z 可在 12 17 16 之間選取，本設計取10z=16，初選 2312 ， 0.3nm， 代入公式（ 3.6）得到： 43.580.3 13.9623c o s2 hz 取整得 58，則 4216589 z。 2、對中心距 A 進行修正 因為計算齒數和后，經過取整使中心距有了變化，所以要根據取定的齒數和和齒輪變位系數重新計算中心距 A，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數分配的依據 9 。 cos2 hnzmA （ 3.10） 將各已知條件代入式（ 3.10）得到： 13.9623c o s2 583 A mm， 取整為 96mm。 3、常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數確定 101921 zz zzig （ 3.11） 而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即 ： 2121cos2 )(zzmA n （ 3.12） 已知各參數如下 ： 96,16,42,23,3 109109 Azzm n 代入式 （ 3.12） 得到 ： 13.231 z 取整 ： 37,23 21 zz ， 19.416372342102191 zzzzi g 4、二檔齒數的確定 已知 ： 93.2,96,32 gn iAm 17 由式子 ： 18272 zzzzig （ 3.13） 21287 zzizz g （ 3.14） 8787cos2 )( zzmA n （ 3.15） 此外，從抵消或減少 中間軸上的軸向力出發，還必須滿足下列關系式： )1(ta nta n8782212 zzzz z （ 3.16） 聯解上述（ 3.13），（ 3.14），（ 3.15）三個方程式，可采用比較方便的試湊法。解得結果如下： 21,39,36.208787 zz， 89.22139233787122 zzzzi g 5、三檔齒數的確定 已知： 05.2,96,3 3 gn iAm 由式子 21365 zzizz g （ 3.17） 8765cos2 )( zzmA n （ 3.18） )1(t a nt a n 6562 212 zzzz z （ 3.19） 聯解上式（ 3.17），（ 3.18），（ 3.19）三個方程式，可采用比較方便的試湊法，解得： 26,34,36.206565 zz 103.22634233765123 zzzzi g 6、 四檔齒數的確定 已知： 18 43.1,96,3 4 gn iAm 由式子 21443 zzizz g （ 3.20） 4343cos2 )( zzmA n （ 3.21） )1(ta nta n 4342 212 zzzz z （ 3.22） 聯解上述（ 3.20），（ 3.21），（ 3.22）三個式子，可采用比較方便的試湊法，解得： 322836.204343zz 408.13228233743124 zzzzi g 7、 倒檔齒數的確定 5.3m 初選 2213z （ 22-23）之間， 12z 小于10z取為 14， 09.4Ri 中間軸與倒檔軸之間的距離的確定 ： 63)2214(5.321)(21 1312 zzmA n 取整 63mm。 為保證倒擋齒輪在嚙合不發生干涉，齒輪 11 和齒輪頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙。則齒輪 11 的齒頂圓直徑 De11 為： ADeDe 2125.02 11 De11=129.92mm Z11=35.12 取整為 Z11=35 二軸與倒檔軸之間的距離確定 ： 75.99)2235(5.321)(21 1311 zzmA n mm 取整 100mm。 19 3.7 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因： （ 1）配湊中心距； （ 2）提高齒輪的強度和使用壽命； （ 3）降低齒輪的嚙合噪聲。 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嚙合齒輪的變位系數之和等于零。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接近的程度。角度變位系數之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多 10 。 變位系數的選擇原則： （ 1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數； （ 2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選 擇大、小齒輪的變位系數； （ 3）總變位系數越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。本設計采用角度變位來調整中心距。 1、一檔齒輪的變位 已知條件： 96 a ， 5.1012 5.3)1642( a 由計算公式nt maay ，Htz zyy 2 代入得到： 0629.05025714.125714.15.35.10196Htzntzyymaay 查機械設計手冊齒輪變位系數表得到 ： 20 31.021.1109 zzxx 1、 其余齒輪的變位，計算過程同上，計算結果見表 3.5 表 3.5 變速器各齒輪的變位系數 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 倒檔齒輪 變位系數 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 11Z 12Z 13Z 0.1 0.13 0.023 0.009 0.021 0.011 -0.103 -0.083 0.046 0.309 -0.22 3.8 本章小結 本章主要是對變速器齒輪各參數進行選取，包括模數、壓力角、螺旋角、齒寬等。