摘 要:
汽車變速器發(fā)展經(jīng)歷了100 多年,從最初采用側鏈傳動到手動變速器到現(xiàn)在的液力自動變速器和電控機械式自動變速器,再向無級自動變速器方向發(fā)展。發(fā)動機是汽車的心臟,發(fā)動機產(chǎn)生的動力必須經(jīng)過傳動系統(tǒng)才能驅動車輪轉動。傳動系統(tǒng)的心臟是變速器。由于發(fā)動機的轉速和轉矩的變化范圍小,而汽車行駛速度的變化范圍廣,所以一開始傳動系統(tǒng)就設置了變速器。變速器的作用: ①改變汽車的傳動比,擴大驅動車輪轉矩和轉速的范圍,使車輛適應各種變化的行駛工況,同時使發(fā)動機在理想的工況下工作; ② 在發(fā)動機轉矩方向不變的前提下,實現(xiàn)汽車的倒退行駛; ③實現(xiàn)空擋,中斷發(fā)動機傳遞給車輪的動力,使發(fā)動機能夠起動、怠速。100 多年中,變速器經(jīng)歷了用變速桿改變鏈條的傳動比→手動變速器→有級自動變速器→無級自動變速器的發(fā)展歷程。
關鍵詞: 汽車；變速器；工作原理；發(fā)展歷史；發(fā)展趨勢
Abstract
The development of auto transmission has experienced more than 100 years’ history, from the initial use of side-chain drive to the manual transmission, to the current hydraulic. Automatic transmission and electronically controlled automatic mechanical transmission, to the no-class automatic transmission direction. The engine is the heart of the car. The power of the engine transmission system must drive the wheels turning. Transmission System is the heart of transmission. As the engine speed and torque are on the scope of the changes, but vehicle’s speed and scope of change, so at beginning on the transmission system set up a transmission. The role of the transmission : ① change the transmission ratio of motor vehicles, wheel drive torque to expand the scope and speed to adapt to changes in the vehicle driving cycle, at the same time it can make the engine in good working condition; ② not in the direction of engine torque. Under the premise of change, it can make cars on the retrogression; ③ achieve in neutral gear, interrupted the power of the wheels transmission by the engine so that the engine can start, idling. More than 100 years, the transmission has changed from Bian Sugan → the chain of transmission ratio → manual transmission → a class-automatic transmission → no class automatic transmission → course of development.
Keywords: Automotive; transmission; principle; history of development; development trend
目錄
摘 要............................................................I
第1章 緒論......................................................1
1.1. 課題的目的和意義.........................................1
1.2. 課題研究的現(xiàn)狀...........................................1
1.3. 變速器的設計思想.........................................2
1.4. 研究的主要工作內容.......................................2
第2章 變速器設計的總體方案......................................4
2.1. 設計依據(jù).................................................4
2.2. 傳動機構布置方案分析,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,4
2.3. 變速器基本參數(shù)的確定,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,6
第3章 主要零部件的設計及計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,11
3.1. 齒輪的設計及校核,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,11
3.1.1. 齒輪參數(shù)確定及各檔齒輪齒數(shù)分配,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,11
3.1.2. 齒輪強度計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,18
3.1.3. 變速器齒輪的材料及熱處理,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,21
3.2. 軸的設計及校核,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,21
3.2.1. 初選軸的直徑.......................................21
