現(xiàn)代SUV變速器設計【兩軸式變速器】,兩軸式變速器,現(xiàn)代SUV變速器設計【兩軸式變速器】,現(xiàn)代,suv,變速器,設計,兩軸式 SY-025-BY-5 畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 填表日期 年 月 日 迄今已進行 周剩余 周 學生姓名 系部 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 從事 專業(yè) 是否外聘 □是□否 題目名稱 學 生 填 寫 畢業(yè)設計（論文）工作進度 已完成主要內容 待完成主要內容 　 　 存在問題及努力方向 　 學生簽字： 指導教師 意 見 指導教師簽字： 年 月 日 教研室 意 見 教研室主任簽字： 年 月 日 SY-025-BY-1 畢業(yè)設計（論文）題目審定表 指導教師姓名 田芳 職稱 實驗師 從事 專業(yè) 汽車運用 是否外聘 □是√否 題目名稱 現(xiàn)代SUV變速器設計 課題適用專業(yè) 車輛工程 課題類型 S 課題簡介：（主要內容、意義、現(xiàn)有條件、預期成果及表現(xiàn)形式。） 在給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下，對變速器齒輪的結構參數(shù)、軸的結構尺寸等進行設計計算，設計內容包括輸入軸、主動輪、從動輪、輸出軸、中間軸、同步器、軸承、操縱機構等結構，同時進行必要的運動分析和強度校核。因為本設計是北京現(xiàn)代途勝汽車，汽車的要求是手動，同時發(fā)動機前置，所以選擇兩軸式變速器。 本設計以現(xiàn)有企業(yè)正在生產的車型北京現(xiàn)代途勝為基礎，在給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下，著重對變速器齒輪的結構參數(shù)、軸的結構尺寸等進行設計計算；并對變速器的傳動方案和結構形式進行設計；同時對操縱機構和同步器的結構進行設計，閱讀大量文獻，掌握機械設計的基本步驟和要求，以及傳統(tǒng)機械制圖的步驟和規(guī)則，掌握制動器總成的相關設計方法，以及進一步扎實汽車設計基本知識，學會用CAD進行基本二維制圖，同時提高分析問題和解決問題的能力。 指導教師簽字： 年 月 日 教 研 室 意 見 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合度 □好 □較好 □一般 □較差 2 對學生能力培養(yǎng)及全面訓練的程度 □好 □較好 □一般 □較差 3 選題與生產、科研、實驗室建設等實際的結合程度 □好 □較好 □一般 □較差 4 論文選題的理論意義或實際價值 □好 □較好 □一般 □較差 5 課題預計工作量 □較大 □適中 □較小 6 課題預計難易程度 □較難 □一般 □較易 教研室主任簽字： 年 月 日 系（部）教學指導委員會意見： 負責人簽字： 年 月 日 注：課題類型填寫 W.科研項目；X.生產（社會）實際；Y.實驗室建設；Z.其它。 本科學生畢業(yè)設計 現(xiàn)代SUV變速器設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 07-6班 學生姓名： 仇志超 指導教師： 田芳 職 稱： 實驗師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree The Modern SUV Gearbox Designs Candidate：Qiu Zhichao Specialty：Vehicle Engineering Class：07-6 Supervisor：Test a member. Tian Fang Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 畢業(yè)設計（論文）開題報告 設計（論文）題目:現(xiàn)代SUV變速器設計 院 系 名 稱:汽車與交通工程學院 專 業(yè) 班 級: 車輛07-6班 學 生 姓 名: 仇志超 導 師 姓 名: 田芳 開 題 時 間: 指導委員會審查意見： 簽字： 年 月 日 開題報告撰寫要求 一、“開題報告”參考提綱 1. 課題研究目的和意義； 2. 文獻綜述（課題研究現(xiàn)狀及分析）； 3. 基本內容、擬解決的主要問題； 4. 技術路線或研究方法； 5. 進度安排； 6. 主要參考文獻。 二、“開題報告”撰寫規(guī)范 請參照《黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計說明書及畢業(yè)論文撰寫規(guī)范》要求。字數(shù)應在4000字以上，文字要精練通順，條理分明，文字圖表要工整清楚。 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 仇志超 系部 汽車與交通工程院 專業(yè)、班級 車輛07-6班 指導教師姓名 田芳 職稱 實驗員 從事 專業(yè) 汽車運用技術 是否外聘 □是□否 題目名稱 現(xiàn)代SUV變速器設計 一、課題研究現(xiàn)狀、選題目的和意義 從上世紀50年代第一輛國產載貨車下線以來，我國汽車工業(yè)經過了50多年的發(fā)展，已經成為我國的支柱產業(yè)。隨著改革開放的深入和社會發(fā)展的廣泛需求，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅速，汽車保有量逐年上升，2010年我國汽車保有量比2001年增加了2.03倍，近十年來年均增長率為13.4%，保持了較高的增長速度。 21世紀，汽車工業(yè)成為中國經濟發(fā)展的支柱產業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統(tǒng)部件的設計需求旺盛。隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一，變速器在汽車傳動系中扮演著至關重要的角色。它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在各種行駛工況下，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。因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標?？梢哉f，變速器是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產物，是汽車上的必需品。在完成了最基本的傳動功能之外，我們對變速器的要求也是越來越高，汽車的性能、使用壽命、能源消耗、振動噪聲等在很大程度上取決于變速器的性能。由此可見，對汽車的變速器進行研究具有十分重要的意義。 近年來，隨著車輛技術的進步和車輛密度的加大，對變速器的性能要求也越來越高。眾多的汽車工程師在改進汽車變速器性能的研究中傾注了大量的心血。使變速器技術得到飛速的發(fā)展。機械式變速器是目前使用最為廣泛的汽車變速器。