在選定合適的參數條件下進行變速器齒輪齒數的設計計算，計算出常嚙合齒輪的齒數、中心距、各前進檔的齒輪齒數及倒檔齒數等，使其達到本次設計的設計要求。對變速器齒輪進行變位計算以便為下一步的變速器齒輪強度校核提供數據。 21 第 4 章 齒輪與軸的設計計算 4.1 齒輪設計與計算 變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對齒輪進行強度校核。 4.1.1 齒輪材料的選擇原則 1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對 如對硬度 350HBS 的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 30 50HBS 左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料 。 3、考慮加工、工藝及熱處理工藝 常嚙合齒輪因其傳遞的轉矩較大，并且一 直參與傳動，所以磨損較大，應選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用 20GrMnTi 材料滲碳后淬火，硬度為 5862HRC 12 。大齒輪用 40Gr 調質后表面淬火，硬度為 48 55HRC。一檔傳動比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi 滲碳后淬火，硬度為 56 62HRC，大齒輪 40Gr 調質后表面淬火，硬度為 46 55HRC；其余各檔小齒輪均采用 40Gr 調質后表面淬火，硬度為 4855HRC，大齒輪用 45 鋼調質后表面淬火，硬度為 40 50HRC。 4.1.2 各軸的轉矩計算 一軸轉距 mTTe N2.12856.908.90300m ax1 軸承離合 中間軸轉矩 mNiTT 92.435233798.096.012.285121 齒輪軸承中 22 二軸各檔轉距： 一檔齒輪 53.108712 TNm； 二檔齒輪 41.76912 TNm； 三檔齒輪 77.54132 TNm； 四檔齒輪 51.36242 TNm； 倒檔軸： mNiT 46.644142298.096.092.435T 1312齒輪軸承中倒 二軸倒檔齒輪： mNiT 37.984223598.096.046.644T 1211齒輪軸承倒倒擋二軸 4.1.3 齒輪強度計算 1、 斜齒齒輪輪齒彎曲強度計算 btyKKFIw （ 4.1） 式中： IF 圓周力（ N），dTF g21 ； gT 計算載荷（ N mm）； 節圓直徑（ mm）cos zmd n； nm 法向模數（ mm） ； 為斜齒輪螺旋角 )( ； K 應力集中系數， 50.1K； b 齒面寬（ mm）； t 法向齒距，nmt ； y 齒形系數，可按當量齒數3coszz n 在齒形系數圖（圖 4.1）中查得； K 重合度影響系數， 0.2K 23 將上述有關參數代入 （ 4.1） ，整理得到 ： KyKzmKTcngw3c o s2 （ 4.2） 圖 4.1 齒型系數圖 當計算載荷gT取作用到變速器第一軸上的最大轉矩maxeT時，倒檔直齒輪許用彎曲應力在 400 850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。斜齒輪對貨車為 100 200MPa 13 。 （ 1） 一檔齒輪彎曲強度校核 已知參數： 7,3 cn Km 815.0,16,42 109 zz 24.2821 T Nm, 84.283中T Nm 查齒形系數圖 4.1 得 ：186.0195.0109 yy ； 代入公式（ 4.2）得： 39.194195.0275.31614.3 5.11012.2852 3 31 w MPa 75.209186.0275.34214.3 5.11012.2852 3 32 w MPa 對于貨車當計算載荷取變速器第一軸最大轉距時，其許用應力應該小于 250Mpa， 1w ， 2w 均小于 250Mpa，所以滿足 設計要求。 24 （ 2） 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強度校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強度校核方法與一檔齒輪相同其計算結果見表 4.1： 表 4.1 各檔齒輪的彎曲強度校核 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 彎曲應力 MPa 218.58 198.71 232.1 233.48 221.90 222.00 228.19 230.00 各齒輪的彎曲應力均小于 250MPa，所以滿足設計要求。 2、倒檔齒輪輪齒彎曲強度計算 yzKmKKTcfgw32 （ 4.3） 式中 ： w 彎曲應力； K 應力集中系數，為 1.5； gT 計算載荷（ Nmm）； d 節圓直徑（ mm）； fK 摩擦力影響系數，主動齒輪為 1.1，從動齒輪為 0.9； b 齒寬（ mm）； t 端面齒數（ mm）， mt ， m 為模數； y 齒形系數； 查齒形系數圖 4.1 得 ： 18.012 y ； 代入公式 （ 4.3） 得： 48.68518.08225.314.3 65.11.137.9852 311 w MPa 當計算載荷gT取作用在變速器第一軸上的最大轉距時，倒檔直齒輪的許用彎曲應力在 400-850 之間， 11w 在許用范圍內，所以滿足設計要求。 