購買設(shè)計(jì)請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點(diǎn)開預(yù)覽，，資料完整，充值下載就能得到。。。【注】：dwg后綴為CAD圖，doc,docx為WORD文檔，有不明白之處，可咨詢Q:1304139763
黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 前 言
1.1選題背景目的
捷達(dá)轎車在我國應(yīng)用十分廣泛，而變速器是整車的關(guān)鍵總成之一。其功用是在不同的使用條件下, 改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速, 使汽車得到不同的牽引力和速度, 同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。通過捷達(dá)轎車變速器的設(shè)計(jì)，使其變速器性能更好具有一定的實(shí)際意義。
發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)，為了發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)的最佳性能就必須有一套變速裝置，來協(xié)調(diào)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和車輪的實(shí)際速度，變速器可以汽車行駛過程中，在發(fā)動(dòng)機(jī)和車輪之間產(chǎn)生不同的變速比，通過換擋可以使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳動(dòng)力性能狀態(tài)下，根據(jù)上述情況目前，改革開放30年來，我國汽車變速器行業(yè)隨著整車行業(yè)的快速發(fā)展而不斷發(fā)展壯大，形成了一批頗具規(guī)模的變速器企業(yè)。大多數(shù)本土變速器企業(yè)在引進(jìn)消化吸收國外先進(jìn)技術(shù)方面取得了突出成績，并不斷堅(jiān)持自主創(chuàng)新，在手動(dòng)變速器領(lǐng)域,，尤其是在重型車用和微型車用手動(dòng)變速器上，涌現(xiàn)了大量自主創(chuàng)新的產(chǎn)品。另外，一些跨國公司獨(dú)資或合資的變速器企業(yè)開始陸續(xù)在中國設(shè)廠，為滿足持續(xù)高速增長的中國汽車市場需求作出了非常大的貢獻(xiàn)。
在中國，手動(dòng)變速器仍然是車用變速器的主流。具體有兩個(gè)原因：首先，目前國內(nèi)企業(yè)已經(jīng)基本掌握對(duì)手動(dòng)變速器的開發(fā)，所以在一定程度上加大了手動(dòng)變速器的價(jià)格優(yōu)勢；另外，絕大多數(shù)中國駕駛者在學(xué)車時(shí)就用的是手動(dòng)車，他們更加享受手動(dòng)車帶來的駕駛樂趣。在自動(dòng)變速器方面，除吉利汽車開發(fā)出有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的液壓控制的三速自動(dòng)變速器外，其他企業(yè)尚沒有一家具有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)，悉數(shù)依賴國外技術(shù)和進(jìn)口。
1.2發(fā)展現(xiàn)狀
從技術(shù)、節(jié)能和基礎(chǔ)設(shè)施角度，對(duì)各種變速器在中國和國外的發(fā)展情況作以下簡要分析：
（1）手動(dòng)變速器（MT）：手動(dòng)變速器應(yīng)該說是最為節(jié)能的變速方式，另外由于中國企業(yè)已經(jīng)掌握該技術(shù)，而且在生產(chǎn)方面也積累了長期經(jīng)驗(yàn)，從而在價(jià)格和質(zhì)量方面會(huì)有較大優(yōu)勢。所以在短期內(nèi)仍將是變速器主流。其不足在于操控上的不便，尤其是在城市工況。
（2）自動(dòng)手動(dòng)變速器（AMT）：自動(dòng)手動(dòng)變速器實(shí)際上是由一個(gè)機(jī)器系統(tǒng)來完成操作離合器和選擋這兩個(gè)動(dòng)作。AMT的汽車駕駛簡單，省去了離合器踏板，駕駛者只要踩油門，選速器系統(tǒng)會(huì)自動(dòng)選擇換擋的最佳時(shí)機(jī)，從而消除了發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器和變速器的錯(cuò)誤使用，以避免錯(cuò)換擋位。這一點(diǎn)對(duì)新手和整車的可靠性都非常重要。選速器大大簡化了駕駛的復(fù)雜性，令A(yù)MT汽車駕駛更加簡便、省心，且能夠保證最低的動(dòng)力損耗。由選速器完成駕駛者踩離合器換擋的動(dòng)作，選擇的換擋時(shí)機(jī)要比駕駛者完成得更準(zhǔn)確。因此，在能源日益緊缺和CO2排放壓力越來越大這一背景下，AMT順應(yīng)了“節(jié)能減排”這一趨勢，是一項(xiàng)非常適合中國市場的先進(jìn)技術(shù)。AMT的制造成本遠(yuǎn)低于電液控自動(dòng)變速器，國內(nèi)的很多車型都準(zhǔn)備采用這一領(lǐng)先技術(shù)，即有可能隨著中國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，將有更多車型采用AMT。中國也將會(huì)取代歐洲和美洲，成為世界上最大的AMT的應(yīng)用市場。
（3）電子控制液力自動(dòng)變速器（AT）：電子控制液力自動(dòng)變速器近些年新技術(shù)也不斷在使用，它正朝著多擋位、數(shù)字化控制等方面發(fā)展。
日本最大的自動(dòng)變速器生產(chǎn)商AISIN AW公司2006年成功推出型號(hào)為AA80E型8前速自動(dòng)變速器，目前被使用在雷克薩斯LS460車上。這就形成了更大的總傳動(dòng)比范圍，同時(shí)各個(gè)傳動(dòng)比之間也比5速變速器更加接近。因此，駕駛員幾乎在各種行駛條件中都可以選擇最佳傳動(dòng)比。電子控制模塊可以選擇更多的傳動(dòng)比，傳動(dòng)比取決于行駛條件，從而降低了油耗并提高了換擋平順性。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與行駛狀態(tài)的最優(yōu)化匹配意味著發(fā)動(dòng)機(jī)提高了動(dòng)力、燃油經(jīng)濟(jì)性并降低了運(yùn)行噪聲。
（4）無級(jí)變速器（CVT）：無級(jí)變速器則只需兩組可移動(dòng)錐輪以及傳動(dòng)帶或傳動(dòng)鏈，即可實(shí)現(xiàn)無數(shù)個(gè)前進(jìn)擋的變速過程。CVT采用傳動(dòng)帶、傳動(dòng)鏈和可變槽寬的錐輪進(jìn)行動(dòng)力傳遞及傳動(dòng)比的選擇，即當(dāng)錐輪變化槽寬時(shí)，相應(yīng)改變主動(dòng)輪與從動(dòng)輪上傳動(dòng)帶的接觸半徑進(jìn)行變速。CVT是真正無級(jí)化了，與AT相比具有較高的運(yùn)行效率，油耗較低。通過近幾年市場上的應(yīng)用看，其發(fā)展勢頭也比較迅猛，目前在我國應(yīng)用的車型已迅速發(fā)展到5、6種以上。
目前，全世界各大汽車廠商為了提高產(chǎn)品的競爭力都在大力進(jìn)行CVT的研發(fā)工作，NISSAN、TOYOTA、FORD、GM、AUDI等著名汽車品牌中都配備CVT的轎車銷售，全世界CVT轎車的年產(chǎn)量已達(dá)到近50萬輛。值得注意的一點(diǎn)是，裝備有CVT的汽車市場，由最初的日本、歐洲已經(jīng)滲透到北美市場，CVT汽車已經(jīng)成為當(dāng)今汽車發(fā)展的主要趨勢。
1.3意義
21世紀(jì)，汽車工業(yè)成為中國經(jīng)濟(jì)發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一，汽車企業(yè)對(duì)各系統(tǒng)部件的設(shè)計(jì)需求旺盛,其實(shí)，汽車與人一樣，也是有著整套健康系統(tǒng)的有機(jī)結(jié)合體。發(fā)動(dòng)機(jī)是心臟，車輪、底盤與懸掛是軀干與四肢，然而連接它們的，是類似于人體經(jīng)脈的變速器系統(tǒng)。如果汽車喪失了變速器這個(gè)中心環(huán)節(jié)，心臟、四肢與軀干再好，汽車只能如同植物人般成為廢鐵一堆！可以說，變速器是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物，是汽車上的必需品。在完成了最基本的傳動(dòng)功能之外，我們對(duì)變速器的要求也是越來越高，這是變速箱演變過程的首要催產(chǎn)素，由此可見，對(duì)汽車的變速器進(jìn)行研究具有十分重要的意義。
1.4設(shè)計(jì)內(nèi)容：
