大眾途觀三軸六檔變速器設(shè)計【帶catia三維、4張圖紙】

大眾途觀三軸六檔變速器設(shè)計【帶catia三維、4張圖紙】,帶catia三維、4張圖紙,大眾,途觀三軸六檔,變速器,設(shè)計,catia,三維,圖紙 哈爾濱華德學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書 學(xué)生姓名 董石磊 系部 汽車工程系 專業(yè)、班級 車輛工程0893111 指導(dǎo)教師姓名 于連志 職稱 助工 從事 專業(yè) 交通運輸 是否外聘 □是■否 題目名稱 大眾途觀三軸六檔變速器設(shè)計 一、設(shè)計（論文）目的、意義 目的:綜合運用所學(xué)知識去分析、解決問題，在做畢業(yè)設(shè)計過程中，培養(yǎng)自己動手能力和獨立解決問題的能力。 意義：變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)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(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度應(yīng)能在很大范圍內(nèi)變化。內(nèi)燃機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速變化范圍都較小，遠(yuǎn)遠(yuǎn)滿足不了車速應(yīng)在很大范圍內(nèi)變化地要求，所以變速器應(yīng)在較大范圍內(nèi)改變汽車行駛速度的大小和汽車驅(qū)動輪上扭矩的大小。 因此，通過對汽車變速器的學(xué)習(xí)和設(shè)計實踐，可以更好的學(xué)習(xí)并掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計與機(jī)械設(shè)計的全面知識和鍛煉學(xué)生利用所學(xué)知識分析問題和解決問題的能力。 二、設(shè)計（論文）內(nèi)容、技術(shù)要求（研究方法） (一)、本設(shè)計將參考普通齒輪變速器的結(jié)構(gòu)布局，選用大眾途觀三軸六檔變速器設(shè)計參數(shù)并根據(jù)設(shè)計要求查找相關(guān)資料進(jìn)行設(shè)計。其中主要的設(shè)計內(nèi)容有： 1. 變速器主要參數(shù)的選擇 2. 變速器齒輪參數(shù)的確定 3. 變速器結(jié)構(gòu)元件的設(shè)計 4. 齒輪的強(qiáng)度計算及校核、軸的計算和校核以及其他零部件的強(qiáng)度計算及校核， 最后進(jìn)行變速器整體的性能分析，在對各種結(jié)構(gòu)件進(jìn)行了分析計算后，繪制變速器的整體裝配圖、操縱機(jī)構(gòu)裝配圖及各主要零部件的零件圖。 (二)、本設(shè)計主要研究方法： 1）運用大學(xué)期間所學(xué)的專業(yè)課程知識，理論和實習(xí)中學(xué)到的實踐知識，正確的解決變速器設(shè)計中的功能分析、工藝方案論證、工藝計算、變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計和零件等問題。 2）提高結(jié)構(gòu)設(shè)計的能力，通過所給數(shù)據(jù)資料進(jìn)行該產(chǎn)品結(jié)構(gòu)設(shè)計，獲得高性能、高效率、低成本、輕型化、智能化、集成化的新型變速器。 3）進(jìn)行技術(shù)方面和經(jīng)濟(jì)方面的工藝分析。 4）確定齒輪結(jié)構(gòu)。合理分配傳動比，選擇最佳功能和尺寸結(jié)構(gòu)的工藝方案。 5）確定齒輪齒數(shù)、齒輪型號、中心距、軸承型號的選用，軸向力、軸所受剪切力，齒輪、軸承受力的計算。 6）對所選用的齒輪進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面接除疲勞強(qiáng)度的校核和軸的剪切力的校核。 7）進(jìn)行實地設(shè)計和改進(jìn) (三)、論文要求 1.參考文獻(xiàn)篇數(shù)：10篇以上（其中不少于2篇外文文獻(xiàn)） 2.內(nèi)容充實，結(jié)構(gòu)清晰合理，符合規(guī)范 3.必須進(jìn)行大量的實地調(diào)查 三、設(shè)計（論文）完成后應(yīng)提交的成果 （一）計算說明部分 1. 根據(jù)相關(guān)參數(shù)完成變數(shù)器及零部件設(shè)計、計算和校核； 3、 2.撰寫設(shè)計說明書10000字以上； （二）圖紙部分 繪制兩張零號圖紙以上，其中至少有一張CAD圖 (三）基于CATIA大眾途觀三軸六檔變速器設(shè)計 四、設(shè)計（論文）進(jìn)度安排 第1-2周：收集資料，完成開題報告，完成總體設(shè)計方案并及時寫好畢業(yè)設(shè)計日志；10月21日開題檢查 第3-7周：1、完成整體設(shè)計，材料的選擇和相關(guān)計算，完成所有草圖的繪制；2、11月18日指導(dǎo)教師進(jìn)行中期檢查；3、11月25日全系中期檢查并及時寫好畢業(yè)設(shè)計日志。 第8-9周：1、完成所有正式圖紙的繪制和論文草稿；2、12月9日結(jié)題檢查。 第10-11周：1、對畢業(yè)設(shè)計論文的內(nèi)容、格式、英、漢文摘要、畢業(yè)論文等內(nèi)容進(jìn)行修改，2、完成正式論文的裝訂；3、12月19日上交所有畢業(yè)設(shè)計相關(guān)材料。 第12周：1、準(zhǔn)備畢業(yè)設(shè)計答辯。2、12月30日答辯。 五、 主要參考資料 [1]郭新華. 汽車構(gòu)造. 北京：高等教育出版社，2009 [2]王望予. 汽車設(shè)計. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004，,7113 [3]蔣春明. 汽車機(jī)械式變速器變速傳動機(jī)構(gòu)可靠性優(yōu)化設(shè)計. 南京:南京航空航天大學(xué)。2007 [4]蔡興旺. 汽車構(gòu)造與原理，下冊. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2001.22~68 [5](日)武田信之著. 載貨汽車設(shè)計. 方永龍譯. 北京：人民交通出版社。1998 [6]JENKINS W M.Structural Optimization With the genetic algorithm[J].The Structural Engineer. 1991.69 (24):418~422 [7]劉惟信. 汽車設(shè)計. 北京: 清華大學(xué)出版社 [8]蔡炳炎. 機(jī)械式汽車變速器速比優(yōu)化設(shè)計及扭轉(zhuǎn)振動分析. 汽車研究與開發(fā)，1996,28~32 [9]汽車工程手冊編輯委員會編. 汽車工程手冊：設(shè)計篇。北京：人民交通出版社，2001 [10]栗煥明. 新型后驅(qū)動變速器傳動系統(tǒng)設(shè)計與優(yōu)化.哈爾濱，哈爾濱工程大學(xué)。2007 [11]余志生. 汽車?yán)碚?。北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009 [12] 胡朝峰,過學(xué)迅,汪濱. 汽車變速器技術(shù)的發(fā)展與展望. 汽車研究與開發(fā)2005.56~61 六、備注 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 哈工大華德學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）評語 姓名： 董石磊 學(xué)號： 1089311115 專業(yè)： 車輛工程 畢業(yè)設(shè)計（論文）題目： 三軸六檔變速器設(shè)計 　 工作起止日期： 2011 年 10 月 11 日起 2011 年 12 月30日止 指導(dǎo)教師對畢業(yè)設(shè)計（論文）進(jìn)行情況，完成質(zhì)量及評分意見： 指導(dǎo)教師簽字： 指導(dǎo)教師職稱： 評閱人評閱意見： 評閱教師簽字： 評閱教師職稱： 答辯委員會評語： 根據(jù)畢業(yè)設(shè)計（論文）的材料和學(xué)生的答辯情況，答辯委員會作出如下評定： 學(xué)生 畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯成績評定為： 對畢業(yè)設(shè)計（論文）的特殊評語： 答辯委員會主任（簽字） 職稱： 答辯委員會副主任（簽字）： 職稱： 答辯委員會委員（簽字）： 年 月 日 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信.