3、斜齒齒輪輪齒接觸應力 25 )11(418.0bzj bFE （ 4.4） 式中 ： j 輪齒接觸應力（ MPa）； F 齒面上的法向力（ N），)cos(cos 1 FF ； F1 圓周力（ N）， dTF g21 ； gT 計算載荷（ Nmm）； d 節圓直徑（ mm）； 節點處壓力角； 齒輪螺旋角； E 齒輪材料的彈性模量 5101.2 （ MPa）； b 齒輪接觸的實際寬度（ mm）； bz , 主從動齒輪節點處的曲率半徑（ mm ）， 直 齒 輪 s in,s in bbzz rr ，斜齒輪 22 c o s)s in(,c o s)s in( bbzz rr ； zr br 主從動齒輪節圓半徑（ mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷 2maxeT 作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力j見下表 4.2 14 ： 表 4.2 變速器的許用接觸應力 齒輪 jMPa 滲碳齒輪 液體滲氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔 1300 1400 650 700 （ 1） 一檔齒輪接觸應力校核 已知條件： 7,3,17 cn Km ， 16,42 109 zz 26 2.410300 39 gT Nmm, 164210300 310 gT Nmm c o s2c o s2zmTdTFngg 86.2091217c o s420.3 2.4103002 310 F N, 48.3 4 3 1 117c o s160.3 1642103002 39 F N 09.2623c o s 37c o s nc mKb mm 358.2423c o s217s i n420.3c o s2s i nc o s2s i nc o ss i n439.1023c o s217s i n160.3c o s2s i nc o s2s i nc o ss i n331723332923zmdrzmdrnbbnzz 13685.0358.24 1439.10 111 bz 將已知數據代入公式（ 4.4）得： )(74.122413685.009.262101.248.34311418.0)11(418.059MP abFEbzj )(5.121413685.009.262101.286.20912418.0)11(418.0510MP abFEbzj 9j，10j均小于 1900 MPa，所以滿足設計要求。 （ 2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應力校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應力校核的方法同上，校核計算結果見表 4.3： 表 4.3 各齒輪的接觸應力 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 27 各齒輪的接觸應力均小于 1300 1400 MPa，所以滿足設計要求。 4、直齒倒檔齒輪接觸應力校核 已知條件： 14,7,17,5.3 12 zKm c 92.435中T Nm 將已知數據代入公式（ 4.4）得到： 207.1860517c o s145.3 92.4352c o s2c o s21212 mz Tmz TF g 中N 22.1183917c o s225.3 92.4352c o s2c o s21313 mz Tmz TF g 中N 43.2 1 5 1 117c o s355.3 2.4103002c o s2c o s2 3111111 mzTmzTF gg N 5.245.37 mKb c1266.005063.007594.0752.191168.1311119524.007594.01193.0168.131379.8111752.1917s i n2355.317s i n2s i n2168.1317s i n2225.317s i n2s i n2379.817s i n2145.317s i n2s i n222111121312121bzbzbbzzmzdmzdmzd 99.156119524.0242 101.2207.18605418.0)11(418.0 513 bzj bFEMPa72.12571266.0242 101.222.1 1 8 3 9418.0)11(418.0 513 bzj bFEMPa99.156119524.0242 101.243.21511418.0)11(418.0 511 bzj bFEMPa 12j，13j，11j均小于 1900 MPa，所以滿足設計要求。 4.2 軸的設計與計算 接觸應力（ MPa） 894.05 894.05 1073.67 1072.13 983.55 999.785 915.157 922.77 28 變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結構和強度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應該有足夠強的剛度和強度 15 。因為剛度不足軸會產 生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設計變速器軸時，其剛度的大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據經驗公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據公式進行有關剛度和強度方面的驗算。 4.2.1 軸的工藝要求 第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面粗糙度，硬度應在 HRC58 63，表面光粗糙度不能過低。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝 簡單，階梯應盡可能少。 本設計經過綜合考慮中間軸選用齒輪軸 ,材料與齒輪一樣為 20CrMnTi。 4.2.2 初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器中心距 A時，第二軸和中間軸中部直徑 d為 0.45A，軸的最大直徑 d 和支承間距離 l 的比值：對中間軸， 18.016.0 ld 對第二軸，21.018.0 ld 。