雖然它有諸多缺點，如換擋沖擊大，體積大，操作麻煩等；但是它也有很多優(yōu)點，如傳動效率高，工作可靠，壽命長，制造工藝成熟和成本低等。所以如果能改善機械式變速器上述的缺點，它還是有很大的發(fā)展空間的。如果在減小機械式變速器的體積和提高傳動平穩(wěn)性兩方面做一些研究，就可以解決這些問題。 我國的汽車及各種車輛的零部件產品在性能和質量上和發(fā)達國家存在著一定的差距，其中一個重要原因就是設計手段落后，發(fā)達國家在機械產品設計上早已進入了分析設計階段，他們利用計算機輔助設計技術，將現(xiàn)代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計、可靠性設計等應用到產品設計中，采用機械CAD系統(tǒng)在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查，實現(xiàn)三維設計，大大地提高產品設計的一次成功率，減少了試驗費用，縮短了產品更新周期。 本設計以現(xiàn)有企業(yè)正在生產的車型北京現(xiàn)代途勝為基礎，在給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下，著重對變速器齒輪的結構參數(shù)、軸的結構尺寸等進行設計計算；并對變速器的傳動方案和結構形式進行設計；同時對操縱機構和同步器的結構進行設計，閱讀大量文獻，掌握機械設計的基本步驟和要求，以及傳統(tǒng)機械制圖的步驟和規(guī)則，掌握制動器總成的相關設計方法，以及進一步扎實汽車設計基本知識，學會用CAD進行基本二維制圖，同時提高分析問題和解決問題的能力。 二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 在給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下，對變速器齒輪的結構參數(shù)、軸的結構尺寸等進行設計計算，設計內容包括輸入軸、主動輪、從動輪、輸出軸、中間軸、同步器、軸承、操縱機構等結構，同時進行必要的運動分析和強度校核。因為本設計是北京現(xiàn)代途勝汽車，汽車的要求是手動，同時發(fā)動機前置，所以選擇兩軸式變速器。 兩軸式變速器因軸與軸承數(shù)少，所以有結構簡單、論過尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪。變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和工作噪聲增加。為此，應該布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良狀況，然后按照從低檔到高擋的順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。常用檔位的齒輪因接觸應力過高而易造成表面點蝕損壞。將高擋布置在靠近軸的兩端支撐中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高齒輪壽命。機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的輪對數(shù)、每分鐘轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、輪齒和殼體等零件的制造精度等。 齒輪的變位是輪齒設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，出為了避免齒輪產生跟切合配湊中心距以外，他還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要是角度變位，角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。變位后可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度，同時還能降低噪聲。 變速器齒輪是在承受循環(huán)復合的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高擋齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大些，這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于抵擋齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，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。為提高小齒輪的抗彎強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)大于零。由于工作需要，有時齒輪齒數(shù)取得少會造成輪齒跟切。這不僅削弱了輪齒的抗彎強度，而且重合度減小。此時應對齒輪進行正變位，以消除跟切現(xiàn)象。 此次設計并非創(chuàng)新，而是在給定數(shù)據(jù)之后進行自主設計。要求所設計的變速器結構合理，繪制的圖紙格式規(guī)范，圖面質量好；撰寫的說明書內容完整，格式規(guī)范。 主要內容： 一、變速器的主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 變速器的傳動機構的分析與布置方案、變速器主要參數(shù)的選擇、齒輪的形式、主減速比的確定、最低檔傳動比的確定、各檔傳動比、中心距及其模數(shù)、壓力角、螺旋角和齒寬、齒輪變位系數(shù)的選擇等。??? 二、變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 ?? 齒輪的損壞原因與形式、各檔位齒數(shù)、修正螺旋角值、對中心距的修正、齒輪彎曲應力與接觸應力的強度計算與校核、倒檔齒輪。 三、變速器軸的強度計算與校核 ?? 變速器軸的結構形狀和尺寸的確定、軸的設計計算、軸的校核等。 四、變速器同步器的設計 鎖環(huán)式同步器的基本尺寸、同步器的接合齒采用漸開線齒形等。 五、安裝說明 擬解決主要問題： 1、變速器主要參數(shù)的選擇 2、齒輪變位系數(shù) 3、軸強度校核 4、同步器的設計 三、技術路線（研究方法） 方 案的確定 變速器參數(shù)確定 變位系數(shù)的確定 確定傳動比 齒輪齒數(shù)的計算 齒輪強度的校核 齒輪的優(yōu)化設計 軸的設計 軸強度的校核 軸的優(yōu)化設計 同步器 的 參數(shù) 同步器的設計 繪制圖紙 四、進度安排 （1）調研、查閱參考資料，了解變速器的功能、主要結構。撰寫開題報告。 第2周（3月1日～3月11日） （2）開題。第2周（3月11日） （3）分析并確定變速器的具體結構形式，主要零部件及相互位置關系。根據(jù)給定的設計參數(shù)，按照有關的設計要求和順序進行具體結構尺寸參數(shù)計算及其他有關參數(shù)的選配，針對給定的設計參數(shù)優(yōu)選變速器的總體方案。第3周（3月12日～3月20日） （4）進行變速器零部件的設計計算。