汽車設(shè)計.北京：清華大學(xué)出版社，2001：158～200 [2] 張洪欣.汽車設(shè)計.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1981：106～126 [3] 陳家瑞.汽車構(gòu)造.第二版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005：40～61 [4] 張文春.汽車?yán)碚?北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005：70～83 [5] 彭文生，張志明，黃華梁.機(jī)械設(shè)計.北京：高等教育出版社，2002：96～138 [6] 董寶承.汽車底盤.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004：32～81 [7] 陳煥江，徐雙應(yīng).交通運輸專業(yè)英語.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2002：20～30 [8] 劉鴻文.簡明材料力學(xué).北京：高等教育出版社，1997：254～259 [9] 周一明，毛恩榮.車輛人機(jī)工程學(xué).北京：北京理工大學(xué)出版社，1999：154～174 [10]（美）J.厄爾賈維克.汽車手動變速器和變速驅(qū)動橋.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1998：49～65 [11] 陳殿云，張淑芬，楊民獻(xiàn).工程力學(xué).蘭州：蘭州大學(xué)出版設(shè)，2003：182～196 [12] 葛志祺.簡明機(jī)械零件設(shè)計手冊.北京：冶金工業(yè)出版社，1985：14～16，113～115 [13] 濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計.第七版.北京：高等教育出版社，2005：184～ 223 [14] 王昆，何小柏，汪信遠(yuǎn).課程設(shè)計手冊.北京：高等教育出版社，1995：47～49 [15] 侯洪生，王秀英.機(jī)械工程圖學(xué).北京：科學(xué)出版社，2001：225～333 [16] Yung Yung Sun．PNEMATIC PRUNING HOOK WITH A TELESCOPICSHANK[p] . 美國專利:6，901665B2，2005—06—07. 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d.傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲； e.體小、質(zhì)輕、承載能力強(qiáng)，工作可靠； f.制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長； g.貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。 本設(shè)計是根據(jù)流行1.8L大眾途觀車型而開展的，設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型： 主減速比：4.782 最高時速：190km/h 輪胎型號：215/65R16 發(fā)動機(jī)型號：1.8TSIEA888 最大扭矩：250Nm 最大功率：118kw 扭矩轉(zhuǎn)速：4200r/min 第2 章機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定 2.1 變速器的功用和要求 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，還應(yīng)有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 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)計時，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。 2.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 2.2.1變速器傳動機(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（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。 設(shè)計時首先應(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，因為它們對汽車的動力性與燃料經(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。汽車行駛的道路以上的客車為5.0~8.0；越野車為10.0~20.0。 通常，有級變速器具有3、4、5個前進(jìn)檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá)6~16個甚至20個。 變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機(jī)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3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于5個前進(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才使用的超速檔。采用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速檔，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2-1所示，其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，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。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。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 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)簡單、緊湊且除最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，因為這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。如圖所示，兩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，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 圖2-1 轎車中間軸式四檔變速器 1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸 軸的后端，如圖示。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（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,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。 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2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。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(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。 