利用所選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)，發(fā)動(dòng)機(jī)功率95KW, 最高車速190 Km/h,轉(zhuǎn)矩170Nm， 總質(zhì)量1091 kg，轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 6000r/min，車輪205/65R15。完成變速器結(jié)構(gòu)布置和設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容有選擇所設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)，確定變速器結(jié)構(gòu)類型，確定操縱機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式，確定同步器的形式，對(duì)變速器中的各級(jí)齒輪和軸等零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)，并對(duì)主要零部件進(jìn)行校核。
第2章 捷達(dá)變速器的總體方案的確定
本設(shè)計(jì)是根據(jù)捷達(dá)轎車1.6L手動(dòng)車型而開展的，設(shè)計(jì)中所采用的參數(shù)如下：
主減速比：4.782
最高時(shí)速：190km/h
輪胎型號(hào)：205/65R15
發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)：EA113
最大扭矩：170Nm/4500
最大功率：95kw/5750
最高轉(zhuǎn)速：6000r/min
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(dòng)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(dòng)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(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。
對(duì)變速器的主要要求是：
1.應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)換檔或自動(dòng)、半自動(dòng)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(dòng)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?dòng)效率。
5.噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)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
變速器由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。
2.2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇
有級(jí)變速器與無級(jí)變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、制造低廉，具有高的傳動(dòng)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(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(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。
傳動(dòng)比范圍是變速器低檔傳動(dòng)比與高檔傳動(dòng)比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動(dòng)比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動(dòng)比范圍為3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車與牽引車為10.0~20.0。
通常，有級(jí)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(dòng)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(dòng)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(duì)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(dòng)比小于1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為1的直接檔比較，采用超速檔會(huì)降低傳動(dòng)效率。
有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括傳遞動(dòng)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(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(duì)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(dòng)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(dòng)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(dòng)效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力-傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)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(dòng)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(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；個(gè)檔的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)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，如圖示。
1） 第一軸；2）第二軸；3）中間軸
圖2.1 轎車中間軸式四檔變速器
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(dòng)比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點(diǎn)可通過減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來取消。
有級(jí)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(dòng)機(jī)前置，后輪驅(qū)動(dòng)，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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對(duì)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(dòng)比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)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(dòng)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(duì)數(shù)，換檔方式和到檔傳動(dòng)方案上有差別。
1） 第一軸；2）第二軸；3）同步器
圖2.2 兩軸式變速器
如圖2.3中的中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別：圖2.3a、b所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔；圖2-3c所示傳動(dòng)方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而一檔和倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔。
圖2.3 中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案
圖2.4a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖2.4b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖2.4d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(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。
圖2.4 中間軸式五檔變速器傳動(dòng)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(dòng)齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。
圖2.5 中間軸式六檔變速器傳動(dòng)方案
