大眾轎車三軸五檔變速器設(shè)計(jì)【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,大眾,群眾,轎車,五檔,變速器,設(shè)計(jì),cad,圖紙,說明書,仿單
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摘 要
本次設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于轎車上的五檔手動(dòng)變速器。以三軸五檔手動(dòng)檔汽車的一些整車參數(shù)和發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)為設(shè)計(jì)依據(jù)，進(jìn)行手動(dòng)檔變速器的設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案的確定，變速器主要參數(shù)如擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍、中心距、各擋傳動(dòng)比、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸的設(shè)計(jì)校核，同步器、操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。
合理的設(shè)計(jì)和布置變速器能使發(fā)動(dòng)機(jī)功率得到最合理的利用，從而提高汽車動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的主要作用是改變轉(zhuǎn)距和轉(zhuǎn)速的數(shù)值和方向，實(shí)現(xiàn)汽車的前進(jìn)與后退；操縱機(jī)構(gòu)的主要作用是控制傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)變速器傳動(dòng)比的改變，即實(shí)現(xiàn)換擋，以達(dá)到變速變距。
本文參考了國內(nèi)外大量文獻(xiàn)，首先簡單地對機(jī)械式變速器的發(fā)展歷史、變速器的地位和作用進(jìn)行論述，討論了它們的現(xiàn)狀以及未來發(fā)展方向。進(jìn)而對機(jī)械式變速器的基本結(jié)構(gòu)和變速原理進(jìn)行研究，主要研究了傳動(dòng)機(jī)構(gòu)（主要是軸和齒輪）的基本結(jié)構(gòu)、特點(diǎn)及工作原理，對機(jī)械式變速器各擋傳動(dòng)路線進(jìn)行了簡要分析。文章包括大量對變速器各構(gòu)件的計(jì)算過程，主要內(nèi)容有：變速器的布置方案分析、變速器回轉(zhuǎn)件結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定、同步器的結(jié)構(gòu)及工作原理、各擋齒輪的強(qiáng)度校核、軸的強(qiáng)度校核、軸承的使用壽命計(jì)算等。
關(guān)鍵詞 齒輪、同步器、變速器、操作機(jī)構(gòu)、軸承
Abstract
The task of this design is to design a five-speed manual transmission for cars. The design of the manual transmission is carried out on the basis of the whole vehicle parameters and engine parameters of the three-axis and five-speed manual transmission. The main content of the design including the transmission scheme of transmission mechanism transmission main parameters such as block number, the range of transmission ratio, center distance, each block transmission ratio, gear parameters and gear, the selection of number of teeth of gear design of gear, shaft, synchronizer, and the design of the operating mechanism.
Reasonable design and decorate transmission can make the engine power to get the most reasonable use of, so as to improve the dynamic performance and fuel economy cars. Variable speed transmission's main function is to change the torque and speed of numerical and direction; Operation is the main purpose of control transmission mechanism, realize the transmission ratio of the gearbox change, which realize the shift, in order to achieve the change from the speed.
This article refer to the domestic and foreign many papers, and first simply describes the mechanical transmission of the history, the status and effect of the transmission, and discussed its present situation and future development trend. And then we study the basic structure of the mechanical transmission and variable speed principle, which focus on the transmission mechanism (mainly shaft and gear) the basic structure, characteristic and work principle, mechanical transmission of each block transmission line are briefly analyzed. The articles included a large amount of calculation process, and the specific contents: the layout of transmission analysis, the transmission structure paramete determination of turning a synchronizer, the structure and the working principle, each block of the gear axis strength check, the intensity, the service life of the bearings calculations, etc.