由于所設(shè)計的汽車是發(fā)動機(jī)前置，后輪驅(qū)動，因此采用中間軸式變速器。圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。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(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 圖2-2 兩軸式變速器 1—第一軸；2—第二軸；3—同步器 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為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)檔位工作時，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，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(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。 如圖2-3中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖2-3a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖2-3c所示傳動方案的二，三，四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2-4a所示方案，除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2-4b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d 圖2-3 中間軸式四檔變速器傳動方案 所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，很容易形成一個只有四個前進(jìn)檔的變速器。 圖2-4 中間軸式五檔變速器傳動方案 圖2-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖b所示方案中的倒檔用直齒滑動 齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。 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(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。 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2-3a、b所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支 圖2-5 中間軸式六檔變速器傳動方案 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(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2-4c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。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2-4c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同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。 2.2.2.倒檔傳動方案 圖2-5為常見的倒擋布置方案。圖2-5b所示方案的優(yōu)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(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比，缺點是換擋程序不合理。圖2-6d所示方案針對前者的缺點做了修改，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。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，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-6g所示方案。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(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 本設(shè)計采用圖2-6f所示的傳動方案。 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擋，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在靠近軸的支承處。 圖2-6 變速器倒檔傳動方案 2.3 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 變速器的設(shè)計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，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。 2.3.1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，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)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(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。 2.3.2換檔結(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是結(jié)構(gòu)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(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，除一檔、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不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)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(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結(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2-7a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖2-7b），這樣在嚙合時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，以阻止自動脫檔。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.3~0.6mm），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2-8）。 圖2-8 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ 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(圖2-9）。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效,采用較多。 