3.2.2. 軸的剛度計算.......................................22
3.2.3. 軸的強度計算.......................................31
第4章 同步器的選擇.............................................37
4.1. 慣性式同步器............................................37
4.1.1. 鎖環(huán)式同步器的機構.................................37
4.1.2. 鎖環(huán)式同步器的工作原理.............................38
4.1.3. 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定.........................38
4.2. 主要參數(shù)的確定..........................................39
4.2.1 摩擦因數(shù) f..........................................39
4.2.2 同步環(huán)主要尺寸的確定................................40
4.2.3 鎖止角β............................................41
4.2.4 同步時間............................................41
4.2.5 轉動慣量的計算......................................42
第5章 變速器操縱機構的選擇和箱體設計原則.......................43
5.1. 變速器操縱機構的選擇....................................43
5.2. 變速器箱體設計原則......................................43
致 謝...........................................................44
參考文獻........................................................45
第1章 緒 論
1.1 課題的目的和意義
變速器用來改變發(fā)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。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。變速器若采用浮動式結構的齒輪軸，工作時會產(chǎn)生撓度。因此，一方面降低了輸出軸的剛性，另一方面造成了嚙合齒輪嚙合不良，致使齒輪強度降低，增加了運轉噪音，影響了整機的性能。
為了近一步提升后驅動變速器的性能，增加后驅轎車市場銷售份額，應該建立一個適應發(fā)動機排量為2.0升的后驅動變速器新平臺，以滿足車廠和用戶更高層次的要求。
設計方案力求實現(xiàn)：
（1）變速器結構更加緊湊、合理，承載能力較大，滿足匹配發(fā)動機之所需；
（2）選擋、換擋輕便、靈活、可靠；
（3）同步器結構合理，性能穩(wěn)定，有利于換擋；
（4）齒輪承載能力高，運轉噪音低，傳遞運動平穩(wěn)。
1.2課題研究的現(xiàn)狀
目前，國內外汽車變速器的發(fā)展十分迅速，普遍研究和采用電控自動變速器，這種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、以及更高的行車安全性。但是駕駛員失去了駕駛樂趣，不能更好的體驗駕駛所帶來的樂趣。機械式手動變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。在檔位的設置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時，6檔變速器的裝車率也在日益上升。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)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。
汽車變速器是汽車的重要部件之一，用來改變發(fā)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、加速等各種行使工況下，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。變速器設有空檔，可在起動發(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。變速器設有倒檔，使汽車獲得倒退行使能力。
汽車變速器技術的發(fā)展歷史：
手動變速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了齒輪傳動的降速原理。變速器內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機構使變速器內不同的齒輪副工作。
自動變速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力變矩器，行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力變矩器和齒輪組合的方式來達到變速變矩。
AMT是在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎上改造而成，主要改變了手動換擋操縱部分。即在MT總體結構不變的情況下改用電子控制來實現(xiàn)自動換擋。
無級變速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又稱為連續(xù)變速式機械變速器。金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組，從動輪組，金屬帶和液壓泵等基本部件。主要靠主動輪，從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化，傳動帶一般用橡膠帶，金屬帶和金屬鏈等。
無限變速式機械無級變速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一種摩擦板式變速原理。IVT的核心部分由輸入傳動盤，輸出傳動盤和Variator傳動盤組成。它們之間的接觸點以潤滑油作介質，金屬之間不接觸，通過改變Variator裝置的角度變化而實現(xiàn)傳動比的連續(xù)而無限的變化。
1.3 變速器的設計思想
根據(jù)發(fā)動機匹配的轎車的基本參數(shù)，及發(fā)動機的基本參數(shù)，設計能夠匹配各項的新型后驅動變速器。
