喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 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(jì)（論文） 摘 要 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車已經(jīng)進(jìn)入了百姓家庭，進(jìn)入人們生活。所以變速器作為汽車的主要零件之一，我們必須對變速器作出進(jìn)一步研究。 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)際行駛速度。在經(jīng)濟(jì)方面考慮合適的變速器也非常重要。 本次設(shè)計(jì)對轎車變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了介紹，闡述了發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的確定以及對功率大小直接影響到變速器中各個(gè)零件的強(qiáng)度進(jìn)行介紹。在機(jī)構(gòu)方面選擇了機(jī)械式變速器，確定變速器設(shè)計(jì)的主要參數(shù)及同步器的相關(guān)設(shè)計(jì)。 關(guān)鍵詞 變速器；扭矩；同步器 IV Abstract With the development of auto industry, the car has already entered common people's family, has entered people's life. So the gear box is as one of the major parts of the car, we must further study the gear box. The output of the engine is very tall in rotational speed, maximum power and the biggest torsion appear in certain rotational speed district. In order to give play to the best performance of the engine, there must be one set and change speed to fit, to coordinate the rotational speed of the engine and real travel speed of wheel. Consider the gear box suitable is very important too in economy. Have designed and made an introduction to the structure of the car gear box this time, have explained the determination of the engine parameter and influenced the intensity of each part in the gear box and made an introduction to the power size directly. Choose the machinery type gear box from organization, confirm the relevant designs of main parameter and synchronizer that the gear box is designed. Key words Gear box; Torsion; Synchronizer 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 變速器的功用和要求 1 1.2 手動(dòng)變速器 1 本章小結(jié) 2 第2章 變速器結(jié)構(gòu)方案及主要參數(shù)的選擇 3 2.1 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 3 2.1.1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 3 2.1.2 倒擋傳動(dòng)方案 5 2.1.3 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 6 2.1.4 變速器的操縱機(jī)構(gòu) 8 2.2 變速器主要參數(shù)確定 9 2.2.1 各擋傳動(dòng)比的確定 9 2.2.2 其他擋各擋傳動(dòng)比 10 2.2.3 初選中心距 11 2.2.4 軸向尺寸 11 2.3 齒輪參數(shù)選取 12 2.3.1 模數(shù) 12 2.3.2 壓力角、螺旋角 12 2.3.3 齒寬b 13 2.3.4 齒頂高系數(shù)及齒輪變位的選用 13 2.4 各擋齒輪齒數(shù)分配 15 2.4.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 15 2.4.2 調(diào)整齒輪齒數(shù)及驗(yàn)證中心距 16 2.4.3 Ⅱ擋及其余前進(jìn)擋位齒輪齒數(shù)確定 17 2.4.4 倒擋齒輪齒數(shù) 18 2.5 各齒輪參數(shù) 19 2.6 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 20 2.6.1 損壞形式 20 2.6.2 材料選取 20 2.6.3 強(qiáng)度計(jì)算 20 2.7 軸的強(qiáng)度計(jì)算 24 2.7.1 初選軸的直徑 24 2.7.2 軸的剛度驗(yàn)算 25 2.7.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算 25 本章小結(jié) 27 第3章 變速器同步器的設(shè)計(jì) 28 3.1 同步器的結(jié)構(gòu) 28 3.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 29 3.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 29 3.2.2 錐面半錐角 30 3.2.3 摩擦錐面平均半徑R 30 3.2.4 錐面工作長度b 30 3.2.5 同步環(huán)徑向厚度 30 3.2.6 鎖止角β 31 3.2.7 同步時(shí)間t 31 本章小結(jié) 31 結(jié)論 32 致謝 33 參考文獻(xiàn) 34 附錄1 35 附錄2 38 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(jì)（論文） 第1章 緒論 1.1 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，變速器具有倒擋和空擋。在有動(dòng)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： （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，選擇合理的變速器擋數(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)跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(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)換擋或自動(dòng)、半自動(dòng)換擋來實(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)有直接擋。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[1]。 1.2 手動(dòng)變速器 手動(dòng)變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每擋的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各擋的變速比是個(gè)定值(也就是所謂的“級” )。比如，一擋變速比是3.85,二擋是2.55,再到五擋的0.75,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動(dòng)比，總共只有5個(gè)值(即有5級)，所以說它是有級變速器。 曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點(diǎn)，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動(dòng)變速器會(huì)在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實(shí)有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，我認(rèn)為手動(dòng)變速器不會(huì)過早的離開。 首先，從商用車的特性上來說，手動(dòng)變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運(yùn)輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動(dòng)機(jī)需要強(qiáng)勁的動(dòng)力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一擋有“勁”，這樣在起步的時(shí)候有足夠的牽引力量將車帶動(dòng)。特別是面對爬坡路段，它的特點(diǎn)顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點(diǎn)尚不具備。 其次，對于老司機(jī)和大部分男士司機(jī)來說，他們的最愛還是手動(dòng)變速器。從我國的具體情況來看，手動(dòng)變速器幾乎貫穿了整個(gè)中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機(jī)都是“手動(dòng)”駕車的，他們對手動(dòng)變速器的認(rèn)識(shí)程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實(shí)的。雖然自動(dòng)變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機(jī)還是崇尚手動(dòng)，尤其是喜歡超車時(shí)手動(dòng)變速帶來的那種快感，所以一些中高擋的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動(dòng)變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學(xué)校中，教練車都是手動(dòng)變速器的，除了經(jīng)濟(jì)適用之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實(shí)的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性。 第三，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。例如，夏利、奇瑞、吉利、現(xiàn)代等國內(nèi)外廠家的經(jīng)濟(jì)型轎車都是手動(dòng)變速的車，它們的各款車型基本上都是5擋手動(dòng)變速。 本章小結(jié) 本章主要介紹了變速器的功用、要求及手動(dòng)變速器的優(yōu)缺點(diǎn)。 第2章 變速器結(jié)構(gòu)方案及主要參數(shù)的選擇 2.1 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 2.1.1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 變速器由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。 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(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、擋位數(shù)及各擋的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗ζ嚨膭?dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。 傳動(dòng)比范圍是變速器低擋傳動(dòng)比與高擋傳動(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，有級變速器具有3、4、5個(gè)前進(jìn)擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進(jìn)擋位數(shù)多達(dá)6～16個(gè)甚至20個(gè)。 變速器擋位數(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、無聲換擋，對于多于5個(gè)前進(jìn)擋的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為5擋。多于5個(gè)前進(jìn)擋將使操縱機(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)才使用的超速擋。采用傳動(dòng)比小于1（0.7～0.8）的超速擋，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的直接擋比較，采用超速擋會(huì)降低傳動(dòng)效率。 有級變速器的傳動(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應(yīng)用最廣泛。 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擋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擋。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，直接擋的傳遞效率高，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)擋需依次經(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擋傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：處直接擋外其他各擋的傳動(dòng)效率有所下降。 圖2-1 轎車中間軸式四擋變速器 1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸 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、緊湊且除倒擋外其他各擋的傳動(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。除倒擋常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；各擋的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粨醯闹鲃?dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。 兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時(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，低擋傳動(dòng)比取值的上限（=4.0～4.5）也受到較大限制,但這一缺點(diǎn)可通過減小各擋傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來取消。 圖2-2 兩軸式變速器 1— 第一軸；2—第二軸；3—同步器 由于所設(shè)計(jì)的汽車是發(fā)動(dòng)機(jī)前置，前輪驅(qū)動(dòng)，因此采用兩軸式變速器。 2.1.2 倒擋傳動(dòng)方案 圖2-3為常見的倒擋布置方案。圖2-3b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。圖2-3c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2-3d所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2-3c所示方案。