Keywords Gear, Shaft, Synchronizer, Three axis five gear, Operating mechanism, bearing
目錄
摘 要 - 1 -
ABSTRACT - 2 -
第1章 緒論 - 6 -
1.1 本設(shè)計(jì)的目的和意義 - 6 -
1.2 變速器的發(fā)展 - 6 -
1.3變速器的設(shè)計(jì)要求 - 8 -
1.4設(shè)計(jì)內(nèi)容與思路 - 8 -
1.4.1設(shè)計(jì)內(nèi)容 - 8 -
1.4.2設(shè)計(jì)思路 - 8 -
1.5本章小結(jié) - 9 -
第2章 變速器的整體結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì) - 10 -
2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 - 10 -
2.1.1變速器傳動(dòng)方案的比較 - 10 -
2.1.2倒檔的布置方案 - 12 -
2.2本章小結(jié) - 12 -
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計(jì) - 14 -
3.1變速器主要參數(shù)的選擇 - 14 -
3.1.1檔位數(shù)和傳動(dòng)比 - 14 -
3.1.2中心距 - 15 -
3.1.3齒輪模數(shù) - 16 -
3.1.4壓力角、螺旋角和齒寬 - 17 -
3.1.5齒輪的變位系數(shù) - 17 -
3.2各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 - 18 -
3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù) - 18 -
3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) - 19 -
3.2.3確定其他檔位的齒數(shù) - 19 -
3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) - 20 -
3.2.5確定齒輪輪齒尺寸 - 20 -
3.3本章小結(jié) - 20 -
第4章 變速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇 - 22 -
4.1齒輪的主要失效形式 - 22 -
4.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料接觸應(yīng)力 - 23 -
4.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 - 23 -
4.2.2齒輪材料接觸應(yīng)力 - 25 -
4.3本章小結(jié) - 26 -
第5章 變速器軸的設(shè)計(jì)與校核 - 27 -
5.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 - 27 -
5.1.1軸的結(jié)構(gòu) - 27 -
5.1.2軸的尺寸 - 27 -
5.2軸的校核 - 28 -
5.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 - 28 -
5.2.2第二軸的強(qiáng)度與剛度校核 - 29 -
5.3本章小結(jié) - 31 -
第6章 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) - 32 -
6.1同步器設(shè)計(jì) - 32 -
6.1.1同步器的工作原理 - 32 -
6.1.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定 - 33 -
6.2變速器的操縱機(jī)構(gòu) - 35 -
6.2.1操縱機(jī)構(gòu)的功用 - 35 -
6.2.2操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求 - 35 -
6.2.3變速器的換檔位置 - 36 -
6.3本章小結(jié) - 37 -
第7章 軸承的選用與壽命計(jì)算 - 38 -
7.1 第一軸軸承選用與計(jì)算 - 38 -
7.2第二軸軸承選用與計(jì)算 - 38 -
7.3本章小結(jié) - 39 -
結(jié) 論 - 40 -
致 謝 - 41 -
參考文獻(xiàn) - 42 -
第1章 緒論
1.1 本設(shè)計(jì)的目的和意義
由于我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設(shè)計(jì)出經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，工作可靠，性能優(yōu)良汽車已是當(dāng)前汽車設(shè)計(jì)者的緊迫問題。為了發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)的最佳性能，就必須有一套傳動(dòng)效率高，維修保養(yǎng)成本低，能夠帶來駕駛樂趣變速裝置，來協(xié)調(diào)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和車輪的實(shí)際行駛速度。
該課題針對機(jī)械專業(yè)學(xué)生，使學(xué)生了解變速器的設(shè)計(jì)與原理，通過本課題的研究使學(xué)生完成理論課程的實(shí)踐總結(jié)，獲得一定的工程設(shè)計(jì)工作方法，可以更好的學(xué)習(xí)并掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)與機(jī)械設(shè)計(jì)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。
1.2 變速器的發(fā)展
在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動(dòng)到自動(dòng)的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動(dòng)變速器（MT）、自動(dòng)變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）五種型式。
（1）手動(dòng)變速器(MT)