第4～5周（3月21日～4月2日） （5）完成部分設計圖紙，折合0# 圖紙1張，完成說明書初稿。第6周～8周（4月3日～4月22日） （6）中期檢查。第8周（4月22日） （7）完成變速器裝配圖、主要零件圖，完成設計說明書 第9~13周（4月23日～5月27日） （8）設計及說明書初稿提交。第13周（5月27日） （9）畢業(yè)設計審核、修改。 第14～16周（5月28日～6月17日） （10）畢業(yè)設計答辯。 第17周（6月18日～6月 20日） 五、參考文獻 [1] 高維山．汽車設計叢書—變速器[M]．北京：人民交通出版社，1990 [2] 林梅，馬盛明等．汽車手動變速器與變速驅動橋[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1998 [3] 王望予．汽車設計（第4版）[M]． 北京：機械工業(yè)出版社，2004 [4] 劉維信．汽車設計[M]．北京：清華大學出版社，2001 [6] 關文達．汽車構造[M]．北京：清華大學出版社，2005 [7] 陳家瑞．汽車構造[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2000 [8] 鐘毅芳，吳昌林，唐增寶．機械設計（第二版）[M]．武漢：華中科技大學出版社，2001 [9] 余志生．汽車理論（第三版）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2000 [10] 王望予． 汽車設計（第3版）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2000 [11] 任坤南．東風EQ140汽車勿損零件圖冊[M]．運材汽車勿損零件圖冊，1980 [12] 吳宗澤．袖珍機械設計師手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1998 [13] 吳宗澤．機械設計實用手冊[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2004 [14] 韓莉．機械設計課程設計[M]．重慶：重慶大學出版社，2004 [15] 朱龍根．簡明機械零件設計手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1997 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒 論 1 1.1 目的意義 1 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 2 1.3 研究的基本內容 2 1.4 本章小結 2 第2章 變速器結構方案的確定 3 2.1 變速器傳動方案的確定 3 2.2 倒擋布置方案 3 2.3零部件結構方案分析 4 2.3.1齒輪形式 4 2.3.2變速器軸 5 2.3.3變速器軸承選擇 5 2.4變速器操縱機構布置方案 6 2.5本章小結 7 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 8 3.1變速器各檔傳動比的確定 8 3.2中心距的確定 10 3.3齒輪參數(shù) 10 3.4各擋齒輪齒數(shù)的分配 11 3.5變速器輪齒強度計算 17 3.5.1齒輪彎曲強度計算 18 3.5.2齒輪接觸應力校核 18 3.6本章小結 26 第4章 變速器軸設計計算與校核 27 4.1變速器軸設計計算 27 4.2變速器軸校核 27 4.2.1軸的剛度計算 27 4.2.2軸的強度計算 31 4.3軸承初選與校核 34 4.4同步器的設計 38 4.5 本章小結 43 結論 44 參考文獻 45 致謝 46 第1章 緒 論 1.1 目的意義 21世紀，汽車工業(yè)成為中國經濟發(fā)展的支柱產業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統(tǒng)部件的設計需求旺盛。隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一，變速器在汽車傳動系中扮演著至關重要的角色。它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在各種行駛工況下，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。因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標?？梢哉f，變速器是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產物，是汽車上的必需品。在完成了最基本的傳動功能之外，我們對變速器的要求也是越來越高，汽車的性能、使用壽命、能源消耗、振動噪聲等在很大程度上取決于變速器的性能。由此可見，對汽車的變速器進行研究具有十分重要的意義。 變速器在汽車傳動系中扮演著至關重要的角色。它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在各種行駛工況下，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。因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標。在完成了最基本的傳動功能之外，我們對變速器的要求也是越來越高，汽車的性能、使用壽命、能源消耗、振動噪聲等在很大程度上取決于變速器的性能。由此可見，對汽車的變速器進行研究具有十分重要的意義。 變速器由變速傳動機構和操縱機構組成，對變速器設計的基本要求如下： 1、車有必要的動力性和經濟性。 2、設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3、設置倒擋，使汽車能倒退行駛。 4、設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5、換擋迅速、省力、方便。 6、工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。 滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 我國的汽車及各種車輛的零部件產品在性能和質量上和發(fā)達國家存在著一定的差距，其中一個重要原因就是設計手段落后，發(fā)達國家在機械產品設計上早已進入了分析設計階段，他們利用計算機輔助設計技術，將現(xiàn)代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計、可靠性設計等應用到產品設計中，采用機械CAD系統(tǒng)在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查，實現(xiàn)三維設計，大大地提高產品設計的一次成功率，減少了試驗費用，縮短了產品更新周期。 目前，國內外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[3]。