以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)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。
發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動(dòng)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(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(dòng)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(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2.4c所示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時(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)。
2.2.2 倒檔傳動(dòng)方案
圖2.6為常見的倒擋布置方案。。圖2.6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖2.6d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)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，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。
本設(shè)計(jì)采用圖2.6f的傳動(dòng)方案。
圖2.6 變速器倒檔傳動(dòng)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(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。
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(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(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。
2.3.2 換檔結(jié)構(gòu)型式
換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。
直齒滑動(dòng)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(dòng)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(dòng)使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動(dòng)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(dòng)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。
Ⅱ
圖2.7 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ
自動(dòng)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或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開（圖2.7b），這樣在嚙合時(shí)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(dòng)脫檔。
2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.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(dòng)脫檔（圖2.8）。
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(dòng)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2.8 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ
圖2.9 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ
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2.10所示：
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(dòng)球;8）卡環(huán);9）輸出軸;10、11）齒輪
圖2.10 鎖環(huán)式同步器
2.4本章小結(jié)：本章主要介紹了發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)的確定、選型與車速的確定，變速器形式的選擇和確定，主要零件結(jié)構(gòu)的方案確定，這是設(shè)計(jì)本課題的前提，為以后的設(shè)計(jì)確定了方向。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)
3.1 變速器主要參數(shù)的選擇
3.1.1 檔數(shù)和傳動(dòng)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4~5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(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)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(dòng)輪的滾動(dòng)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(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有
則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為
（3-1）
式中： m ----汽車總質(zhì)量；
g----重力加速度；
ψmax----道路最大阻力系數(shù)；
rr----驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；
Temax----發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；
i0----主減速比；
η----汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。
根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件
求得的變速器I檔傳動(dòng)比為：
（3-2）
式中： G2----汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷；
φ----路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ=0.5~0.6。
由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；
rr=337.25mm；
Te max=170Nm；
i0=4.782；
η=0.95。
根據(jù)公式（3-2）可得：igI =3.85。
超速檔的的傳動(dòng)比一般為0.7~0.8，本設(shè)計(jì)去五檔傳動(dòng)比igⅤ=0.75。
中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為：
（3-3）
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(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：=1.51。
故有：
3.1.2 中心距
中心距對(duì)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（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定：
(3-4)
式中 K A----中心距系數(shù)。對(duì)轎車，K A =8.9~9.3；對(duì)貨車，K A =8.6~9.6；對(duì)多檔
主變速器，K A =9.5~11；
TI max ----變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩：
TI max=Te max igI η =628.3N﹒m
故可得出初始中心距A=77.08mm。
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。
轎車四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(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，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(jì)采用5+1手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是377.08mm=231.24mm，
