- 1 - 第一章 機(jī)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(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時(shí)保持發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機(jī)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(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是 2: （ 1）應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)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(nèi)不應(yīng)有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)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(yù)選氣動換檔或自動、半自動換檔來實(shí)現(xiàn)。 （ 3）重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)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(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?（ 5）噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 速器結(jié)構(gòu)方案的確定 變速器由傳動機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。 速器傳動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其結(jié)構(gòu)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(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比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因?yàn)樗鼈儗ζ嚨膭恿π耘c燃料經(jīng)濟(jì)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(fā)動機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應(yīng)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(gè)前進(jìn)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(jìn)檔位數(shù)多達(dá) 6 16個(gè)甚至 20 個(gè)。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機(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。但采用手動的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，要實(shí)現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多 于 5個(gè)前進(jìn)檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(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)才使用的超速檔。采用傳動比小于 1（ 超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機(jī)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(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(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 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(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檔。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(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(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檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)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(jié)構(gòu)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(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動力傳動系統(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系的結(jié)構(gòu)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(dāng)發(fā)動機(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)動機(jī)橫置時(shí)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(gè)檔的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n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(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，低檔傳動比取值的上限（ =受到較大限制 ,但這一缺點(diǎn)可通過減小各檔傳動比同時(shí)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(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)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(fù)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(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)的汽車是發(fā)動機(jī)前置，后輪驅(qū)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(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檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機(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)橹苯訖n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(jìn)檔位工作時(shí)，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)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(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)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(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí)，中間軸式變速器的傳動效率略有降 低，這是它的缺點(diǎn)。在檔數(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數(shù)，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(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檔的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)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(shí)現(xiàn)。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(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)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(shí)裝在三個(gè)支承上，其最后一個(gè)支承位于加長的附加殼體上。如果在附 加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖 1提高軸的剛度。這時(shí)，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(shí)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(gè)方案的特點(diǎn)。 檔傳動方案 圖 1 1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度。但換擋時(shí)有兩對 齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖 1點(diǎn)是換擋程序不合理。圖 1示方案針對前者的缺點(diǎn)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(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。本設(shè)計(jì)采用圖1示的傳動方案。 圖 1速器倒檔 傳動方案 因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)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(yīng)當(dāng)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?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)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(jié)構(gòu)的方案分析 4 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、換檔結(jié)構(gòu)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(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，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)型式 換檔結(jié)構(gòu)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(diǎn)是結(jié)構(gòu) 簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)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(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)合套換檔結(jié)構(gòu)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(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， 縮短了換檔時(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。 自動脫檔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(shí)使接合齒端部超過被接合齒約 1 3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 ，以阻止自動脫檔。 （ 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?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(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力，如圖 1種結(jié)構(gòu)方案比較有效，采用較多。 - 8 - a b 圖 1止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施 此段切薄 圖 1止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施 圖 1止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施 - 9 - 在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(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 1示： 圖 1環(huán)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(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì) 速器主要參數(shù)的選擇 數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 45個(gè)檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用 5 個(gè)檔位。 選擇最低檔傳動比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、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(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件 （ 2 求得的變速器 (2 式（ 2 : 算時(shí)取 =已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；Te 70 = 根據(jù)公式（ 2得： 超速檔的的傳動比一般為 設(shè)計(jì)去五檔傳動比 =間檔的傳動比理論上按公比為： (2 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)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)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(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（ 根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)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(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)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(shù)有關(guān)：四檔 (；五檔 (；六檔 (。 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù) 檢測方便， 本次設(shè)計(jì)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(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 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 定的標(biāo)準(zhǔn)值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) m a 4 7 m m(2其中70得出 一檔直齒輪的模數(shù) m 31 m a 3 3mT (2通過計(jì)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(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 2 設(shè)計(jì)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(shí)，重合度大，傳動平穩(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(shè)計(jì)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(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。 