圖2-7 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ a b 圖2-9 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ 在本設(shè)計中所采用的是鎖環(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-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計 3.1 變速器主要參數(shù)的選 3.1.1 檔數(shù)和傳動比 不同類型汽車的變速器，其檔位數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較小（約為3～4），過去常用3個或4個前進(jìn)檔，但近年來為了提高其動力性尤其是燃料經(jīng)濟(jì)性，多已采用5個前進(jìn)檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為5～6，其他貨車為7以上，其中總質(zhì)量在3.5t以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加1個超速檔；總質(zhì)量為3.5～l0t多用五檔變速器；大于l0t的多用6個前進(jìn)檔或更多的檔位。 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 a.根據(jù)汽車最大爬坡度確定 汽車爬陡坡時車速不高，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： （3-1) 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為： （3-2） 式中 ——汽車總質(zhì)量； ——重力加速度； ——道路阻力系數(shù)； Ψmax——道路最大阻力系數(shù)； ——最大爬坡要求； ——驅(qū)動車輪的滾動半徑； ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； ——主減速比； ——汽車傳動系的傳動效率。 主減速比i0的確定： (3-3) 式中 rr——車輪的滾動半徑，m； np——發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min； igh——變速器最高檔傳動比； vamax——最高車速，km/h。 本課題變速器igh=1，一般貨車的最大爬坡度約為60%，即=31°，f=0.02 由公式（3-3）得： 由公式（3-2）得： Ψmax=0.02cos31°+sin31°=0.532 b.根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定 變速器Ⅰ檔傳動比為： （3-4） 式中 ——汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷； ——道路的附著系數(shù)，計算時取=0.6～0.8。 因為貨車4×2后輪單胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為60%～68%所以 G2=2675×10×68％=18190N 由公式（3-3）和公式（3-4）得： 綜合a和b條件得： 3.99≤ig1≤4.08，取ig1=（3.99+4.08）/2≈4.04 變速器的1檔傳動比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為 （其中n為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列。 因為，所以ig5=q=1.32， ig4= ig5×q=1.75，ig3= ig4 ×q=3.389，ig2= ig3×q=3.04， 實際上與理論值略有出入，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。 在變速器結(jié)構(gòu)方案、檔位數(shù)和傳動比確定后，即可進(jìn)行其他基本參數(shù)的選擇與計算。 3.1.2 中心距 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距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選： （3-5） 式中 ——中心距系數(shù)。對轎車取8.9～9.3；對貨車取8.6～9.6；對多檔主變速器，取9.5～11； ——變速器處于Ⅰ檔時的輸出轉(zhuǎn)矩，； （3-6） ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N?m； ——變速器的Ⅰ檔傳動比； ——變速器的傳動效率，取0.96。 由公式（3-6）得： =250×4.04×0.96=969.6N·m 由公式（3-5）得: 初選中心距也可以由發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出： （3-7） 式中 ——按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時的中心距系數(shù)，對轎車取14.5～16.0，對貨車取17.0～19.5。 由公式（3-7）得: mm 商用車變速器的中心距約在65～170mm范圍內(nèi)變化,初選A=92mm 3.1.3 軸向尺寸 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。 六檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)： 四檔(2.2~2.7)A 五檔(2.7~3.0)A 六檔(3.2~3.5)A 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。 本次設(shè)計采用6+1手動擋變速器，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。　 3.1.4 齒輪參數(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JB111-60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （3-5） 其中=250Nm，可得出mn=2.96。 一檔直齒輪的模數(shù)m mm （3-6） 通過計算m=3.27。 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)都是相同，轎車和重輕型貨車取2~3.5。本設(shè)計3.5。 （2）齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 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 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25~45° 一般貨車 GB156-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20° 20~30° 重型車 同上 低、倒檔齒輪22.5°25° 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時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，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取30°。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(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。 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=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 第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。 3.2 各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)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù) 為了確定Z11和Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: 其中 A =92mm、m =3.5；故有。 當(dāng)三軸式的變速器時，則，此處取=19，則可得出=34。 上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從公式看出中心距有了變化，這時應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)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(jù)。 