第一軸花鍵部分直徑 d可按下式初選： 3maxeTKd （ 4.5） 式中 ： K 經驗系數 K=4.0-4.6； maxeT 發動機最大轉距（ N mm）。 第二軸和中間軸中部直徑 Ad 45.0 =0.45 2.4396 mm l 的取值： 中間軸長度初選： 18.016.0 ld 2 7 02 4 018.016.0 2.43 l mm 260l mm 29 第二軸長度初選： 21.018.0 ld 24071.20521.018.0 dl mm 240l mm 第一軸長度初選： 774.3078.2669.6)6.40.4(3006.40.4 33 m a x eTKd mm 27d mm 18.016.0 ld mm 75.16815018.016.0 dl mm l 取 160mm。 4.2.3 軸最小直徑的確定 按扭轉強度條件計算，這種方法是根據軸所受的轉矩進行計算 16 ，對實心軸，其強度條件為： 2.0109 5 5 033 d nPWTT （ 4.6） T 軸傳遞的轉矩 N mm， T =300N m； TW 軸的抗扭截面模量 (mm3)； P 軸傳遞的功率（ kw）， P =88kw； n 軸的轉速 )min(r ， n =3600 )min(r ； 軸的許用扭轉剪應力（ MPa），見 4.3 表： 30 表 4.3 軸常用集中材料的 及 A 值 軸的材料 Q235-A， 20 Q237， 35 （ 1C,18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn,38SiMnMo, 3Cr12,20CrMnTi /MPa 15-25 20-35 25-45 35-55 A 149-126 135-112 126-103 112-97 由式 4.5 得 到軸直徑的計算公式： 33332.0109550nPAnPd （ 4.7） 對中間軸為合金鋼 CrMnTi20 則 A查表得為 100； P為 88kw；。 代入式（ 4.7）得 mmd 36.34 取為 35mm。 二軸為 CrMnTi20 查表得為 110； P 為 88kw；代入式（ 4.6）得 mm 取為 45mm。 4.2.4 軸的強度計算 軸的受力如圖 4.2 所示： 圖 4.2 變速器受力圖 1、 軸的撓度驗算 軸的撓度和轉角可按材料力學的有關公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的 位置如圖 4-3 31 所示時，若軸在垂直面內撓度為cf，在水平面內撓度為sf和轉角為，可分別用下式計算： EILbaFf c 3221 （ 4.8） EILbaFf s 3222 （ 4.9） EIL ababF 31 （ 4.10） 式中 ： 1F 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）； 2F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）； E 彈性模量（ MPa）， E =2.1105 MPa； I 慣性矩（ mm4），對于實心軸， 644dI ； d 軸的直徑（ mm），花鍵處按平均直徑計算； a 、 b 為齒輪上的作用 力距支座 A、 B 的距離（ mm）； L 支座間的距離（ mm）。 軸的全撓 度為 mmfffsc 2.022 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為 cf=0.05 0.10mm， sf=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過 0.002rad 18 。 與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的 齒輪，常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。 第二軸軸上受力分析如圖 4.5 所示。 32 圖 4.5 變速器的撓度和轉角 （ 1） 變速器在一檔工作時二軸和中間軸的剛度 第一軸軸上受力分析如圖 4.5 所示。 52.6863160.323c o s103002c o s22 31111 zmTd TFngt N 42.277923c o s 17t a n52.6863c o st a n11 ntr FFN 56.334723t a n52.6863t a n11 ta FFN 中間軸軸上受力分析如圖 4.5 所示 。 52.6863420.3164223c o s103002c o s22 32222 zmTdTFngtN 42.2779co st a n 122 rntr FFF N 56.3347ta n 122 ata FFF N 58.15908160.323c o s16421030022 3333 dTFtN 59.608823c o s 17t a n58.15908c o st a n33 ntr FF N 01.516923t a n58.15908t a n33 ta FF N 27.1590837350.3 2337164223c o s103002c o s22 34444 zmTdTFngtN 82.6088co st a n 344 rntr FFF N 24.5139ta n 344 ata FFF N 二軸軸剛度校核： 將各已知參數代入公式 （ 4.8） 得到： LdE baFE I L baFf rrc 42242243 643 85.60884 rF N, 189a mm, 97b mm, 286L mm, 50d mm 10.005.0037.02865014.3101.23 649718985.6088 45 22 cc ff 各已知參數代入公式（ 4.9），（ 4.10）得到： 33 09678.02865014.3101.23 649718972.159093 643 45 224224224 LdE baFE I L baFf tts 15.01.009678.0 sf mm 2.01036.00 9 6 7 8.0037.