- 1 - 第一章 機械式變速器的概述及其方案的確定 速器的功用和要求 變速器的功用是根據汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發動機的扭矩和轉速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發動機在最有利的工況范圍內工作。為保證汽車倒車以及使發動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是 2: （ 1）應保證汽車具有高的動力性和經濟性指標。在汽車整體設計時，根據汽車載重量、發動機參數及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數及傳動比，來滿足這一要求 。 （ 2）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現象的發生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現。 （ 3）重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數是變速器的中心距。選用優質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 （ 4）傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當的潤滑油都可以提高傳動效率。 （ 5）噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 速器結構方案的確定 變速器由傳動機構與操縱機構組成。 速器傳動機構的結構分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（=因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。設計時首先應根據汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。 汽車行駛的道路狀況愈多樣，發動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為 般用途的貨車和輕型以上的客車為 野車與牽引車為 通常，有級變速器具有 3、 4、 5 個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采 - 2 - 用多檔變速器，其前進檔位數多達 6 16個甚至 20 個。變速器檔位數的增多可提高發動機的功率利用效率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現迅速、無聲換檔，對于多 于 5個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數的上限為 5 檔。多于 5 個前進檔將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，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才使用的超速檔。采用傳動比小于 1（ 超速檔，可以更充分地利用發動機功率，降低單位行駛里程的發動機曲軸總轉數，因而會減少發動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為 1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統的有效性、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用。三軸式變速器如圖 1第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，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檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優點。其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數）較小的情況下 仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 圖 1車中間軸式四檔變速器 1 第一軸； 2 第二軸； 3 中間軸 兩軸式變速器如圖 1示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最 - 3 - 到檔外其他各檔的傳動 效率高、噪聲低。轎車多采用前置發動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力傳動系統緊湊、操縱性好且可使汽車質量降低 6% 10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖 1軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高 檔的同步器也可以裝在第一軸的后端。 兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，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。另外，低檔傳動比取值的上限（ =受到較大限制 ,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。 圖 1軸式變速器 1 第一軸； 2 第二軸； 3 同步器 有級變速器結構的發展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓 柱齒輪已經被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設計中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。由于所設計的汽車是發動機前置，后輪驅動，因此采用中間軸式變速器。 圖 1 1 1，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發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 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔 位，因而提高了變 - 4 - 速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，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（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降 低，這是它的缺點。在檔數相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。 圖 1間軸式四檔變速器傳動方案 如圖 1 1檔用直齒滑動齒輪換檔；圖 1，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。 圖 1示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖 1c、 用常 嚙合齒輪傳動；圖 1示方案中的倒檔和超速檔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工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 - 5 - 圖 1間軸式五檔變速器傳動方案 圖 1示方案中的一檔、倒檔和圖 余各檔均用常嚙合齒輪。 圖 1間軸式六檔變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 - 6 - 發動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖 1長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附 加殼體內，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖 1提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖 1時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 檔傳動方案 圖 1 1示方案的優點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對 齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖 1點是換擋程序不合理。圖 1示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 1 1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。圖 1擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 1示方案。其缺點是一，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構復雜一些。本設計采用圖1示的傳動方案。 圖 1速器倒檔 傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒檔，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，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，從這點出發有些方案將一檔布置在靠近軸的支承處。 - 7 - 速器主要零件結構的方案分析 4 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考 慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。 