圖2-3e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2-3f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2-3g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。 圖2-3 變速器倒擋傳動(dòng)方案 本設(shè)計(jì)采用圖2-3f所示的傳動(dòng)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擋與倒擋，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，然后按照從低擋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(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)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)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 2.1.3 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、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 （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擋和倒擋。在本設(shè)計(jì)中由于一擋采用的是常嚙合方案，即除倒擋外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。 （2）換擋結(jié)構(gòu)型式 換擋結(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)齒輪換擋的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時(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擋、噪聲大等原因，除一擋、倒擋外很少采用。 嚙合套換擋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)合套換擋結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋位上常被使用。 采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時(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，縮短了換擋時(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。 自動(dòng)脫擋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[2]： (a).將嚙合套做得長一些（如圖2-4a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開（圖2-4b），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)脫擋。 (b).將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3～0.6mm），這樣，換擋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)脫擋（圖2-5）。 (c).將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫擋的軸向力。 這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，采用較多。 此段切薄 a b 圖2-4 防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ 圖2-5 防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ 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2-6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 2.1.4 變速器的操縱機(jī)構(gòu) 設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)滿足以下要求： (1)換擋時(shí)只允許掛一個(gè)擋。這通常靠互鎖裝置來保證，其結(jié)構(gòu)型式有如右圖所示： 圖2-7 變速器自鎖與互鎖構(gòu) 1-自鎖鋼球 2-自鎖彈簧 3-變速器蓋 4-互鎖鋼球 5-互鎖銷 6-撥叉軸 (2)在掛擋的過程中，若操縱變速桿推動(dòng)撥叉前后移動(dòng)的距離不足時(shí)，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達(dá)到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動(dòng)等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動(dòng)而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應(yīng)設(shè)置自鎖裝置（如圖2-7所示）[3]。 (3)汽車行進(jìn)中若誤掛倒擋，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導(dǎo)致零件損壞。汽車起步時(shí)如果誤掛倒擋，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應(yīng)設(shè)置倒擋鎖。倒擋鎖的結(jié)構(gòu)見本設(shè)計(jì)零件圖。 2.2 變速器主要參數(shù)確定 2.2.1 各擋傳動(dòng)比的確定 根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速及主減速比和驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(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，則最大群動(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 ／ (2-1) 則由最大爬坡度要求的變速器I擋傳動(dòng)比為： (2-2) 式中 m— 汽車總質(zhì)量； g— 重力加速度； — 道路最大阻力系數(shù)； —驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑； — 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； — 主減速比； — 汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。 輪胎直徑 1英尺=25.4mm H/B=65% =(205×65%)+15×25.4/2=323.75mm 把數(shù)據(jù)代入式(2-2)得 2.6 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件 (2-3) 求得得變速器I擋傳動(dòng)比為： (2-4) 把上述數(shù)據(jù)代入上式得 4.64 故 2.64.64 取=3.72 2.2.2 其他擋各擋傳動(dòng)比 變速器的最高擋為超速擋，取其傳動(dòng)比為=0.8 q= (2-5) 則根據(jù)此公式可得： =3.72 =2.4 =1.55 =1.0 =0.8 2.2.3 初選中心距 中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接的影響，所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。