手動(dòng)變速器(ManualTransmission，簡稱MT)又稱機(jī)械式變速器，即必須用手撥動(dòng)變速桿(俗稱"擋把")才能改變變速器內(nèi)的齒輪嚙合位置，改變傳動(dòng)比，從而達(dá)到變速的目的。轎車手動(dòng)變速器大多為四擋或五擋有級式齒輪傳動(dòng)變速器，并且通常帶同步器，換擋方便，噪音小?，F(xiàn)代汽車所用的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩的變化范圍有限，但是汽車的行駛條件變化很大，使得汽車對驅(qū)動(dòng)力和車速的要求也在很大范圍內(nèi)變化。比如，汽車起步時(shí)車速不需要太高，但是需要較大的驅(qū)動(dòng)力;而在高速路上行駛時(shí)，驅(qū)動(dòng)力不需要太大，卻需要較高的車速。汽車的這種需求特點(diǎn)就與發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速-轉(zhuǎn)矩特性相矛盾，變速器恰恰可以解決這個(gè)矛盾。隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟(jì)型轎車最為合適，手動(dòng)變速器以其自身的性價(jià)比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車廠家，而且經(jīng)濟(jì)適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。
（2）自動(dòng)變速器（AT）
自動(dòng)變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動(dòng)地進(jìn)行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動(dòng)變速汽車沒有離合器，但自動(dòng)變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動(dòng)分離或合閉，從而達(dá)到自動(dòng)變速的目的。
（3）手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AMT）
此型車在其檔位上設(shè)有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時(shí)，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動(dòng)檔一樣。自動(dòng)—手動(dòng)變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動(dòng)檔，而在交通擁擠時(shí)使用自動(dòng)檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。
（4）無級變速器（CVT）
當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展十分迅速，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來變速，其傳動(dòng)比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換檔”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。
（5）雙離合變速器（DCT）
DCT結(jié)合了手動(dòng)變速器的燃油經(jīng)濟(jì)性和自動(dòng)變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術(shù)。雙離合變速器(Dual Clutch Transmission) DCT有別于一般的自動(dòng)變速器系統(tǒng)，它基于手動(dòng)變速器而又不是自動(dòng)變速器，除了擁有手動(dòng)變速器的靈活性及自動(dòng)變速器的舒適性外，還能提供無間斷的動(dòng)力輸出。而傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器使用一臺(tái)離合器，當(dāng)換擋時(shí)，駕駛員須踩下離合器踏板，使不同擋的齒輪做出嚙合動(dòng)作，而動(dòng)力就在換擋期間出現(xiàn)間斷，令輸出表現(xiàn)有所斷續(xù)。
針對中國變速器市場發(fā)展趨勢，Global Insight的亞洲區(qū)技術(shù)分析師段誠武博士闡述了幾點(diǎn)自己的見解：
（1）在短期內(nèi)，手動(dòng)檔變速器仍然占據(jù)主要份額，而自動(dòng)檔變速器將有更大的增長空間。
（2）鑒于中國市場情況的復(fù)雜性，長期來看變速器不是單一式的發(fā)展趨勢，沒有哪一種形式變速器會(huì)成為最后的贏家。
（3）在中國市場，從技術(shù)支持、目前的市場份額以及設(shè)備提供這幾個(gè)方面來看AMT與LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合動(dòng)力以及DCT和柴油都具有相似性。
（4）從長遠(yuǎn)來看，中國本土的企業(yè)應(yīng)該更加關(guān)注DCT這個(gè)產(chǎn)品，因?yàn)樗鼘⒂蟹浅：玫那熬啊?
1.3變速器的設(shè)計(jì)要求
（1）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。在行車過程中，變速器不會(huì)有跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。隨著汽車進(jìn)入千家萬戶，操縱輕便、安全、駕車勞動(dòng)強(qiáng)度低的要求日益顯得重要，同步器和預(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、半自動(dòng)換檔等的技術(shù)的引入，可以解決上述需要。
（3）體積小、重量輕。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。選擇合理的變位系數(shù)和采用斜齒輪傳動(dòng)，提高制造精度和安裝剛性，可減小齒輪的噪聲。
1.4設(shè)計(jì)內(nèi)容與思路
1.4.1設(shè)計(jì)內(nèi)容
1、齒輪主要參數(shù)的選擇設(shè)計(jì)與校核計(jì)算
2、齒輪軸的設(shè)計(jì)與校核計(jì)算
3、同步器的設(shè)計(jì)計(jì)算
4、軸承的選擇設(shè)計(jì)與校核計(jì)算
1.4.2設(shè)計(jì)思路
查閱變速器相關(guān)文獻(xiàn)，理解變速器的結(jié)構(gòu)組成與工作原理，先對變速器進(jìn)行整體布置，包括整體的傳動(dòng)方案和倒檔的布置。其次次變速器中的齒輪和軸進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，只要確定了齒輪和軸的尺寸就可以用CAD進(jìn)行草圖的繪制，在此基礎(chǔ)上對同步器進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，進(jìn)一步完善草圖。對各個(gè)部分進(jìn)行校核計(jì)算，查看其尺寸是否滿足使用要求，如果不正確可以對其進(jìn)行修改。著重分析同步器和操縱機(jī)構(gòu)的工作原理，對其進(jìn)行細(xì)化處理，并出一張的操縱機(jī)構(gòu)圖紙。當(dāng)CAD二維圖紙繪制完成后，用CATIA軟件進(jìn)行二維建模，并仿真運(yùn)動(dòng)，立體結(jié)構(gòu)能更直觀的把變速器呈現(xiàn)出來，也能把內(nèi)部機(jī)構(gòu)的配合看的更清楚。