表 2車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項(xiàng)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(biāo)準(zhǔn)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(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(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 檔傳動比及其齒輪齒數(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)先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案（如圖 2分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合 本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比 （ 2 為了確定 10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Z : （ 2 其中 A =m =3；故有 Z 。 當(dāng)轎車三軸式的變速器 .3 范圍內(nèi)選擇可在 171510Z， 此處取10Z=16，則可得出9Z=35。 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，從式（ 2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 51，則根據(jù)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(shù) 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(jīng)得出的數(shù)據(jù)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(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： 5321 。 以上聯(lián)立可得： 1Z =19、 2Z =34。 則根據(jù)式（ 2計(jì)算出一檔實(shí)際傳動比為： 。 定其他檔位的齒數(shù) 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(jì)算出： 三檔齒輪 272665 ；四檔齒輪 371643 。 定倒檔齒輪的齒數(shù) 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(shù)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(jì)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(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)。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)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(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時(shí)，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng) 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(zhì)量指標(biāo)，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(dá)到 - 15 - 1717Z 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。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，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線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低檔齒輪，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。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)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(jù)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(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪 10 的齒數(shù) 17，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數(shù) (2 式中 - 16 - 10 K 10 2/ dK變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)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(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)，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，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)生動載荷，導(dǎo)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(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 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、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(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(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 40 輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （ 1）直齒輪彎曲應(yīng)力W（ 3 式（ 3，W 100 的圓周力（ N）， ； 其中 為計(jì)算載荷（ N d 為節(jié)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(shù)圖 當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： （ 3 =170 1000 659668由 可以得出10將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 3得 10 6 5 1 P a 9 5 3 3 w M P a 當(dāng)計(jì)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(yīng)力在400850間。 （ 2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 （ 3 式中 K為重合度影響系數(shù)，取 他參數(shù)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(shù) y 時(shí)，按當(dāng)量模數(shù) 3/ co 在圖 3 二檔齒輪圓周力 （ 3 根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：87輪 8的當(dāng)量齒數(shù) 3/ co =查表 3 。 故 同理可得：7 2 3 1 w M P a 。 依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下： 三檔： 四檔： 五檔： 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180 350圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。 輪接觸應(yīng)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(jié)點(diǎn)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(jié)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(yīng) - 19 - 力j見下表： 表 3速器齒輪的許用接觸應(yīng)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(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)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(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。 - 20 - 第四章 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核 速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 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)前軸承內(nèi)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(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的 內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 4示： 圖 4速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(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)，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(jīng)驗(yàn)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(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(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對于本設(shè)計(jì)的變速器來說，在設(shè)計(jì)的過程中，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)只需要校核一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)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(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對象。下面對第一軸和第二軸進(jìn)行校核。 一軸的強(qiáng)度與剛度校核 因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，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 （ 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(qiáng)度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角 來表示。其計(jì)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(shù)據(jù)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(jì)算 （ 1）軸的強(qiáng)度校核 計(jì)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(xiǎn)截面的受力圖為 4 圖 4險(xiǎn)截面受力分析 水平面：160+75） =F= 水平面內(nèi)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(xiǎn)截面所受的合成彎矩為： （ 4 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 （ : （ 4 將 M 代入上式可得： 1 3 6 M ，在低檔工作時(shí) =400此有： ；符合要求。 （ 2）軸的剛度校核 第 二軸在垂直面內(nèi)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(shù)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(shè)計(jì) 步器的結(jié)構(gòu) 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5示： 圖 5環(huán)式同步器 1、 923、 84、 7步環(huán)） 561011如圖 5類同步器 的工作原理是：換檔時(shí)，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(huán)移動，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 5使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(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，完成換檔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檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 5完成同步換檔。 - 25 - 圖 5環(huán)同步器工作原理 步環(huán)主要參數(shù)的確定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)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(qiáng)，使磨損加快。試驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費(fèi)力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計(jì)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(gè)，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(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是 f 。一般 =6 8 。 =6 時(shí)， 摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)，則有粘著和咬住的傾向；在 =7 時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取 7。 (3)摩擦錐面平均半徑 R R 設(shè)計(jì)得越大，則摩擦力矩越大。 括變速器中心距及相關(guān) - 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(huán)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(shè)計(jì)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(shí)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(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定 （ 5 設(shè)計(jì)中考慮到降低成本取相同的 b 取 5 （ 5）同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機(jī)構(gòu)布置上的限制