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[2]。 1.3 研究的基本內容，擬解決的主要問題 本設計的變速器是在北京現(xiàn)代變速器的參數(shù)基礎上，在給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、主減速比等條件下，主要完成傳動機構的設計，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。 1、對變速器傳動機構的分析與選擇。 通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點，以及所設計車輛的特點，確定傳動機構的布置形式。 2、變速器主要參數(shù)的選擇 變速器主要參數(shù)的選擇：檔數(shù)、傳動比、中心距、齒輪參數(shù)等。 3、變速器齒輪強度的校核 變速器齒輪強度的校核主要對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進行校核。 4、軸的基本尺寸的確定及強度計算與校核。 5、軸承,同步器的選擇。 1.4 本章小結 本次設計主要是查閱機械式變速器設計的相關文件，結合書中關于變速器設計的相關知識，在指導老師的指導下進行自主設計。通過對相關資料的查閱對機械式變速器有一個整體的認識。 第2章 變速器結構方案的確定 2.1 變速器傳動方案的確定 機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 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，各中間擋位因只經一對齒輪傳動動力，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擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結構限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設計的很大。對于前進擋，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；而中間軸式變速器與輸出軸的轉動方向相同。 由于此次設計的北京現(xiàn)代途勝變速器驅動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅動，所以選擇兩軸式變速器。兩軸式變速器因軸與軸承數(shù)少，所以有結構簡單、論過尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪。變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和工作噪聲增加。為此，應該布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良狀況，然后按照從低檔到高擋的順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。常用檔位的齒輪因接觸應力過高而易造成表面點蝕損壞。將高擋布置在靠近軸的兩端支撐中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高齒輪壽命。 2.2 倒擋布置方案 與前進擋位比較，倒檔使用流程不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中加入一個中間傳動齒輪的方案。圖2.1b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；此前方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖2.1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長； 圖2.1 倒檔布置方案 2.3零部件結構方案分析 2.3.1齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設計除了倒檔其他選用斜齒輪。 變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2.2）影響齒輪強度[6]。要求尺寸應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸要求： （2.1） ——花鍵內徑。 為了減小質量，輪輻處厚度應在滿足強度條件下設計得薄些。圖2.1中的尺寸可取為花鍵內徑的1.25～1.40倍。 圖2.2 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應在μm范圍內選用。要求齒輪制造精度不低于7級。 2.3.2變速器軸 變速器軸多數(shù)情況下經軸承安裝在殼體的軸承孔內。當變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動。 用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，應選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側的磨削比漸開線花鍵要容易[7]。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設置有滾針軸承、滑動軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。此時，軸的表面粗糙度不應低與μm，硬度不低于58～63HRC。因漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。 2.3.3變速器軸承選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方[8]。 變速器中采用圓錐滾子軸承有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點。 由于本設計的變速器為兩軸變速器，所以設計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓柱滾子軸承。 2.4變速器操縱機構布置方案 根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求[9]：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。 變速器操縱機構通常裝在頂蓋或側蓋內，也有少數(shù)是分開的。變速器操縱機構操縱輸入軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。 1、直接操縱式手動換檔變速器 當變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各檔換檔行程相等。 