兩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(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選： 由經(jīng)驗(yàn)公式 (2-6) 式中 A—為變速器中心距（mm）； —為中心距系數(shù)，乘用車：=8.9-9.3，商用車：=8.6-9.6，多擋變速器：=9.5-11.0； —為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N·m）； —為變速器一擋傳動(dòng)比； —為變速器傳動(dòng)效率，取96%[5]。 A=8.9=76.46mm 乘用車變速器的中心距在60mm到80mm范圍內(nèi)變化；因?yàn)橹行木嘣叫?，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短；最小允許中心距當(dāng)有保證齒輪有必要的接觸強(qiáng)度來確定；變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些；此外受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。 綜上所述中心距A為77mm，為第二軸與輸出軸軸心距。 2.2.4 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。轎車四擋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擋數(shù)有關(guān)： 四擋2.2～2.7A 五擋2.7～3.0A 六擋3.2～3.5A 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)K應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。 L=3.0×77=231mm 2.3 齒輪參數(shù)選取 2.3.1 模數(shù) 遵循的一般原則：為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加數(shù)，同時(shí)減少尺寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù)。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選小；對貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)。 低擋齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應(yīng)，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。 取用范圍： 轎車及輕、中型貨車為2～3.5mm； 乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量1.6～2.5L模數(shù)為2.75～3.00mm； 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)查表優(yōu)先選取第一系列，取得： 一擋、倒擋齒輪模數(shù)m=3.00mm，二擋齒輪模數(shù)m=2.5mm，三擋、四擋、五擋齒輪模數(shù)m=2.00mm[5]。 2.3.2 壓力角、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。試驗(yàn)證明：對于直齒輪，壓力角為28°時(shí)強(qiáng)度最高，超過28°強(qiáng)度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為25°時(shí)強(qiáng)度最高。因此，理論上對乘用車，為加大重合度以降低噪音應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5° 等小些的壓力角；對商用車為提高齒輪承載能力應(yīng)選22.5°或25°等大些的壓力角。 實(shí)際上，因國家規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為20°,嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°[3]。 斜齒輪再變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選用斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力的影響。再輪齒選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)的提高。不過當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15°～25°為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 轎車變速器： 兩軸式變速器為 20°～30° 中間軸式變速器為 22°～34° 貨車變速器：18°～34° 2.3.3 齒寬b 考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應(yīng)該選用較小的齒寬。減少齒寬會(huì)使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，還會(huì)使工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：b=m, 為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0 斜齒：b= m，取6.0～8.5，b為齒寬（mm） 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。 采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可選為2～4mm。 計(jì)算如下： 直齒輪 R擋 =m=7×3=21mm 取7.0 斜齒輪 Ⅰ擋 =m=6×3=18mm 取6.0 Ⅱ擋 =m=6×2.5=15mm 取6.0 Ⅲ擋 =m=7×2.00=14mm 取7.0 Ⅳ擋 =m=8×2.00=16mm 取8.0 Ⅴ擋 =m=7×2.00=14mm 取7.0 2.3.4 齒頂高系數(shù)及齒輪變位的選用 一般齒輪的齒頂高系數(shù)=1.0。 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)度相接近的程度。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)。 有幾對齒輪安裝在第一軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各擋傳動(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(dòng)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(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對斜齒輪傳動(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。對于高擋齒輪，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。對于低擋齒輪，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(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、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。其中，一擋主動(dòng)齒輪1的齒數(shù)Z1〈17，因此一擋齒輪需要變位。 變位系數(shù) ( 2-7) 式中，Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 2.4 各擋齒輪齒數(shù)分配 2.4.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 圖2-8 變速箱傳動(dòng)方案 Ⅳ擋傳動(dòng)比為 =1.0= (2-8) 則有 = 先求出、的齒數(shù)和及、的齒數(shù)和，計(jì)算后取為整數(shù)，然后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。