1.5本章小結(jié)
本章對變速器的發(fā)展歷史和未來的方向進(jìn)行了初步了解，我還是對手動(dòng)變速器的未來比較樂觀，因?yàn)樗鼭M足絕大多數(shù)人對于汽車變速器的要求，因而它有巨大的市場保障。本章還明確了該設(shè)計(jì)的目的和意義，設(shè)計(jì)會(huì)嚴(yán)格按照目的去做，保證了不會(huì)偏離方向。此外關(guān)系到變速器的安全性和舒適性的設(shè)計(jì)要求史一定要嚴(yán)格遵循的，沒有它們會(huì)影響到后期的生產(chǎn)；最后還對本次設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容和設(shè)計(jì)思路進(jìn)行了展開，進(jìn)一步明確了設(shè)計(jì)方案。
第2章 變速器的整體結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì)
2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析
有級式變速器是目前使用最廣的一種。它采用齒輪傳動(dòng)，具有若干個(gè)定值傳動(dòng)比。按所用輪系型式不同，有軸線固定式變速器(普通變速器)和軸線旋轉(zhuǎn)式變速器(行星齒輪變速器)兩種。目前，轎車和輕、中型貨車變速器的傳動(dòng)比通常有3-5個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒檔，在重型貨車用的組合式變速器中，則有更多檔位。所謂變速器檔數(shù)即指其前進(jìn)檔位數(shù)。
無級式變速器其的傳動(dòng)比在一定的數(shù)值范圍內(nèi)可按無限多級變化，常見的有電力式和液力式(動(dòng)液式)兩種。電力式無級變速器的變速傳動(dòng)部件為直流串激電動(dòng)機(jī)，除在無軌電車上應(yīng)用外，在超重型自卸車傳動(dòng)系中也有廣泛采用的趨勢。動(dòng)液式無級變速器的傳動(dòng)部件為液力變矩器。
綜合式變速器 是指由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機(jī)械式變速器，其傳動(dòng)比可在最大值與最小值之間的幾個(gè)間斷的范圍內(nèi)作無級變化，目前應(yīng)用較多。
2.1.1變速器傳動(dòng)方案的比較
圖2.3是三軸式五檔變速器傳動(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)，三軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和倒檔傳動(dòng)方案上有差別。
圖2.3a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2.3b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；
圖2.3d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，形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。
圖2.3三軸式五檔變速器傳動(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。
變速器用圖2.3c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2.3c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)。
本設(shè)計(jì)采用2.3b的布置方案。
2.1.2倒檔的布置方案
常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：
圖2.4a為常見的倒擋布置方案。在前進(jìn)檔的傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。
圖2.4b所示方案的優(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。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。
圖2.4c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2.4d所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，經(jīng)常在貨車變速器中使用。
圖2.4e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2.4f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(dòng)采用圖
圖2.4倒檔結(jié)構(gòu)方案
圖2.4g所示方案。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。
綜合考慮，本次設(shè)計(jì)采用圖2.4f所示方案的倒檔換檔方式。
2.2本章小結(jié)
本章分析比較了變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)形式和結(jié)構(gòu)，著重分析了動(dòng)力布置形式和倒檔形式。經(jīng)過分析和與別的結(jié)構(gòu)進(jìn)行對比，明確了動(dòng)力傳遞路線，可以更合理的布置各個(gè)檔位的，選取了傳動(dòng)更加簡單可靠的倒檔布置方式，為后面的設(shè)計(jì)計(jì)算打下了基礎(chǔ)。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計(jì)
本設(shè)計(jì)是根據(jù) Polo 2011 款勁取1.6MT實(shí)酷版而開展的，設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型，如表3.1所示：
表3.1Polo 2011 款勁取1.6MT實(shí)酷版參數(shù)
汽車主要參數(shù)
主減速比
3.16
最大扭矩
155Nm/3750rpm
最高時(shí)速
188km/h
最大功率
77kw/5000rpm
輪胎型號
185/60R15
發(fā)動(dòng)機(jī)型號
EA111
整備質(zhì)量
1155Kg
3.1變速器主要參數(shù)的選擇
3.1.1檔位數(shù)和傳動(dòng)比
為了降低油耗，提高燃油利用率，應(yīng)該適當(dāng)增加變速器的檔數(shù)。目前，乘用車一般用4--5個(gè)檔位的變速器。本次設(shè)計(jì)也將采用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