新型后驅動變速器應滿足：
（1）發(fā)動機排量2.0升；
（2）六個前進擋，一個倒檔；
（3）輸入、輸出軸保證兩點支承；
（4）采用同步器，保證可靠平穩(wěn)換擋；
（5）齒輪、軸及軸承滿足使用要求。
1.4 研究的主要工作內容
中間軸式變速器主要用于后輪驅動變速器，所以，根據(jù)實際汽車發(fā)動機匹配所需，本文計劃對適用于后驅動發(fā)動機固定中間軸式變速器作為總的布置方案。
1.確定合適的布置結構
變速器中各檔齒輪按照檔位先后順序在軸上排列；各檔的換擋方式；齒輪與軸的配套方案；軸承支承位置等結構。
2.進行主要參數(shù)的選擇
確定變速器的檔位數(shù)；各檔傳動比；中心距；軸向長度等。
3.進行主要零部件及其他結構的設計
齒輪參數(shù)；各檔齒輪齒數(shù)分配；輪齒強度計算；軸的設計及校核；軸承的設計及校核；同步器主要參數(shù)的選?。徊倏v機構的設計等。
4.繪制圖紙
根據(jù)設計方案，通過CAD完成裝配圖及零件圖的繪制。
第2章 變速器設計的總體方案
變速器是汽車傳動系的重要組成部分，是連接發(fā)動機和整車之間的一個動力總成，起到將發(fā)動機的動力通過轉換傳到整車，以滿足整車在不同工況的需求。所以整車和發(fā)動機的主要參數(shù)對變速器的總體方案均產(chǎn)生較大影響。
2.1 設計依據(jù)
隨著消費者對汽車安全性、舒適性、經(jīng)濟性和動力性需求的提高，汽車的技術含量不斷提高，機械式手動變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。在檔位的設置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時，6檔變速器的裝車率也在日益上升。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)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。設計新型后驅動變速器以使變速器結構更加緊湊、合理、承載能力強。
選擇車型為BMW 320i 2.0 典雅型轎車進行設計，基本性能參數(shù)如表2.1。
表2.1 基本性能參數(shù)
發(fā)動機參數(shù)
排量(L)
2.0
最大功率(km)
110(6200r/min)
最大扭矩(N·m)
200(3600r/min)
底盤參數(shù)
驅動方式
后輪驅動
輪胎規(guī)格
205/55 R16
整車尺寸及質量
長*寬*高(mm)
4520*1817*1421
軸距(mm)
2760
總質量(kg)
3000
整備質量(kg)
1425
整車性能參數(shù)
最高車速(km/h)
220
最大爬坡度
30%
注：其中，205/55 R16表示輪胎斷面寬B=205，扁平比H/B=55,輪輞直徑16in=406.4mm。
故車輪滾動半徑近似等于輪胎半徑，為r=(406.4+205*0.55)/2=315.95mm。
2.2傳動機構布置方案分析
變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進檔數(shù)或軸的不同分類，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多中間軸式變速器等。
2.2.1兩軸式和中間軸式變速器
現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用固定軸式變速器，而兩軸式和中間軸式應用最為廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。在設計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，還要考慮以下幾個方面：
與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在高檔工作是齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結構限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設計的很大。對于前進檔，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。
中間軸式變速器可以設置直接檔，在使用直接檔時，變速器的齒輪和軸承及軸承均不承載，發(fā)動機轉矩經(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他檔位，因而提高了變速器的使用壽命。在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。對于本設計，采用如圖2.1所示的傳動方案。
圖2.1 中間軸式變速器傳動方案
2.2.2倒檔的形式和布置方案
圖2.2為常見的布置方案。圖2.2（a）方案廣泛用于前進檔都是同步器換檔的四檔轎車和輕型貨車變速器中；圖2.2（b）方案的優(yōu)點是可以利用中間軸上的1檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換檔困難，某些輕型貨車四檔變速器采用這種方案；圖2.2（c）方案能獲得較大的倒檔速比，突出的缺點是換檔程序不合理；圖2.2（d）方案針對前者的缺點作了修改，因而在貨車變速器中取代了圖2.2（c）方案；圖2.2（e）方案中，將中間軸上的一檔和倒檔齒輪做成一體，其齒寬加大，因而縮短了一些長度；圖2.2（f）方案采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便；為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車采用圖2.2（g）方案，其缺點是一檔和倒檔得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。后述五種方案可供五檔變速器的選擇：本次設計中采用中間軸式變速器，圖2.2（f）瑣事得到當布置方案。
圖2.2 倒檔布置方案
2.3 變速器基本參數(shù)的確定
2.3.1 擋數(shù)的確定
擋數(shù)的設置與整車的動力性和經(jīng)濟性有關。就動力性而言，增加變速器的擋數(shù)，能夠增加發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了整車的加速與爬坡能力。就燃油經(jīng)濟性而言，擋數(shù)多，增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，降低油耗。所以擋數(shù)設置為六檔。
2.3.2 傳動比的確定
1、主減速器傳動比的確定
發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為：
（2.1）