2、換擋機構 變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。 使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。 通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設計除倒檔外其他檔位均選用同步器換檔。 3、防脫檔設計 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機構有： （1）互鎖銷式 如圖2.3是汽車上用得最廣泛的一種機構，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。 如圖2.3，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖2.3，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。 圖2.3 互鎖銷式互鎖機構 （2）擺動鎖塊式 如圖2.4為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。 （3）轉動鉗口式 如圖2.5為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉動。選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用[11]。 圖2.4 擺動鎖塊式互鎖機構 圖2.5 轉動鉗口式互鎖機構 操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產生明顯的手感。 鎖止機構還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構。 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。 自鎖機構的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止自動脫檔和掛檔。自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型。 2.5本章小結 本章主要是研究了變速器的傳動機構和操控機構的類型，分析了它們的優(yōu)缺點，并針對本次設計的車型以及性能要求選取一種最為適合的傳動和操控方案。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 3. 1變速器各檔傳動比的確定 項目 參數(shù)值 發(fā)動機功率： 104KW 最高車速: 173Km/h 轉矩： 188N·M 總質量： 2123Kg 轉矩轉速： 4000r/min 車輪： 215/65 R16 功率轉速： 6000r/min 根據(jù)變速器（二軸式）設計所選擇的乘用車車基本參數(shù)如下表 表3.1 設計基本參數(shù) 1、 變速器擋位選擇 增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經濟性。擋數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且是尺寸輪廓和質量加大。同時操縱機構復雜，而且在使用時換擋頻率也增高。 在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。 近年來為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用4-5個擋位，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用4-5個擋位或多擋。裝載質量在2-3.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質量在4-8T的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。選用的是5擋變速器。 2、傳動比范圍確定 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋轉動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。 目前轎車的傳動比范圍在3-4之間，輕型貨車在5-6之間，其他貨車則更大。 轎車的傳動比范圍為3.6：1 3、各擋傳動比的確定 （3.1） —最高車速，=173km/h r —車輪半徑，r= 0.29n—功率轉速 ，n=4000r/min —主減速器傳動比 —最高擋傳動比 ==4.64 4、最低檔傳動比的計算 按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求最大坡角坡道時，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）用公式表示為： （3.2） 式中：為為車輛總質量（N），為坡道面滾動阻力系數(shù)（瀝青路面中=0.01～0.02），為發(fā)動機最大扭矩（Nm），為傳動效率（0.85～0.90），為最大爬坡度（一般轎車要求爬上30%的坡，大約16.7°）。 由上式可得：==3.58 滿足不產生滑轉條件，即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現(xiàn)象。 公式表示為： （3.3） 即： （3.4） 式中：為驅動輪的地面法向反力，=；取0.75。 所以一檔傳動比的選擇范圍是 （3.5） 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為 ，∴ 所以各擋傳動比與Ι擋傳動比的關系為 ， ， ，， 3.2中心距的確定 初選中心距時，可根據(jù)下述經驗公式 （3.6） 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，乘用車：=8.9～9.3，商用車：=8.6～9.6，取8.9 ； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）；—變速器一擋傳動比，=4； —變速器傳動效率，取96% ；—發(fā)動機最大轉矩，=188N.m 。 則，==79.84（mm） 取中心距=79.84mm。 乘用車變速器的中心距在65~80之間變化。 3.3齒輪參數(shù) 1、模數(shù) 對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多。表3.2　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 表3.3　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 — 根據(jù)表3.2及3.3，齒輪的模數(shù)定為3mm，嚙合套和同步器的模數(shù)定為3mm。 