齒數(shù)和公式如下： =2cos/m=+=77×0.94=72.38 取整得 +=72 (2-9) 乘用車車兩軸式變速器一擋傳動(dòng)比=3.5-3.8時(shí)，第一軸上的一擋齒輪齒數(shù)可在11-17間選用。 Ⅰ擋傳動(dòng)比為 =3.72= (2-10) =2Acos/m=+=2×77×0.94/3=48.25 取整得 +=48 乘用車車兩軸式變速器一擋傳動(dòng)比=3.5-3.8時(shí)，第一軸上的一擋齒輪齒數(shù)可在15-17間選用[3]。 取=17，則=31 代入傳動(dòng)比公式得 31/17=3.72 （2-11） 聯(lián)立上述(2-9)、(2-11)式，得 =24.68 取整得 =24 =48 則 =48 2.4.2 調(diào)整齒輪齒數(shù)及驗(yàn)證中心距 （1）調(diào)整齒數(shù) 由一擋傳動(dòng)比公式=3.72=得 ① =18 =35 =25 =48 此時(shí)=3.73 ② =18 =39 =28 =48 此時(shí)=3.714 ③ =17 =41 =31 =48 此時(shí)=3.73 ④ =12 = 38 =33 =39 此時(shí)=3.742 一擋齒輪式斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同；此外，從抵消或減少軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式 （2-12） 把求出來的一擋及常嚙合齒輪齒數(shù)代入上式檢查是否滿足或近似滿足軸向力平衡的關(guān)系。 另外由A在60-80范圍內(nèi)。 最終得 =12 = 38 =33 =39 （2）驗(yàn)證中心距 由A在60-80范圍內(nèi)，且A 76.46mm，A=77時(shí)，所求螺旋角小于15° 舍 A=78時(shí)，=15.9°=22.62° =1.4627 A=79時(shí)，=18.3°=24.3° =1.3652 A=80時(shí)，=20.36°=25.84° =1.3 把=12，= 38，=33，=39代入式（2-12）得 =2.256 綜上所述：A=78 =15.9° =22.62° =12 = 38 =39 =33 =39 =3.742 此時(shí)由斜齒輪產(chǎn)生的軸向力最小。故取上述值。 2.4.3 Ⅱ擋及其余前進(jìn)擋位齒輪齒數(shù)確定 =2.4= (2-13) 取整得 59 (2-14) 聯(lián)立式(2-13)、(2-14)得 =19 =40 代入求得 =19°，故 ==1.21 而 ==1.65 上調(diào)=21 =38時(shí)軸向力最小。 此時(shí)：=21 =38 =19° =2.138 Ⅲ、Ⅴ擋齒輪齒數(shù)以此類推，得 =32 =41 =20.63°=1.514 =41 =30 =24.46°=0.86 2.4.4 倒擋齒輪齒數(shù) R擋傳動(dòng)比 = (2-15) 由=2Acos/m得 +=; (2-16) +=; (2-17) 為保證倒擋齒輪餓=的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12與齒輪13的齒頂圓應(yīng)保持有0.5以上的間隙。 近似可以用下式表示： +； (2-18) 把=31 =34帶入=，通過配湊得 =12 =35 =26 =3.446 代入成立。 倒擋軸與第二軸的中心距=91.5mm; 倒擋軸與第一軸的中心距=57mm。 2.5 各齒輪參數(shù) 擋位 齒數(shù) 模數(shù) 壓力角 螺旋角 分度圓直徑 z m (d=mz)d=mz/cos 直齒R擋 =12 3 0 36 =35 105 =26 78 斜齒Ⅰ擋 =12 3 15.9° 37.42 =38 118.5 Ⅱ擋 =21 2.5 19° 55.52 =38 100.47 Ⅲ擋 =32 2.00 20.63° 68.38 =41 87.61 Ⅳ擋 =39 2.00 22.62° 84.51 =33 71.51 =39 84.51 Ⅴ擋 =41 2.00 24.46° 90.11 =30 65.93 2.6 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 2.6.1 損壞形式 損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動(dòng)換擋齒輪端部破壞。 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(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。 用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 2.6.2 材料選取 由于變速齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，因其表層硬度高，心部的韌性也高，齒輪的耐磨性及拉彎曲疲勞和接觸疲勞的能力很強(qiáng)，故采用20CrMnTi作為此變速器的齒輪材料 2.6.3 強(qiáng)度計(jì)算 與其他機(jī)械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用田間仍是相似 的。此外，機(jī)車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳鋼制作，采用剃赤和磨赤精加工 ，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB179—83，6級 和7級。因此，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。 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力 (2-19) 式中 —為彎曲應(yīng)力（MPa）； —為圓周力（N），=2； —為計(jì)算載荷（N·mm）； d—為節(jié)圓直徑（mm）； —為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —為摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9； b—為齒寬（mm）； t—為端面齒距，t=πm,m為模數(shù)； y—為齒形系數(shù)，可由書本97頁圖3-19查出[3]。 因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑d=mz,式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入上式得 (2-20) 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400-850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力贏取下限。 計(jì)算倒擋直齒輪彎曲應(yīng)力： 已知：=12 =37 =26 =180 =1.65 =1.1 則倒擋直齒輪12彎曲應(yīng)力計(jì)算如下： ==599.7MPa 599.7MPa 在[400 850]MPa間 故合格。 （2）斜齒輪彎曲應(yīng)力： (2-21) 式中 —為圓周力（N），=2； —為計(jì)算載荷（N·mm）； d—為節(jié)圓直徑（mm），d=mz/cosβ，m為法向模數(shù)，z為齒數(shù)，β為斜齒輪螺旋角（°）； —為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.50； b—為齒寬（mm）； t—為端面齒距，t=πm； y—為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)β在圖3-19查出； —為重合度影響系數(shù)，=2.0[3]。 將上述參數(shù)代入上式，整理后可得斜齒輪彎曲應(yīng)力： (2-22) 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180-350MPa范圍內(nèi)。各擋常嚙合斜齒輪彎曲應(yīng)力： 已知： =12 =38 =1.50 查表得y=0.145 I擋常嚙合主從動(dòng)斜齒輪彎曲應(yīng)力計(jì)算如下： 主動(dòng)齒輪 =180 N·m ζ=+0.5 =13.4 查表得 y=0.168 ==217.1MPa 從動(dòng)齒輪 ==180=673.56N·m ζ=+0.5 =41.1 查表得 y=0.175 ==246MPa 217.1MPa及246MPa在180-350MPa范圍內(nèi)，故合格。 