式中：
——汽車行駛速度（km/h）；
——發(fā)動機轉速（r/min）；
——車輪滾動半徑（m）；
——變速器直接檔傳動比；
——主減速器傳動比。
已知：最高車速==220km/h；最高檔為超速檔，傳動比=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格205/55R16得到=315.95(mm)；發(fā)動機轉速==6200（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比：
I0=3.35
2、最低檔傳動比計算
按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）[13]。用公式表示如下：
（2.2）
式中：
G ——車輛總重量(N)；
——坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面μ=0.01~0.02)；
——發(fā)動機最大扭矩(N·m)；
——主減速器傳動比；
——變速器傳動比；
——為傳動效率（0.85~0.9）；
R ——車輪滾動半徑；
——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）
由公式（3.2）得：
（2.3）
已知：m=3000kg；；；r=0.32m； N·m；； g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：
ig≥4.76
滿足不產(chǎn)生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產(chǎn)生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下：
（2.4）
式中：
——驅動輪的地面法向反力，；
——驅動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.5~0.6之間。
已知：kg；取0.55，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：
所以，初選一檔傳動比為5.0。
3、變速器各檔速比的配置
按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比，即：
2.3.3 中心距的選擇
初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算：
（2.5）
式中：
A ——變速器中心距（mm）；
——中心距系數(shù)，乘用車=8.9~9.3；
——發(fā)動機最大輸出轉距為200（N·m）；
——變速器一檔傳動比為5.0；
——變速器傳動效率，取96%。
8.9=87.79mm
取A=90mm。
2.3.4 變速器的外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構形式以及齒輪形式。
乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：
；
第3章 主要零部件的設計及計算
3.1 齒輪的設計及校核
3.1.1 齒輪參數(shù)確定及各擋齒輪齒數(shù)分配
1.模數(shù)m
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。對于乘用車為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，乘用車和總質量在的貨車為，取。
2.壓力角
國家規(guī)定的標準壓力角為，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為。
3.螺旋角
選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。螺旋角應選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。轎車變速器齒輪應采用較大螺旋角以提高運轉平穩(wěn)性，降低噪聲。
乘用車中間軸式變速器為，選。
4.齒寬b
齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求，通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b。，其中為齒寬系數(shù)。變速器中一般倒擋采用直齒圓柱齒輪；常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪。
5.齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。一般齒輪的齒頂高系數(shù)，為一般汽車變速器齒輪所采用。
6.各擋齒輪齒數(shù)的分配
分配齒數(shù)時應注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。
（1）確定一擋齒輪的齒數(shù)
齒輪的變位是齒輪設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)生根切和湊配中心距以外，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。
一擋齒輪參數(shù)如表3.1。
表3.1 一擋齒輪基本參數(shù)
序號
計算項目
計算公式
1
端面壓力角
2
分度圓直徑
3
齒頂高
4
齒根高
5
齒頂圓直徑
6
齒根圓直徑
7
當量齒數(shù)
8
齒寬
由于一擋采用斜齒輪傳動，所以齒數(shù)和，圓整后得齒數(shù)和為66，修正后得。
湊配中心距；
斜齒端面模數(shù)；
嚙合角，；
故總變位系數(shù)，即為高度變位。
查得：。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。
（2）對中心距進行修正
因為計算齒輪和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的重新計算中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。。
由一擋傳動比求出常嚙合傳動齒輪的齒數(shù)比：
（3.1）
而常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即：
（3.2）
由公式（3.1）（3.2）得：。
核算=3.27，與前相差較小，故由（3.2）式得：齒輪1、2精確的螺旋角。
湊配中心距；
斜齒端面模數(shù)；
嚙合角，故，角度變位。
查得。
（3）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)見表3.2
表3.2 常嚙合齒輪基本參數(shù)
序號
計算項目
計算公式