2、壓力角 為20°；螺旋角轎車變速器螺旋角：18°～26° 3、齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取6.0； 斜齒，取為6.0～8.5，取7。 3.4各擋齒輪齒數(shù)的分配 1-一軸一擋齒輪 2-二軸一擋齒輪 3-一軸二檔齒輪 4-二軸二擋齒輪 5-一軸軸三擋齒輪 6-二軸三擋齒輪 7-一軸四檔齒輪 8-二軸四檔齒輪 9-一軸五檔齒輪 10-二軸五檔齒輪 11-一軸倒檔 12-二軸倒檔齒輪13-倒檔齒輪 圖3.1變速器傳動示意圖 如圖3.1所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。 圖3.2變位系數(shù)的選擇原則 1、確定一擋齒輪的齒數(shù) 取模數(shù)=3 螺旋角= 齒寬系數(shù)=7 （3.7） ∴z1=35 z2=15 2、對中心距進行修正 mm 3、變位系數(shù)的確定 對一擋齒輪進行角度變位： ∴ 嚙合角 = =21.23 變位系數(shù)之和 ===0.02 4、計算分度圓直徑 分度圓直徑 mm mm 5、計算分度圓直徑 齒根高 =3.69 mm 齒頂高 =3.03 mm 節(jié)圓直徑 mm =47.9 mm 齒頂圓直徑 mm mm 齒根圓直徑 mm mm 6、確定其它各擋的齒數(shù) 1、二檔齒輪 模數(shù)3， 取 20 ， 齒寬=7 ∴ ∴ ∴ 查表得 二檔齒輪基本尺寸 分度圓直徑 齒頂高 =4.62 mm 齒根高 =0.697 mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂圓直徑 mm mm 齒根圓直徑 mm mm 7、確定三擋齒輪的齒數(shù) 三檔齒輪 模數(shù)3， 取 20 ， 齒寬=7 ∴ ∴ ∴ ==-0.436 ∴ 分度圓直徑 齒頂高 =1.43 mm 齒根高 =05.03 mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂圓直徑 =89.06 mm =79.48 mm 齒根圓直徑 =76.14 mm =66.57 mm 8、確定四擋齒輪的齒數(shù) 四檔齒輪 模數(shù)3， 取 20 ， 齒寬=7 ∴ ∴ 嚙合角 = =21.23 ==0.016 分度圓直徑 齒頂高 =3.3 mm 齒根高 =3.7 mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂圓直徑 =76.84 mm mm 齒根圓直徑 mm =81.986 mm 9、確定五擋齒輪的齒數(shù) 五檔齒輪 模數(shù)3， 取 20 ， 齒寬=7 ∴ 嚙合角= =21.23 == 0.016 分度圓直徑 齒頂高 =3.3 mm 齒根高 =3.7 mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂圓直徑 =64.07 mm mm 齒根圓直徑 mm =94.76 mm 10、確定倒擋齒輪齒數(shù)（直齒） 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選=21 為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙 ∴ mm mm 分度圓直徑 mm mm mm 齒頂圓直徑 mm mm mm 齒根圓直徑 mm mm mm 3.5變速器輪齒強度計算 發(fā)動機最大扭矩為188N m，最高轉速6000r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 輸入軸 ==188×99%×96%=179N.m 輸出軸 一擋=179×0.96×0.99×35/15=396N.m 二擋=179×0.96×0.99×30/19=268N.m 三擋=179×0.96×0.99×27/24=191N.m 四擋=179×0.96×0.99×22/28=133N.m 五擋=179×0.96×0.99×18/32s=96N.m 倒擋 =179×0.96×0.99×3.3.82=649 N.m 3.5.1齒輪彎曲強度計算 1、直齒輪彎曲應力 圖3.3 齒形系數(shù)圖 （3.7） 式中：—彎曲應力（MPa）； —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（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如圖4.1。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在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力應取下限。 2、斜齒輪彎曲應力 （3.8） 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（°）； —應力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=7.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 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，對貨車為100～250MPa。 1、計算一擋齒輪1，2的彎曲應力 =35，=15， 主動齒輪 =194.91MPa<180～350MPa 從動齒輪 =103.69MPa<180～350MPa 2、計算二擋齒輪3，4的彎曲應力 =30，=19， 主動齒輪 =193.99MPa<180～350MPa 從動齒輪 =115.77MPa<180～350MPa 3、計算三擋齒輪5，6的彎曲應力 =27，=24， 主動齒輪 =144.71MPa<180～350MPa 從動齒輪 =128.63MPa<180～350MPa 4、計算四擋齒輪7，8的彎曲應力 =22，=28， 主動齒輪 =121.60MPa<180～350MPa 從動齒輪 =165.59MPa<180～350MPa 5、計算五擋齒輪9，10的彎曲應力 =18，=32， 主動齒輪 =209.72MPa<180～350MPa 從動齒輪 =105.29MPa<180～350MPa 6、 計算倒檔齒輪11，12，13的 彎曲應力校核 =11， =21， =42， =2. 75 主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； =841.12MPa<400～850MPa =580.32MPa<400～850MPa =429.62MPa<400～850MPa 3.5.2齒輪接觸應力校核σj （3.9） 式中：—輪齒的接觸應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點處壓力角（20°），—齒輪螺旋角（20°）； —齒輪材料的彈性模量（MPa）； —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、； 、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.4。 