同上可求得其他各擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力： =263 MPa =278.8 MPa =309.7 MPa =349 MPa =240.7 MPa =235.2 MPa =219.9 MPa =278.2 MPa 經(jīng)驗(yàn)證合格。 （4）輪齒接觸應(yīng)力： (2-23) 式中 —為輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； F—為吃面法向力（N），F(xiàn)=/(cosαcosβ)； —為圓周力（N），=2； —為計(jì)算載荷（N·mm）； d—為節(jié)圓直徑（mm）； α—為節(jié)點(diǎn)處壓力角； β—為齒輪螺旋角； E—為齒輪材料的彈性模量（MPa）； b—為齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）； —為主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）； 為從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪=sinα、=sinα,斜齒輪=（sinα）/β、=（sinα）/β, 、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）[3]。 一擋和倒擋 接觸應(yīng)力范圍1900-2000MPa; 常嚙合及高擋齒輪 接觸應(yīng)力范圍1300-1400 MPa。 計(jì)算I擋齒輪接觸應(yīng)力： b=11mm =2=180/0.036=5.0N F=/(cosαcosβ) (2-24) F = 5.0/()=5.53N =sinα/β (2-25) =36/2cos=6.65m =（sinα）/β (2-26) =114/2cos=21.1m = =0.418 =1908.2MPa 同理的其他擋斜齒輪接觸應(yīng)力： b=13mm =1300 MPa b=10mm =1338 MPa b=8mm =1302 MPa b=7mm =1373 MPa 經(jīng)驗(yàn)算合格 計(jì)算倒擋齒輪接觸應(yīng)力： b=14mm = =1937 MPa 經(jīng)驗(yàn)證合格。 2.7 軸的強(qiáng)度計(jì)算 變速器的軸用與齒輪相同的材料制造。 變速器工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔愕妮S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能實(shí)現(xiàn)正確的嚙合為前提條件。 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)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，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。 2.7.1 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距A時(shí)，第一軸和第二軸的中部直徑d≈0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值：對第一軸，d/L=0.16-0.18；對第二軸，d/L≈0.18-0.21。 d=0.45A=35mm 取軸的最大直徑為45mm 則 L=45/0.18=250mm 2.7.2 軸的剛度驗(yàn)算 若輸入軸軸再垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計(jì)算 = (2-27) = (2-28) δ= (2-29) 式中 —為齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —為齒輪齒端中間平面上的圓周力（N）； I—為慣性矩（），對于實(shí)心軸，I=π/64； E—為彈性模量（MPa），E=2.1×MPa； d—為軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算； a、b—為齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）； L—為支座間的距離（mm）[3]。 軸在水平面和垂直面內(nèi)撓度允許值[]=0.05-0.10mm，[]=0.10-0.15mm。 把數(shù)據(jù)代入式(2-27)、(2-28)，得 =0.09；=0.12 軸的全撓度為mm，輸入軸的剛度符合要求。 同理的輸出軸的餓全撓度f=0.13≤0.2mm，故輸出軸的剛度也符合要求。 2.7.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩Mc、Ms。軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩同時(shí)作用下，其應(yīng)力為 == (2-30) 式中 M= (N·mm)； d—為軸的直徑(mm)，花鍵處取內(nèi)徑； W—為抗彎截面系數(shù)()。在低擋工作時(shí)，[]≤400MPa。 （1）輸入軸的強(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： =； (2-31) =； (2-32) =； (2-33) 式中 —需計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為三擋傳動(dòng)比1.514； d—計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，為68.4mm； —節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為20°； —螺旋角，為20.63°； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為180N·m。 代入式(2-31)、(2-32)、(2-33)可得： ==7968.4N ==3099N =2999.9N 危險(xiǎn)截面的受力圖為： 圖2-9 輸入軸危險(xiǎn)截面受力分析 水平面內(nèi)：（80+100）=100 得 =1721N 水平面內(nèi)所受力矩：=137.7 N·m 垂直面內(nèi)： =2971.5N 垂直面所受力矩： =80=237.7 N·m 該軸所受扭矩：=180 N·m 故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為： =328.4 N·m 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）: =124 MPa 在低擋工作時(shí)[]=400MPa，因此有：[]；符合要求。 同理可得輸出軸的軸應(yīng)力=194.1 MPa 符合要求。 本章小結(jié) 本章主要對變速器的結(jié)構(gòu)方案、主要參數(shù)進(jìn)行了確定，另外對齒輪參數(shù)的選取、各檔齒輪齒數(shù)的分配、齒輪以及軸的強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行了相關(guān)介紹。 第3章 變速器同步器的設(shè)計(jì) 3.1 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： 圖3-1 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（3-1），此類同步器的工作原理是：換擋時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，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3-2b），使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換擋的第一階段結(jié)束。換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同