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 0 0 2 9 0 4.02865014.3101.23 64)97189(9718985.60883 )( 454 EI L ababF r rad 所以變速器二軸在一檔工作時滿足剛度要求。 同理：變速器在一檔時中間軸符合剛度要求 變速器二軸在二檔工作時滿足剛度要求。 變速器在二檔時中間軸符合剛度要求。 變速器二軸在三檔工作時滿足剛度要求。 變速器在三檔時中間軸符合剛度要求。 變速器二軸在四檔工作時滿足剛度要求。 4.3 軸承的選擇與校核 軸承的使用壽命 可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程 S 來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車 30萬公里，貨車和大客車 25 萬公里。 amvSL ，式子中 1106.06.0 m a x aam vv ， 37881106.0 1025 4 L h 4.3.1 一軸軸承的選擇與校核 （ 1）初選軸承型號根據軸承處直徑選擇 6208 型號軸承 15 ，查得： 5.29rC KN， 18orC KN （ 2） 計算軸承當量動載荷 P 當變速器在一檔工作時軸承受到的力分別為： 42.27791 rF N， 56.33471 aF N， 23.3278BC N， 1 8 5.01 8 0 0 0 56.3 3 4 7 oraCF 查機械原理與設計得到 36.0e ， eFFra 55.0 ，查機械原理與設計得到 21.1y ， 56.0x ， 當量動載荷計算 )(arp yFxFfP （ 4.12） 34 將各已知參數代入式 （ 4.12）： )( arp yFxFfP pf在 1.2 到 1.8 之間取，取pf為 1.3， 9 6 7 5 3 6 7)56.334721.165.605756.0(3.1 p 軸承壽命計算公式為： )(60106PCnL h （ 4.13） 將個已知參數代入式 （ 4.13） 得到： 14.326)67.9675 105.29(210060 10)(6010 310366 PCnL h h 對于汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬公里，貨車和大客車 25 萬公里。 amvSL ，式子中 1106.06.0 max aam vv ， 37881106.0 1025 4 L h 17 。 如表 4.14 所示，變速器各檔位相對工作使用率為： 表 4.14 五檔變速器各檔位相對工作使用率 車型 檔 位 數 最高檔 傳動比 gif/% 變速器檔位 貨車 5 1 1 3 5 16 75 5 1 1 3 12 64 20 ,88.37%1378814.326 h 所以所選軸承滿足設計要求。 當變速器在四檔工作時軸承受到的力分別為： 65.6057rF N， 56.3347aF N 185.01018 56.3 3 4 7 30raCF 查機械原理與設計得到 36.0e ， eFFba 55.0，查表機械原理 與設計得到 21.1,56.0 yx 當量動載荷計算代入式（ 4.12）： )( arp yFxFfP 35 pf在 1.2 到 1.8 之間取，取pf為 1.3， 58.7 4 8 8)56.3 3 4 721.183.3 0 4 956.0(3.1 p 將個已知參數代入式（ 4.13）得到： hPCnL h 366.766)58.7488 105.29(210060 10)(6010 310366 對于汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬公里，貨車和大客車 25 萬公里。本設計為貨車，amvsL ，式子中 1106.06.0 amam vv ， 37881106.0 1025 4 L h。 %163 7 8 8366.766 =606.08 所以軸承符合 要求。 4.3.2 中間軸軸承的選擇與校核 （ 1） 初選軸承型號根據中間軸裝軸承處軸直徑選擇 32207 型號軸承，查得 5.89orC KN， 5.70rC KN， 37.0e ， 6.1Y 軸承受力為 ： 37.31182 rF N， 42.27791 rF N， 79.5 8 9 737.3 1 1 842.2 7 7 9 rF N， 08.13248.320956.3341 AF N 軸承內部軸向力為： 49.9746.12 37.31182 22 YFS r N， 56.8686.12 42.2 7 7 92 11 YFS r N， 假設左側為 1，右側為 2， 65.1 0 0 009.13256.8681 AFS N， 49.9742 S N， 21 SFS A 所以： 56.86811 SF a N， 65.100008.13256.86812 Aa FSF N 左側 6.179.589756.8681 eFFra ，則 01yx 代入式 （ 4.12） 得： )( arp yFxFfP pf在 1.2 到 1.8 之間取，取pf為 1.3， 127.7 6 6 779.5 8 9 713.1 p 代入式 （ 4.13） 得到： 36 2 7 0 0 0 0)127.7667 102.75(462221006010)(6010 310366 PCnL hh 00163 7 8 82 7 0 0 0 0 h =606.08 所以滿足使用要求。 同理：中間軸右側和二軸軸承同樣 滿足使用要求。 4.4 本章小結 本章主要是對變速器的齒輪和軸進行材料的選擇。據不同檔位，不同扭矩的條件下進行齒輪的接觸強度和彎曲強度的校核，以及各軸在不同扭矩作用下剛度和強度的校核，次還對各軸的軸承進行了選取和壽命計算，使齒輪，軸和軸承滿足使用要求。