這里修正為53，則根據(jù)公式反推出A=92.75mm。 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由公式求出常嚙合齒輪的傳動比 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 由此可得： 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。 聯(lián)立可得：=17、=38。 則根據(jù)公式可計算出一檔實際傳動比為： 。 3.2.3確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比 而 對于斜齒輪， 故有： 聯(lián)立得：。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 。五檔齒輪： 綜上所述各檔實際傳動比為 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。 而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。 由 可計算出。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A′= =66.15mm 而倒檔軸與第二軸的中心: =74mm 3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(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是不能同時增加一對齒輪的強(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，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(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，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)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù) (3-7) 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 第4章 變速器齒輪的強(qiáng)度計算與材料的選擇 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，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，由于換檔時兩個進(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。 4.2 齒輪的強(qiáng)度計算與校核 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，比用于計算通用齒輪強(qiáng)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(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 4.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度計算 直齒齒輪彎曲應(yīng)力： （4-1） 式中——計算載荷，N?mm； ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65； Kf——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9； ——齒輪模數(shù)； ——齒輪齒數(shù)； Kc——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取5.5～8.5； y——齒形系數(shù) ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時，直齒齒輪的許MPa。 因為該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當(dāng)校核時只要校核受力最大和危險的檔位齒輪。故分別計算Ⅰ檔、倒檔齒輪的彎曲強(qiáng)度。 a.1檔齒輪副：主動齒輪z12=19從動齒輪z11=34 Ⅰ檔主動齒輪的計算載荷Tj=Temaxi12=250×34/19≈447.36N·m 由公式（4-1）得: 主動齒輪z10的彎曲強(qiáng)度： 1檔從 動齒輪的計算載荷Tj=TemaxigⅠ=250×4=1000 N·m 從動齒輪z9的彎曲強(qiáng)度： b.倒檔 齒輪副:因為倒檔齒輪相當(dāng)于一個惰輪,所以主動齒輪是Z14=17，從動齒輪是Z15=23。通過惰輪后主動齒輪是Z15=23，從動輪是Z13=27。 惰輪的計算載荷Tj=Temaxi12i1012=250×（23/17）×（27/23）≈397.06N·m 通過惰輪前，Z15=23的彎曲強(qiáng)度由公式（3-19）得: 通過惰輪后主動輪是Z15=23，從動輪是Z13=27。 Z15的計算載荷Tj=Temaxi12i1012=397.06N·m Z13的計算載荷Tj=Temaxi倒檔=250×3.55=887.5N·m 以上的齒輪副都滿足彎曲強(qiáng)度的要求。 4.2.2 齒輪接觸應(yīng)力 齒輪的接觸應(yīng)力按下式計算： (4-2) 式中 F——法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力，N； (4-3) Ft——端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力，N； (4-4) Tj——計算載荷，N·mm； d——節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)點處壓力角； ——螺旋角； E——齒輪材料的彈性模量，鋼取2.1×105MPa； b——齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為b/cos代替，mm； ——主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑，mm；直齒齒輪：，；斜齒齒輪：，； r1，r2——分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑，mm。 當(dāng)計算載荷為許用接觸應(yīng)力見表4-1。 表4-1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 1900～2000 950～1000 常嚙合及高檔 1300～1400 650～700 常嚙合齒輪副：當(dāng)計算載荷為=0.5×250=125N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 由公式(4-2)得: 1檔: 計算載荷為i1=0.5×250×4.03=503.75N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 直齒齒寬b=（4.5-8.0）m=15.75-28 此處取b=20mm 由公式（4-2）得: 2檔：計算載荷為I2=0.5×250×3.11=388.75N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 由公式（4-2）得: 3檔：計算載荷為iⅢ=0.5×250×2.318≈289.75N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 由公式（4-2）得: 4檔：計算載荷為I2=0.5×250×1.731=216.38N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 5檔：計算載荷為I2=0.5×250×1.38=172.5N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 倒檔：計算載荷為I2=0.5×250×3.55=443.75N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 對照上表4-1可知，所設(shè)計變速器齒輪的接觸應(yīng)力符合要求。 