（3-1）
則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比
（3-2）
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：
（3-3）
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 1530kg；rr=286mm；η=0.95；f=0.03。
根據(jù)公式（3-3）可得：igI =3.48。
超速檔的的傳動(dòng)比：
(3-4)
由已知條件：
中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為：
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)上式可得出：=1.4。
故有：、、（修正為1）。
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，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選。
（3-6）
式中K A ——中心距系數(shù)，對轎車取K A =8.9~9.3（取9.2）；
TI max ——變速器處于一檔時(shí)，輸出軸的輸出扭矩：
TI max=Te max igI η =517.8N﹒m
故可得出初始中心距A=73.88mm。
3.1.3齒輪模數(shù)
齒輪模數(shù)選取的一般原則：
(1)為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；
(2)為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；
(3)從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；
(4)從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。
對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。
所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。
建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn
（3-7）
其中=155N.m，可得出mn=2.52。
一檔直齒輪及倒檔齒輪的模數(shù)m
mm （3-8）
通過計(jì)算m=2.6。
表3.2漸開線齒輪的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m （摘自GB/T1357-1987）mm
系列 標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)
第一系列
1 1.25 1.5 2.0 2.5 3 4 5 6 8 10
第二系列
1.75 2.25 2.75（3.25）3.5（3.75）4.5 5.5（6.5） 7 9
注：優(yōu)先采用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用
由上可得：
3.1.4壓力角α、螺旋角β和齒寬b
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(jì)中變速器齒輪壓力角α取國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。
變速器斜齒輪螺旋角一般范圍是。螺旋角增大使齒輪嚙合的重合度系數(shù)增加、工作平穩(wěn)、噪聲降低，另外齒輪的強(qiáng)度也有所提高。但螺旋角太大，會(huì)使軸向力及軸承載荷過大。轎車變速器齒輪轉(zhuǎn)速高，又要求噪聲小，故螺旋角取較大值。還應(yīng)該注意，在選取斜齒輪螺旋角的時(shí)候，應(yīng)該使中間軸上的軸向力平衡。第一、二軸上的軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受，因此，中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)該一律做成右旋，第一、二軸上的齒輪做成左旋。
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--7.5)m，mm
斜齒 b=(6.5--8.5)，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。
已知： m=2.6
得：常嚙合齒輪齒寬取20mm，2、3、5、檔齒輪齒寬取17.5mm，倒檔和一檔齒輪齒寬取13mm。
（注：為了保證裝配后的接觸寬度b，通常取小齒輪的寬度b比大齒輪的寬度b大2--10mm。強(qiáng)度計(jì)算時(shí)b=）
3.1.5齒輪的變位系數(shù)
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。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。
變位齒輪的作用，即為什么要對標(biāo)準(zhǔn)齒輪進(jìn)行變位。原因有三個(gè):
（1)一對嚙合的標(biāo)準(zhǔn)齒輪，由于小齒輪齒根厚度薄，參與嚙合的次數(shù)又較多，因此強(qiáng)度較低，容易損壞，影響了齒輪傳動(dòng)的承載能力。
（2)標(biāo)準(zhǔn)齒輪中心距用a表示，若實(shí)際需要的中心距(用A表示)A
a,可以安裝，卻產(chǎn)生大的側(cè)隙，重合度也降低，都影響了傳動(dòng)的平穩(wěn)性。
（3)若滾齒切制的標(biāo)準(zhǔn)齒輪(壓力角為20度)齒數(shù)小于17，則會(huì)發(fā)生根切現(xiàn)象，影響實(shí)際使用。
變位系數(shù)的選擇原則 ：
(1)對于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。
(2)對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。
(3)總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。
為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。
3.2各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定
3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù)
已知一檔動(dòng)比：
（3-9）
為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和：
（3-10）