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=170Nm，可得出mn=2.5。
一檔直齒輪的模數(shù)m
mm (3-6)
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2~3.5。本設(shè)計(jì)取2.5。
（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(xiàng)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
GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形
20°
20°~30°
重型車
同上
低檔、倒檔齒輪22.5°，25°
小螺旋角
壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)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(duì)轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)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(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。
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(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=(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(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。
3.2各檔傳動(dòng)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(dòng)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(jì)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)
一檔傳動(dòng)比
（3-7）
為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，
先求其齒數(shù)和:
（3-8）
其中 A =77.08mm、m =3；故
有。
圖3.1 五檔變速器示意圖
當(dāng)轎車三軸式的變速器時(shí)，則，此處取=16，則可得出=35。
上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(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)。
這里修正為51，則根據(jù)式（3-8）反推出A=76.5mm。
3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比
（3-9）
由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ①
而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等
（3-10）
由此可得：
(3-11)
而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： 。②
① 與②聯(lián)立可得：=19、=34。
則根據(jù)式（3-7）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 。
3.2.3 確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動(dòng)比
（3-12）
而 ，故有：
③
對(duì)于斜齒輪， （3-13）
故有： ④
③ 聯(lián)立④得：。
按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪
。
3.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù)
一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取3.7。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)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
（3-14）
可計(jì)算出。
故可得出中間軸與倒檔軸的中心距
A′ = (3-15)
=50mm
而倒檔軸與第二軸的中心:
(3-16)
=72.5mm。
3.3 齒輪變位系數(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(duì)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(duì)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(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)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(duì)齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對(duì)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(dòng)或高度變位時(shí)，則對(duì)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(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，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(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)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(duì)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(duì)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(dòng)，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(dòng)。其中，一檔主動(dòng)齒輪10的齒數(shù)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。
變位系數(shù)
（3-17）
式中： Z--變位的齒輪齒數(shù)。
3.4本章小結(jié)：本章主要是變速器主要的參數(shù)的選擇，傳動(dòng)比，中心距，軸向尺寸，齒輪參數(shù)各檔傳動(dòng)比及齒輪齒數(shù)的確定。
第4章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)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(dòng)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(duì)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(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。
用移動(dòng)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。
4.2 齒輪的強(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(jí)、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(jí)。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40Cr。
4.2.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算
（1） 直齒輪彎曲應(yīng)力
（4-1）
式中，——彎曲應(yīng)力（MPa）；
——檔齒輪10的圓周力（N） ， ；其中 為計(jì)算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。
——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65；
——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，從動(dòng)齒輪取0.9；
B——齒寬（mm），取20