1
分度圓直徑
2
齒頂高
3
齒根高
4
齒頂圓直徑
5
齒根圓直徑
6
當量齒數(shù)
7
齒寬
（4）確定其他各擋的齒數(shù)二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪不同，由得：
（3.3）
而 （3.4）此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式：
（3.5）
聯(lián)解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.3）（3.4）求出。
湊配中心距；
斜齒端面模數(shù)；
嚙合角，故，正角度變位。
查得。
二擋齒輪基本參數(shù)見表3.3
表3.3 二擋齒輪基本參數(shù)
序號
計算項目
計算公式
1
理論中心距
2
中心距變動系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當量齒數(shù)
10
齒寬
同理：三擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關系。
湊配中心距；
斜齒端面模數(shù)；
嚙合角，故，正角度變位。
查得。
三擋齒輪基本參數(shù)見表3.4
表3.4 三擋齒輪基本參數(shù)
序號
計算項目
計算公式
1
理論中心距
2
中心距變動系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當量齒數(shù)
10
齒寬
同理：四擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關系。
湊配中心距；
斜齒端面模數(shù)；
嚙合角，故，負角度變位。
查得。
四擋齒輪基本參數(shù)見表3.5
表3.5 四擋齒輪基本參數(shù)
序號
計算項目
計算公式
1
理論中心距
2
中心距變動系數(shù)
3
齒頂降數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當量齒數(shù)
10
齒寬
五擋齒輪基本參數(shù)見表3.6
表3.6 五擋齒輪基本參數(shù)
序號
計算項目
計算公式
1
理論中心距
2
中心距變動系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當量齒數(shù)
10
齒寬
同理：五擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關系。
湊配中心距；
斜齒端面模數(shù)；
嚙合角，故。
查得。
（5）。倒擋齒輪基本參數(shù)見表3.6
表3.6倒擋齒輪基本參數(shù)
序號
計算項目
計算公式
1
分度圓直徑
2
齒頂高
3
齒根高
4
齒頂圓直徑
5
齒根圓直徑
6
基圓直徑
7
齒寬
序號
計算項目
計算公式
1
分度圓直徑
2
齒頂高
3
齒根高
4
齒頂圓直徑
5
齒根圓直徑
6
基圓直徑
7
齒寬
確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)往往與一擋相近。倒擋齒輪的齒數(shù)，一般在21~23之間，初選，計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。
設
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪13和14的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，故取，滿足輸入軸與中間軸的距離。假設當齒輪13和14嚙合時，中心距，且。故倒擋軸與中間軸的中心距，。
根據(jù)中心距求嚙合角：，故，高度變位。查得
3.1.2 輪齒強度計算
變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。
輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些[3]。變速器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。
齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。
1.輪齒彎曲強度計算
（1）直齒輪彎曲應力
（3.6）
式中：——計算載荷（N·mm）；
——應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；
——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；
——齒寬系數(shù)；
y——齒形系數(shù)。
倒擋主動輪14，查手冊得y=0.172，代（3.6）得；
倒擋傳動齒輪15，查手冊得y=0.176，代入（3.6）得；
倒擋從動輪13，查手冊得y=0.174，代入（3.6）得；
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，倒擋直齒輪許用彎曲應力在400~850Mpa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。
故<[ ]，彎曲強度足夠。
（2）斜齒輪彎曲應力
（3.7）
式中：——計算載荷（N·mm）；
——斜齒輪螺旋角；
——應力集中系數(shù)，可近似取=1.50；
Z——齒數(shù)；
——法向模數(shù)（mm）；
y——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；
——齒寬系數(shù)；
——重合度影響系數(shù)，=2.0。
一擋齒輪12，查圖得y=0.162，代入（3.7）得=291.81Mpa；
一擋齒輪11，查圖得y=0.138，代入（3.7）得=118.85Mpa；
二擋齒輪10，查圖得y=0.191，代入（3.7）得=158.26Mpa；
二擋齒輪9，查圖得y=0.175，代入（3.7）得=101.91Mpa；
三擋齒輪8，查圖得y=0.182，代入（3.7）得=166.27Mpa；
三擋齒輪7，查圖得y=0.174，代入（3.7）得=115.94Mpa；
四擋齒輪6，查圖得y=0.178，代入（3.7）得=142.76Mpa；
四擋齒輪5，查圖得y=0.173，代入（3.7）得=131.01Mpa；
五擋齒輪4，查圖得y=0.176，代入（3.7）得=120.16Mpa；
五擋齒輪3，查圖得y=0.172，代入（3.7）得=157.27Mpa；
常嚙合齒輪2，查圖得y=0.142，代入（3.7）得=136.21Mpa；
常嚙合齒輪1，查圖得y=0.148，代入（3.7）得=219.56Mpa；
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180~350Mpa范圍，所有斜齒輪滿足<[ ]，故彎曲強度足夠。