檔結構型式 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換檔的特點是結構 簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發揮，同時操縱輕便， 縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： （ 1） 將嚙合套做得長一些（如圖 1或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖1這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 1 3用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩 ，以阻止自動脫檔。 （ 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（ 這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔，圖 1 （ 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），使接合齒面產生阻止自動脫檔的軸向力，如圖 1種結構方案比較有效，采用較多。 - 8 - a b 圖 1止自動脫檔的結構措施 此段切薄 圖 1止自動脫檔的結構措施 圖 1止自動脫檔的結構措施 - 9 - 在本設計中所采用的是鎖環式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發生噪聲。同步器的結構如圖 1示： 圖 1環式同步器 l、 42356 滑塊； 789 輸出軸； 10、 11 - 10 - m a x 0m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I i i m g f m m a xm a x 0g m a g I r 2m a x 0m a i 第二章 變速器主要參數的選擇與主要零件的設計 速器主要參數的選擇 數和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 45個檔位的變速器。本設計也采用 5 個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻 力及爬坡阻力。故有 （ 2 則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為 (2式（ 2： 根據驅動車輪與路面的附著條件 （ 2 求得的變速器 (2 式（ 2 : 算時取 =已知條件：滿載質量 1800kg；Te 70 = 根據公式（ 2得： 超速檔的的傳動比一般為 設計去五檔傳動比 =間檔的傳動比理論上按公比為： (2 的等比數列，實際上與理論上略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發動機參數的合理匹配。根據上式可的出： q =有： =- 11 - 3 IA m a T心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局 A（ 根據對已有變速器的統計而得出的經驗公式初定： (2式中 K 轎車， 貨車， 多檔 主變速器， 11； TI TI e =m （ 2 故可得出初始中心距 A= 向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 車變速 器殼體的軸向尺寸與檔數有關：四檔 (；五檔 (；六檔 (。 當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數 檢測方便， 本次設計采用 5+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 3 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 輪參數 （ 1）齒輪模數 建議用下列各式選取齒輪模數，所選取的模數大小應符合 定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數 m a 4 7 m m(2其中70得出 一檔直齒輪的模數 m 31 m a 3 3mT (2通過計算 m=3。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制 造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數都去相同，轎車和輕型貨車取 2 設計取 （ 2）齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 2取。 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承 - 12 - 10912 載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角 取 20 ,嚙合套或同步器取 30；斜齒輪螺旋角 取 30。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應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，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。 表 2車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 15， 16 25 45 一般貨車 定的標準齒形 20 20 30 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 25 小螺旋角 齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力， 的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，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。通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 直齒 b=(8.0)m， 齒 b=(8.5)m， 一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩性和齒輪壽命。 檔傳動比及其齒輪齒數的確定 在初選了中心距、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動比和結構方案（如圖 2分配各檔齒輪的齒數。下面結合 本設計來說明分配各檔齒數的方法。 定一檔齒輪的齒數 一檔傳動比 （ 2 為了確定 10的齒數，先求其齒數和 Z : （ 2 其中 A =m =3；故有 Z 。 當轎車三軸式的變速器 .3 范圍內選擇可在 171510Z， 此處取10Z=16，則可得出9Z=35。 上面根據初選的 A 及 m 計算出的 Z 可能不是整數，將其調整為整數后，從式（ 2出中心距有了變化，這時應從 Z 及齒輪變位系數反過來計算中心距 A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 這里 Z 修正為 51，則根據式（ 2推出 A= - 13 - 91012 ZZ( 21 n 122 c o m 91.3定常嚙合齒輪副的齒數 由式（ 2出常嚙合齒輪的傳動比 圖 2檔變速器示意圖 （ 2 由已經得出的數據可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （ 2 由此可得： (2而根據已求得的數據可計算出： 5321 。 以上聯立可得： 1Z =19、 2Z =34。 則根據式（ 2計算出一檔實際傳動比為： 。 定其他檔位的齒數 二檔傳動比 （ 2 而 ，故有： - 14 - )(21 1312 n )(21 1311 （ 2 對于斜齒輪： （ 2 故有： 5387 2（ 2： 223187 。按同樣的方法可分別計算出： 三檔齒輪 272665 ；四檔齒輪 371643 。 定倒檔齒輪的齒數 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪 10 略小，取 1312 Z 。 而通常情況下，倒檔軸齒輪131 23，此處取13Z=23。 由 （ 2 可計算出 2711 Z 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A = =50 （ 2 而倒檔軸與第二軸的中心 : = （ 2 輪變位系數的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環節。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嚙合齒輪的變位系數的和為零。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想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是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之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優點，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數和少些的齒輪副應 采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到 - 15 - 1717Z 中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的 現象。 總變位系數越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪 10 的齒數 17，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數 (2 式中 - 16 - 10 K 10 2/ dK變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 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換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 輪的強度計算與校核 與其他機械設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、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。