其中 A =73.88mm，m =3；故有。選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機(jī)會(huì)，否則會(huì)引起齒面的不均勻磨損。則取=57。當(dāng)轎車三軸式的變速器時(shí)，則可在15~17范圍內(nèi)選擇則，此處取=18，則可得出=39。
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，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57，則根據(jù)式（3-10）反推出A=75mm。
3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（3-8）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比
（3-11）
由已知數(shù)據(jù)可得：
而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距
（3-12）
由此可得：
（3-13）
根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計(jì)算出：。
聯(lián)立方程式可得：=20、=33。
可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為，實(shí)際螺旋角=
3.2.3確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動(dòng)比
（3-14）
（3-15）
故有：
聯(lián)立方程式得：。
按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪。
3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù)
取Z=22，
A= （3-16）
得Z+Z=58，分配Z=17，Z=40，
倒擋軸與中間軸的中心距=50.7mm
為了防止干涉，11、12齒輪齒頂圓保持0.5mm以上間隙
則有，d=90.6mm
3.2.5確定齒輪輪齒尺寸
齒頂高：，
斜齒輪齒頂高為2.5mm，直齒輪齒頂高為2.6mm
齒根高：，
斜齒輪齒根高為3.1mm，直齒輪齒根高為3.25mm
3.3本章小結(jié)
本章主要對變速器齒輪的主要參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，確定了齒輪的模數(shù)、齒數(shù)、壓力角，斜齒輪的螺旋角等。齒輪參數(shù)的確定為圖紙的繪制提供了數(shù)據(jù)。
第4章 變速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇
4.1齒輪的主要失效形式
齒輪的主要失效形式有：輪齒折斷、齒面磨損、齒面點(diǎn)蝕、和齒面膠合。如何減慢齒輪的失效速率則要關(guān)乎齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇。
(1)輪齒折斷
因?yàn)檩嘄X受力時(shí)齒根彎曲應(yīng)力最大，而且有應(yīng)力集中，因此，輪齒折斷一般發(fā)生在齒根部分。
若輪齒單側(cè)工作時(shí)，根部彎曲應(yīng)力一側(cè)為拉伸，另一側(cè)為壓縮，輪齒脫離嚙合后，彎曲應(yīng)力為零。因此，在載荷的多次重復(fù)作用下，彎曲應(yīng)力超過彎曲持久極限時(shí)，齒根部分將產(chǎn)生疲勞裂紋。裂紋的逐漸擴(kuò)展，最終將引起斷齒，這種折斷稱為疲勞折斷。
輪齒因短時(shí)過載或沖擊過載而引起的突然折斷，稱為過載折斷。用淬火鋼或鑄鐵等脆性材料制成的齒輪，容易發(fā)生這種斷齒。
(2)齒面磨損
齒面磨損主要是由于灰砂、硬屑粒等進(jìn)入齒面間而引起的磨粒性磨損；其次是因齒面互相摩擦而產(chǎn)生的跑合性磨損。磨損后齒廓失去正確形狀，使運(yùn)轉(zhuǎn)中產(chǎn)生沖擊和噪聲。磨粒性磨損在開式傳動(dòng)中是難以避免的。采用閉式傳動(dòng)，提高齒面光潔度和保持良好的潤滑可以防止或減輕這種磨損。
(3)齒面點(diǎn)蝕
輪齒工作時(shí)，其工作表面產(chǎn)生的接觸壓應(yīng)力由零增加到一最大值，即齒面接觸應(yīng)力是按脈動(dòng)循環(huán)變化的。在過高的接觸應(yīng)力的多次重復(fù)作用下，齒面表層就會(huì)產(chǎn)生細(xì)微的疲勞裂紋，裂紋的蔓延擴(kuò)展使齒面的金屬微粒剝落下來而形成凹坑，即疲勞點(diǎn)蝕，繼續(xù)發(fā)展以致輪齒嚙合情況惡化而報(bào)廢。實(shí)踐表明，疲勞點(diǎn)蝕首先出現(xiàn)在齒根表面靠近節(jié)線處。齒面抗點(diǎn)蝕能力主要與齒面硬度有關(guān)，齒面硬度越高，抗點(diǎn)蝕能力也越強(qiáng)。
軟齒面（HBS≤350）的閉式齒輪傳動(dòng)常因齒面點(diǎn)蝕而失效。在開式傳動(dòng)中，由于齒面磨損較快，點(diǎn)蝕還來不及出現(xiàn)或擴(kuò)展即被磨掉，所以一般看不到點(diǎn)蝕現(xiàn)象。
可以通過對齒面接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算，以便采取措施以避免齒面的點(diǎn)蝕；也可以通過提高齒面硬度和光潔度，提高潤滑油粘度并加入添加劑、減小動(dòng)載荷等措施提高齒面接觸強(qiáng)度。
(4)齒面膠合
在高速重載傳動(dòng)中，常因嚙合溫度升高而引起潤滑失效，致使兩齒面金屬直接接觸并相互粘聯(lián)。當(dāng)兩齒面相對運(yùn)動(dòng)時(shí)，較軟的齒面沿滑動(dòng)方向被撕裂出現(xiàn)溝紋，這種現(xiàn)象稱為膠合。在低速重載傳動(dòng)中，由于齒面間不易形成潤滑油膜也可能產(chǎn)生膠合破壞。
提高齒面硬度和光潔度能增強(qiáng)抗膠合能力。低速傳動(dòng)采用粘度較大的潤滑油；高速傳動(dòng)采用含抗膠合添加劑的潤滑油，對于抗膠合也很有效。
4.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料接觸應(yīng)力
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）；
——一檔齒輪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），
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）
可求得=139500N
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：=5370.1N
齒輪8的齒數(shù)z=22，可查表（4-1）得：。
故可求得：
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： ；
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--350MPa范圍內(nèi)。
因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。