圖5-1 變速器第一軸 第5章 變速器軸的強(qiáng)度計算與校核 5.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 5.1.1軸的結(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。第一軸如圖5-1所示： 圖5-2 變速器中間軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(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)如下圖所示： 5.1.2確定軸的尺寸 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(jīng)驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： （5-1） 第二軸： （5-2） 式中 ----發(fā)動機(jī)的最大扭矩，N·m 為保證設(shè)計的合理性，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d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=0.160.18； 第二軸： d/L=0.180.21。 5.2 軸的校核 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，僅對其危險斷面進(jìn)行驗算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進(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，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進(jìn)行校核。 5.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 因為第一軸在運轉(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 （5-3） 式中：----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T----軸所受的扭矩，N·mm； ----軸的抗扭截面系數(shù)，； P----軸傳遞的功率，kw； d----計算截面處軸的直徑，mm； []----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。 其中P =118kw，n =4200r/min,d =30mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，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。其計算公式為： （5-4） 式中，T ----軸所受的扭矩，N·mm； G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa； ----軸截面的極慣性矩，，； 將已知數(shù)據(jù)代入上式得： 對于一般傳動軸可??；故也符合剛度要求。 5.2.2第二軸的校核計算 (1)軸的強(qiáng)度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （5-5） （5-6） （5-7） 式中 ----至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比4； d ----計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為133mm； ----節(jié)點處的壓力角，為16°； ----螺旋角，為30°； ----發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為250000N·mm。 代入上式可得： 危險截面的受力圖為： 水平面：（218+99）=99 =363.26N； 水平面內(nèi)所受力矩： 圖5-3 危險截面受力分析 垂直面： （5-8） 垂直面所受力矩：。 該軸所受扭矩為：。 故危險截面所受的合成彎矩為： （5-9） 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）: (5-10) 將代入上式可得： ，在低檔工作時[]=400MPa，因此有： []；符合要求。 (2)軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計算： (5-11) (5-12) 式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； ----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E----彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I----慣性矩（），，d為軸的直徑（）； a、b----為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L----支座之間的距離（）。 a=218mm b=99mm L=(218+99)mm 將數(shù)值代入式（5-11）和（5-12）得： 故軸的全撓度為 ，符合剛度要求。 第6章 變速器同步器的設(shè)計 6.1 同步器的結(jié)構(gòu) 在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計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(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6-2d），完成同步換檔。 6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 6.2.1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，換擋費力， 圖6-2 鎖環(huán)同步器工作原理 故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)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6-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖6-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。 6.2.2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tan。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(yán)時，則有粘著和咬住的傾向；在=7 時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7°。 圖6-3 同步器螺紋槽形式 6.2.3摩擦錐面平均半徑R R設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)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R 時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7°。 取大些。本次設(shè)計中采用的R為50～60mm。 6.2.4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(shè)計時可根據(jù)下式計算確定 設(shè)計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。 6.2.5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，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強(qiáng)度。 本設(shè)計中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。 6.2.6鎖止角 鎖止角選取