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為 40 輪彎曲強度計算 （ 1）直齒輪彎曲應力W（ 3 式（ 3，W 100 的圓周力（ N）， ； 其中 為計算載荷（ N d 為節圓直徑。 近似取 動齒輪取 動齒輪取 取 20 圖 3示 。 - 17 - 9 2m a 1Z 102 w 圖 3形系數圖 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （ 3 =170 1000 659668由 可以得出10將所得出的數據代入式（ 3得 10 6 5 1 P a 9 5 3 3 w M P a 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩檔直齒輪的彎曲應力在400850間。 （ 2）斜齒輪彎曲應力 （ 3 式中 K為重合度影響系數，取 他參數均與式（ 3釋相同， ， - 18 - 8782 8 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a 562 7 6 6 a122 1 1 7 a342 1 8 . 82 1 6 . 9 8 aj110 . 4 1 8j1 2/ d 22s i n / c o ss i n c o 選擇齒形系數 y 時，按當量模數 3/ co 在圖 3 二檔齒輪圓周力 （ 3 根據斜齒輪參數計算公式可得出：87輪 8的當量齒數 3/ co =查表 3 。 故 同理可得：7 2 3 1 w M P a 。 依據計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下： 三檔： 四檔： 五檔： 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在 180 350圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。 輪接觸應力 （ 3 式 (3 , N），1 /(； 1N）， ）； ）； 查資料可取 31 9 0 1 0E M P a ； 20 、動齒輪節點處的曲率半徑（ 直齒輪： （ 3 （ 3 斜齒輪： （ 3 （ 3 其中， 分別為主從動齒輪節圓半徑（ 將作用在變速器第一軸上的 載荷速器齒輪的許用接觸應 - 19 - 力j見下表： 表 3速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 j /碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔 1300 1400 650 700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下： 一檔： 二檔： 三檔： 四檔： 五檔： 倒檔： 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 - 20 - 第四章 變速器軸的強度計算與校核 速器軸的結構和尺寸 的結構 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環和軸承蓋實現。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的 內花鍵統一考慮。第一軸如圖 4示： 圖 4速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上 ，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖 4示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖 4速器中間軸 定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考 同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： ( 0 . 4 0 . 5 ) ,d A m m （ 4 第二軸： 3m a 0 7 , m m（ 4 - 21 - 395500000 . 2 39595500005750 5 0 . 50 . 2 2 5T M P a45 . 7 3 1 0式中 Nm 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協調關系。因此，軸的直徑的長度 第一軸和中間軸： d/L= 第二軸： d/L= 的校核 由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩 也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。 一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （ 4 式中：T ， N 3 T 其中 P =95n =5750r/d =24入上式得： 由查表可 知 T=55T T，符合強度要求。 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角 來表示。其計算公式為： （ 4 式中， N 于鋼材， G =10 4 32/4； - 22 - 4441 7 0 1 0 0 05 . 7 3 1 0 0 . 93 . 1 4 2 58 . 1 1 032 m a xm a xm a t a nc o s2 t a 1 2 4 6 6 2 7 9 7 16021 6 0 7 5 將已知數據代入上式可得： 。 對于一般傳動 軸可取 0 . 5 1 ( ) / m ；故也符合剛度要求。 二軸的校核計算 （ 1）軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力向力 （ 4 （ 4 （ 4 式中： i 算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比 d 105 16； 30； 170000N 代入上式可得： 危險截面的受力圖為 4 圖 4險截面受力分析 水平面：160+75） =F= 水平面內所受力矩： 31 6 0 1 0 2 1 0 . 7 8 N m 。 垂直面： = （ 4 - 23 - 2 2 22 2 25( 2 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) ( 1 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 . 5 1 0 0 0 )6 . 9 1 0c s M TN m m 3322223sF a 213c F a 5垂直面所受力 矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 . 7 8 N m 。 該軸所受扭矩為： 1 7 0 3 . 8 5 6 5 4 . 5 。 故危險截面所受的合成彎矩為： （ 4 則在彎矩和轉矩聯合作用下的軸應力 （ : （ 4 將 M 代入上式可得： 1 3 6 M ，在低檔工作時 =400此有： ；符合要求。 （ 2）軸的剛度校核 第 二軸在垂直面內的撓度 （ 4 （ 4 式中 , 1N） ,這里等于 2N），這里等于 52 . 1 1 0E （ ， E = 0 4， 4 / 6 4 ， ； a、 、 ； 。 將數值 代入式（ 4（ 4： 故軸的全撓度為 22 0 . 1 9 8 0 . 2f f m m m m ，符合剛度要求。 - 24 - 第五章 變速器同步器的設計 步器的結構 在前面已經說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環式同步器，其結構如下圖5示： 圖 5環式同步器 1、 923、 84、 7步環） 561011如圖 5類同步器 的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環移動，直至鎖環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，它使鎖環相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環齒端的鎖止面接觸（圖 5使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態，換檔的第一階段結束。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靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環力矩使鎖環回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 5完成同步換檔。 - 25 - 圖 5環同步器工作原理 步環主要參數的確定 (1)同步環錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數的影響很大，摩擦因數隨齒頂的磨損而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖 5給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖 5重型汽車。通常軸向泄油槽為 6 12 個，槽寬 3 4 圖 5步器螺紋槽形式 (2)錐面半錐角 摩擦錐面半錐角 越小，摩擦力矩越大。但 過小則摩擦錐面將產生自鎖現象，避免自鎖的條件是 f 。一般 =6 8 。 =6 時， 摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在 =7 時就很少出現咬住現象。本次設計中采用的錐角均為取 7。 (3)摩擦錐面平均半徑 R R 設計得越大，則摩擦力矩越大。 括變速器中心距及相關 - 26 - 零件的尺寸和布置的限制，以及 R 取大以后還會影響到同步環徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下 ，盡可能將 次設計中采用的 0 60 （ 4)錐面工作長度 b 縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據下式計算確定 （ 5 設計中考慮到降低成本取相同的 b 取 5 （ 5）同步環徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環的徑向厚度要受機構布置上的限制