本章設計是變速器設計環節中計算量最大的一部分，涉及到許多的專業基礎知識，而且變速器的能不能滿足許用要求也必修進行強度校核這一關鍵步驟。 37 第 5 章 變速器同步器及操縱機構的選擇 5.1 同步器 同步器是變速器換檔機構的主要部件，能保證汽車穩定換檔，防止齒輪的 撞擊損壞。同步器有常壓式、慣性式和增力式三種。現在得到最廣泛的是慣性式同步器。 5.1.1 同步器工作原理 目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面產生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時間內達到同步狀態。 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保嚙合件在同步狀態下（即角速度相等）換檔的缺點，現已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。 慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換檔，因而 能很好地完成同步器的功能和實現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、鎖環式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。本設計考慮到所設計的為輕型貨車選用鎖環式同步器作為設計對象 22 。 5.1.2 慣性同步器 慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現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、鎖環式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。 本設計選擇鎖環式同步器。 38 1、鎖環式同步器結構 如圖 5-1 所示，鎖環式同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環 4或 7 和齒輪 1 或 9 凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環 4 或 7 上的齒和做在嚙合套 10 上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑塊壓向嚙合套。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內環槽中 ，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環缺口內，而缺口的餓尺寸要比滑塊寬一個接合齒。 2、 鎖環式同步器工作原理 換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環移動，直至鎖環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速度差 w ，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并由滑塊予以確定。接下來，嚙合套的齒端與鎖環齒端的鎖止面接觸（圖 5-2a），使嚙合套的移動受阻，同步器處于鎖止狀態，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔力將鎖環繼續壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環力矩。齒輪與鎖環的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成了換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環力矩使鎖環回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態，嚙合套上的接合齒在換檔力作用下通過鎖環去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 5-2b），完成同步換檔。 鎖環式同步器有工作可靠、零件耐用等優點，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的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質量不大的貨車變速器中。 39 4、 7 鎖環 ； 3、 8 接合齒圈； 2 滾針軸承； 6 滑塊 ； 5 彈簧圈 ； 1、 9 齒輪 ； 10 嚙合套座 ； 11 嚙合套 圖 5.1 鎖環式同步器 a)同步器鎖止位置 b)同步器換檔位置 1 鎖環 ； 2 嚙合套 ； 3 嚙合套上的接合齒 ； 4 滑快 圖 5.2 鎖環式同步器工作原理 5.2 操縱機構的選擇 5.2.1 概述 根據汽車使用條件，駕駛員 需要利用操縱機構完成選檔和實現換檔或退到空檔。 變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換檔十只能掛入一個檔位，換 40 檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。 變速器操縱機構通常裝在頂蓋或側蓋內，也有少數是分開的。 變速器操縱機構操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變 速器。 5.2.2 典型操縱換檔機構 1、直接操縱式手動換檔變速器 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檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各檔換檔行程相等。 2、遠距離操縱手動換檔變速器 平頭