2.輪齒接觸應力計算
（3.8）
式中：——輪齒的接觸應力（Mpa）；
F——齒面上的法向力（N）， ；
——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；
d——節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點處壓力角；
——齒輪螺旋角；
E——齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=；
b——齒輪接觸的實際寬度（mm）；
、——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；、為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。
將上述有關參數(shù)代入式（3.8），并將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，得出：
一擋接觸應力；
二擋接觸應力；
三擋接觸應力；
四擋接觸應力；
五擋接觸應力
常嚙合接觸應力；
倒擋接觸應力（齒輪14主動，15從動）；
（齒輪15主動，13從動）；
對于滲碳齒輪變速器齒輪的許用接觸應力[]，一擋和倒擋 []=1900~2000Mpa，常嚙合齒輪和高擋[]=1300~1400Mpa。故所有齒輪滿足 <[ ]，接觸強度足夠。
3.1.3 變速器齒輪的材料及熱處理
變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。
國內汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。
淬火的目的是大幅度提高鋼的強度、硬度、耐磨性、疲勞強度以及韌性等，從而滿足各種機械零件和工具的不同使用要求?；鼗鸬淖饔迷谟谔岣呓M織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定；消除內應力，以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調整鋼鐵的力學性能以滿足使用要求。
3.2 軸的設計及校核
3.2.1初選軸的直徑
軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調，變速器軸的最大直徑與支承間的距離可按下列關系式初選
對于二軸式: = 0.18～0.21 （3.9）
中間軸式變速器第二軸與中間軸的最大直徑d==可根據(jù)中心距A(mm)按下式初選:
d≈(0.45～0.60)A （3.10）
第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機最大轉矩按下式初選
d≈(4～4.6) （3.11）
初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵，彈性檔圈等標準以及軸的剛度與強度驗算結果進行修正［2］。經(jīng)過計算得：
第一軸花鍵部分直徑： d=26mm
中間軸的最大直徑： =40mm
支承間的距離： =224mm
第二軸的的最大直徑： =40mm
支承間的距離： =192mm
3.2.2軸的剛度計算
對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖3.1所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。
(a)軸在垂直面內的變形 (b)軸在水平面內的變形
圖3.1 變速器軸的變形示意簡圖
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3.2所示時，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，可分別用下式計算
（3.12）
（3.13）
（3.14）
式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；
——為齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；
——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa；
——慣性矩（mm4），對于實心軸，；
——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；
——支座間的距離（mm）。
圖3.2 變速器軸的撓度和轉角
軸的全撓度為
mm （3.15）
軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad［3］。
1、第一軸的剛度
==17101.33N
==6765.36 N
變速器工作時，，，
==0.02mm＜
==0.05mm＜
===0.05mm＜[]
==0.00003rad＜[]
2、中間軸的剛度
（1）一檔工作時的剛度
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：
===52631.58N
===20821.28N
===24736.84N
一檔工作時，，，
==0.08mm≤
==0.003 mm≤
===0.08mm＜[]
==0.0005rad＜[]
（2）二檔工作時的剛度
計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：
===33000N
===13054.95N
二檔工作時，，，
==0.037mm≤
==0.094mm≤
===0.10mm＜[]
==0.00002rad＜[]
（3）三檔工作時的剛度
計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：
===26300N
===3422.3N
三檔工作時，，，
==0.023mm≤
==0.073mm≤
===0.077mm＜[]
==0.00027rad＜[]
（4）四檔工作時的剛度
計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：
===19000N
===7516.48N
四檔工作時，，，
==0.030mm≤
==0.074mm≤
===0.080mm＜[]
==0.00009rad＜[]
（5）五檔工作時的剛度
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：
===14526.32N
===5746.68N
===6827.37N
一檔工作時，，，
==0.017mm≤
==0.043 mm≤
===0.05mm＜[]
==0.0002rad＜[]
（6）倒檔工作時的剛度
計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：