T——端面齒距（mm）；
Y——齒形系數(shù)，如圖4.1所示。
圖4.1 齒形系數(shù)圖
當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為：
（4-2）
=17010002.181.78
=659668Nm
故由 可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時(shí)，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。
（2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力
（4-3）
式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（4.1）注釋相同，，
選擇齒形系數(shù)y時(shí)，按當(dāng)量模數(shù)在圖（4.1）中查得。
二檔齒輪圓周力： （4-4）
根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：=6798.8N
齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)=47.7，可查表（4.1）得：。
故
同理可得： 。
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(duì)常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。
4.2.2 齒輪接觸應(yīng)力
（4-5）
式中： ——齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；
F——齒面上的法向力（N），；
——圓周力在（N）， ；
——節(jié)點(diǎn)處的壓力角（°）；
——齒輪螺旋角（°）；
E——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??；
B——齒輪接觸的實(shí)際寬度，20mm；
——主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）；
直齒輪： （4-6）
（4-7）
斜齒輪： （4-8）
（4-9）
其中，分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表：
表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力
齒輪
/MPa
滲碳齒輪
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(duì)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。
4.3本章小結(jié)：本章是齒輪的損壞的原因及形式，齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核，齒輪彎曲強(qiáng)度和齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算。
第5章 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)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(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(dòng)盤轂的
內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖5.1所示：
圖5.1 變速器第一軸
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(dòng)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：
一檔齒輪 倒檔齒輪
圖5.2 變速器中間軸
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(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：
（5-1）
第二軸：
（5-2）
式中 ：----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，N·m
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d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選取：
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(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)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(dòng)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(duì)象。下面對(duì)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?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
（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(jì)算截面處軸的直徑，mm；
[]----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。
其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；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(jì)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(duì)于鋼材，G =8.1MPa；
----軸截面的極慣性矩，，；
將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。
對(duì)于一般傳動(dòng)軸可??；故也符合剛度要求。
5.2.2 第二軸的校核計(jì)算
1）軸的強(qiáng)度校核
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：
（5-5）
（5-6）
（5-7）
式中： ----至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為三檔傳動(dòng)比3.85；
d ----計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為105mm；
----節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為16°；
----螺旋角，為30°；
----發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為170000N·mm。
代入上式可得： ，
，
危險(xiǎn)截面的受力圖為：
圖5.1 危險(xiǎn)截面受力分析
水平面：（160+75）=75 =1317.4N；
水平面內(nèi)所受力矩：
垂直面：
（5-8）
=6879.9N
垂直面所受力矩：。
該軸所受扭矩為：。
故危險(xiǎn)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(shí)[]=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(jì)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（）。
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
5.3本章小結(jié)：本章介紹軸的結(jié)構(gòu)，確定軸的尺寸，計(jì)算和強(qiáng)度校核。
第6章 變速器同步器的設(shè)計(jì)和操縱機(jī)構(gòu)
6.1同步器的結(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)如下圖所示：
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
圖6.1 鎖環(huán)式同步器
如圖（6.1），此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(dòng)定位銷和鎖環(huán)移動(dòng)，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(duì)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6.2b），使嚙合套的移動(dòng)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6.2d），完成同步換檔。
圖6.2 鎖環(huán)同步器工作原理
6.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定