表3.4　變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 1、計算一擋齒輪1，2的接觸應力 =396N.m =179N.m =20 mm 節(jié)圓直徑：mm， mm =30.58 =54.37 主動齒輪 =3208MPa =2797MPa 2、計算二擋齒輪3，4的接觸應力 =268N.m，=179.m =20 mm 節(jié)圓直徑：mm， mm =32.95 =52.02 主動齒輪 =3278MPa =3193MPa 3、計算三擋齒輪5，6的接觸應力 =191N.m =179N.m =20 mm 節(jié)圓直徑： mm， mm =44.98 =39.98 主動齒輪 =1985MPa =2175MPa 4、計算四擋齒輪7，8的接觸應力 =133N.m =179N.m =20 mm 節(jié)圓直徑：mm， mm =47.58 =37.38 主動齒輪 =1459MPa =1419MPa 5、計算五擋齒輪9，10的接觸應力 =96N.m =179N.m =20 mm 節(jié)圓直徑：mm， mm =54.37 =30.42 主動齒輪 =1422MPa =1830MPa 6、計算倒擋直尺齒輪11，12，13的接觸應力 =179N.m 96N.m 649N.m mm mm mm =8.98 =4.73 =9.41 =1883MPa<1900～2000MPa =1875MPa<1900～2000MPa =1850MPa<1900～2000MPa 注：以上校核都在小于1900~2000范圍內符合要求。 7、計算各檔齒輪的受力 （1）一擋齒輪1， 2的圓周力、 mm，mm =179N.m, =396N.m （2）二擋齒輪3，4的受力 =179N·m, =268N·m N （3）三擋齒輪5，6的受力 =179N·m, =191N·m N （4）四擋齒輪7，8的受力 =179N·m, =133N·m N （5）五擋齒輪9，10的受力 =179N·m, =96·m N 8、變速器齒輪的材料及熱處理 （1）滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 （2）合理選擇材料配對 如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。 （3）考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： 時滲碳層深度0.8～1.2 時滲碳層深度0.9～1.3 時滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC48～53。 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒。 3.6本章小結 本章對各擋齒輪進行了系統(tǒng)的計算與強度校核，保證各擋齒輪均滿足使用要求。為防止根切現(xiàn)象的發(fā)生對變?yōu)橄禂?shù)的選擇上進行了反復的驗算，保證后期設計的順利進行。同時對齒輪的工藝性提出了要求。 第4章 變速器軸設計計算與校核 4.1變速器軸設計計算 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的輸入軸應采用滲碳或高頻處理[14]。輸入軸上的軸頸常用做 滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，面光潔度不低于▽8。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度[16]。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少[17]。 在已知中間軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內選取：對輸入軸=0.16～0.18：對輸出軸0.18～0.21。 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按式下面公式初選 式中：—經驗系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 輸出軸最高檔花鍵部分直徑=22.9～26.3mm取25mm；輸入軸最大直徑=35.93～47.9mm取40mm。輸出軸：；輸入軸：；mm，mm，mm 4.2變速器軸校核 4.2.1軸的剛度計算 若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用下列式計算 （4.1） （4.2） （4.3） 式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； —彈性模量（MPa），=2.1×105MPa； —慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 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[18]。 1、輸入軸的剛度 一檔：N軸頸=25mm，=22.875mm，=230.25mm，N =2.1×105N 二檔：=2286N，軸頸=25mm，=65.875mm，=230.25mm，N =2.1×105N 三檔：N軸頸=25mm，=93.875mm，=230.25mm，N =2.1×105N 四檔：N軸頸=25mm，=136.875mm，=230.25mm，N =2.1×105N 五檔：N軸頸=25mm，=164.875mm，=230.25mm，N =2.1×105N 2、輸出軸的剛度 一檔：=2895N，軸頸mm，=22.875mm，=230.25mm，N =2.1×105N 二檔：=2167.5N，軸頸mm，=65.875mm，=230.25mm，N =2.1×105N 三檔：=1717N，軸頸mm，=93.875mm，=230.25mm，N =2.1×105N 四檔：=1472N，軸頸mm，=136.875mm，=230.25mm，N =2.1×105N 五檔：=1305N，軸頸mm，=164.875mm，=230.25mm，N =2.1×105N 4.2.2軸的強度計算 1、輸入軸強度計算 =179N.m，=22.875mm，=25mm,=230.25mm =7087.88N.m，=2745N.m，=2579.78N.m 22.75552. 168.25 水平 圖4.1輸入軸受力彎矩圖 （1） 求H面內支反力、和彎矩 (4.4) (4.5) （2）求V面內支反力、和彎矩 (4.6) 2、輸出軸強度計算 =396N.m，=22.875mm，=25mm,=230.25mm =7475.46N.m，=2895N.m，=2720.84N.m 17.75 168.25 水平 ·17.75 168.25 豎直 7581.99 水平 豎直 168048.56 78025.97 322 合成 150293 20873.90 圖4.2輸入軸受力彎矩圖 （1）求H面內支反力、和彎矩 （2）求V面內支反力、和彎矩 由以上兩式可得 N.mm 以上經校核均合格。 