===65866.66N
===26057.14N
倒檔工作時，，，
==0.090mm≤
==0.032mm≤
===0.09mm＜[]
==0.00002rad＜[]
3、第二軸的剛度
（1）一檔工作時的剛度
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：
===71428.57N
===28257.46N
===33571.43N
一檔工作時，，，
==0.06mm≤
==0.041 mm≤
===0.072mm＜[]
==0.0015rad＜[]
（2）二檔工作時的剛度
計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：
===41485.71N
===16411.93N
二檔工作時，，，
==0.05mm≤
==0.13mm≤
===0.14mm＜[]
==0.0001rad＜[]
（3）三檔工作時的剛度
計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：
===30057.14N
===11890.74N
三檔工作時，，，
==0.047mm≤
==0.10mm≤
===0.11mm＜[]
==0.00048rad＜[]
（4）四檔工作時的剛度
計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：
===25333.33N
===10021.98N
四檔工作時，，，
==0.036mm≤
==0.028mm≤
===0.046mm＜[]
==0.00043rad＜[]
（5）五檔工作時的剛度
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：
===19714.29N
===7799.06N
===9265.72N
一檔工作時，，，
==0.01mm≤
==0.026 mm≤
===0.028mm＜[]
==0.00036rad＜[]
（6）倒檔工作時的剛度
計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：
===89818.18N
===35532.47N
倒檔工作時，，，
==0.075mm≤
==0.14mm≤
===0.16mm＜[]
==0.0036rad＜[]
3.2.3 軸的強度計算
作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的水平垂直面內的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為
== （3.16）
式中 M——合成彎矩，（N·mm）；
d——軸的直徑（mm），花鍵處取內徑；
W——抗彎截面系數(shù)（mm)。
在低檔工作時，[]≤400MPa。
除此之外，對軸上的花鍵，應驗算齒面的擠壓應力。
變速器的軸用與齒輪相同的材料制造。
1、第一軸強度校核
第一軸一檔工作時強度校核：
=22045.5N，=8716.8N， =9357.7N,
,,.
求H面內支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖3.3（a）所示，則
+= （3.17）
= （3.18）
由式（3.17）和式（3.18）可得：=-960.8N，=6966.1N，=-192.16N·m。
（a）第一軸水平方向受力圖 （b）第一軸垂直方向受力圖
圖3.3 第一軸受力圖
求V面內支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖3.4（b）所示，則
+= （3.19）
+= （3.20）
由式（3.19）和式（3.20）可得：=96.5N，=2384.7N，=93.21N·m
（3.21）
=
=281.9N·m
===106.4＜[] （3.22）
（a）第一軸水平彎矩圖 （b）第一軸垂直彎矩圖
圖3.4 第一軸彎矩圖
2、中間軸強度校核
中間軸一檔工作時強度校核：
=22045.5N，=8716.8N， =9357.7N
,
求H面內支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖3.5（a）所示，則
+= （3.23）
= （3.24）
由式（3.23）和式（3.24）可得：=6298.7N，=15746.8N，=1007.79N·m
求V面內支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖3.5（b）所示，則
+= （3.25）
=+ （3.26）
由式（3.25）和式（3.26）可得：=3648.1N，=5068.7N，=583.70N·m
=
=1179.07N·m
===181.88＜[]
（a）中間軸水平方向受力圖 （b）中間軸垂直方向受力圖
圖3.5中間軸受力圖
彎矩圖如圖3.6所示：
（a）中間軸水平彎矩圖 （b）中間軸垂直彎矩圖
圖3.6 中間軸彎矩圖
3、第二軸強度校核
第二軸一檔工作時強度校核：
=11713.9N，=4631.7N， =4972.2N，，
求H面內支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖3.8（a）所示，則
+= （3.27）
= （3.28）
由式（4.23）和式（4.24）可得：=3904.6N，=7809.3N，=499.79N·m
求V面內支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖4.8（b）所示，則
+= （3.29）
=+ （3.30）
由式（3.29）和式（3.30）可得：=2894.4N，=1737.3N，=370.48N·m
=
=648.77N·m
===120.5＜[]
（a）第二軸水平方向 （b）第二軸垂直方向受力圖
圖3.7 第二軸受力圖
（a）第二軸水平彎矩圖 （b）第二軸垂直彎矩圖
圖3.8 第二軸彎矩圖
第4章 同步器的選擇
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(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。
4.1 慣性式同步器
慣性式同步器能做到換擋時，在兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換擋，因而能很好地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。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。
4.1.1 鎖環(huán)式同步器的結構
如圖4.1所示，鎖環(huán)示同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為