4.2.2齒輪材料接觸應(yīng)力
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；
——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)力見表4.1：
表4.1變速器齒輪許用接觸應(yīng)力
齒輪
滲碳齒輪/MPa
液體碳氮共滲齒輪/MPa
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：=1849MPa；二檔：=1206.4MPa；三檔：=1191.5MPa
五檔：=1239.7MPa
對照上表4.1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)
本章分析了齒輪的主要失效形式，并對所設(shè)計(jì)的齒輪進(jìn)行了強(qiáng)度和接觸應(yīng)力的計(jì)算，通過計(jì)算可以發(fā)現(xiàn)齒輪是否符合設(shè)計(jì)要求，是否能夠保證使用要求。因此齒輪的校核計(jì)算時(shí)非常關(guān)鍵的一步，因?yàn)樗菣z測之前選取和計(jì)算正確與否，防止更多錯(cuò)誤的產(chǎn)生。
第5章 變速器軸的設(shè)計(jì)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。
5.1.2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)
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?。?
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(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(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?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 =77kw，n =5000r/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(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：
對于一般傳動(dòng)軸可取φ=0.5~1.5°m；故也符合剛度要求。
5.2.2第二軸的強(qiáng)度與剛度校核
（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，此處為一檔傳動(dòng)比3.48；
d ——計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑為101.4mm；
——節(jié)點(diǎn)處的壓力角為20°；
——螺旋角為30°；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為155000N·mm。
代入上式可得： ； ； 。
危險(xiǎn)截面的受力圖為：
圖5.3 危險(xiǎn)截面受力分析
水平面：（160+83）=83 ，可得出=1527.2N；
水平面內(nèi)所受力矩：
垂直面：
（5-8）
可求出 =5723.6N
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）
得M=
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）；
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)
本章對變速器的軸進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，第一軸通常和齒輪做成一體，中間軸選用旋轉(zhuǎn)式的，而且低檔位齒輪和軸做成一體，高檔齒輪用鍵與軸連接傳遞扭矩；第二比較復(fù)雜，上面有矩形花鍵。對選取和設(shè)計(jì)好的軸進(jìn)行了校核計(jì)算，滿足實(shí)際使用要求。
第6章 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
6.1同步器設(shè)計(jì)
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6.1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
6.1.1同步器的工作原理
如圖6.2，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
6.1.2同步環(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(huì)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(huì)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(gè)，槽寬3～4mm。
圖6.3 同步器螺紋槽形式
(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tan。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=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。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(huì)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取大些。
本次設(shè)計(jì)中采用的R為50～60mm。
(4)錐面工作長度b
（6-1）
設(shè)計(jì)中考慮到降低成本取相同的b取5mm。
(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(shí)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(jì)中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。
(6)鎖止角
鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換檔。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～46°范圍內(nèi)變化。
本次設(shè)計(jì)鎖止角取。
(7)同步時(shí)間t
同步器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對同步時(shí)間有影響。軸向力大，同步時(shí)間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要