4.3軸承初選與校核 1、初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號30204，30205，30206，轉速=5600r/min，查《機械設計實踐》該軸承的=30500N，=28200N，=0.35。 2、計算軸承當量動載荷 =0.35。查《機械設計原理與設計》，則=0.4，查《機械設計實踐》。 ，為考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，見《機械設計原理與設計》。（1.2～1.8）取=1.2 3、計算軸承的基本額定壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。 4、輸入軸軸承校核 （1）初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑初選二軸軸承型號30205，查《機械設計實踐》該軸承的=37000N，=32200N，=0.37。 （2）計算軸承當量動載荷 =0.37則查《機械設計原理與設計》，則=0.4，查《機械設計實踐》=1.6 為考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，見《機械設計原理與設計》 （1.2～1.8）取=1.2 水平 =132000N =132000N =132000N 圖4.4 受力分析圖 （3）計算軸承當量動載荷 =857.81N=904.69N e查〈機械設計實踐〉書；=0.4，=1.6，，分別查〈機械設計原理與設計〉和〈機械設計實踐〉。為考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，見〈機械設計原理與設計〉。 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2（0.4×2745+1.6×2579.78）=6270.78N （4）計算軸承的基本額定壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3 5、 輸出軸軸承1校核 （1）初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號30206，查〈機械設計實踐〉該軸承的=50500N， =43200N （2）計算軸承當量動載荷 =0.37則查《機械設計原理與設計》，則=0.4，查《機械設計實踐》=1.6 為考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，見《機械設計原理與設計》 （1.2～1.8）取=1.2 水平 =132000N =132000N =132000N 圖4.3.1受力分析圖 （3）計算軸承當量動載荷 =857.81N=904.69N e查〈機械設計實踐〉書；=0.4，=1.6，，分別查〈機械設計原理與設計〉和〈機械設計實踐〉。為考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，見〈機械設計原理與設計〉。（1.2～1.8）取=1.2 =857.81N=904.69N （4）計算軸承的基本額定壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3 6、 輸出軸軸承2校核 （1）初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號30204，查〈機械設計實踐〉該軸承的=28200N，=30500N （2）計算軸承當量動載荷 =0.42則查《機械設計原理與設計》，則=0.4，查《機械設計實踐》=1.7 為考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，見《機械設計原理與設計》 （1.2～1.8）取=1.2 水平 =132000N =132000N =132000N 圖 4.3.2 受力分析圖 （3）計算軸承當量動載荷 =857.81N=904.69N e查〈機械設計實踐〉書；=0.4，=1.6，，分別查〈機械設計原理與設計〉和〈機械設計實踐〉。為考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，見〈機械設計原理與設計〉。（1.2～1.8）取=1.2 =1.2（0.4×1746.77+1.7×545.52）=1952.04N （4）計算軸承的基本額定壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3 經校核所選軸承均合格 4.4同步器的設計 1、 同步器的設計選用 同步器使變速器換檔輕便、迅速，無沖擊，無噪聲，且可延長齒輪使用壽命，提高汽車的加速性能并節(jié)省燃油，故轎車變速器除倒檔、貨車除一檔、倒檔外，其他檔位多裝用。要求其轉矩容量大，性能穩(wěn)定、耐用。 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器雖然結構簡單，但是不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下?lián)Q檔的缺點，現(xiàn)在已經不再使用。得到廣泛使用的是慣性式同步器。 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，因而能很好的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。雖然它們的結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。 2、 鎖環(huán)式同步器 1、4-鎖環(huán)（同步錐環(huán)）；2-滑塊 3-彈簧圈；5、8-齒輪；6-嚙合套座；7-嚙合套 圖4.4 鎖環(huán)式同步器 如圖4.4所示，鎖環(huán)式同步器工作可靠、耐用，因摩擦錐面半徑受限，其轉矩容量不大，適于輕型以下汽車，廣泛應用于轎車及輕型客、貨汽車。在其嚙合套外花鍵上的三個軸向槽中放著可沿槽移動的滑塊，它們由兩個彈簧圈壓向嚙合套并以其中部的凸起定位于嚙合套中間的內環(huán)槽中?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口，缺口比滑塊寬一個接合齒寬。換檔時，嚙合套帶動滑塊推動鎖環(huán)與被接合齒輪的錐面相靠，轉速差產生的摩擦力矩使鎖環(huán)相對于嚙合套及滑塊轉過一個角度并由滑塊定位，恰使嚙合套齒端與鎖環(huán)齒端以鎖止斜面相抵，如圖4.5a所示，此時換檔力經鎖止斜面使鎖環(huán)進一步壓緊，錐面間的摩擦力矩進一步增大，產生滑磨。選擇適當?shù)膮?shù)，使在換檔力作用下鎖止面上產生的迫使鎖環(huán)回正的脫鎖力矩小于錐面間的摩擦力矩，可阻止同步前掛檔。當錐面間的摩擦力矩克服了被接合部分的慣性力矩后，轉速差及摩擦力矩消失，脫檔力矩迫使鎖環(huán)回正，如圖4.5b所示，鎖止斜面脫開，嚙合套克服滑塊的彈簧力而越過鎖環(huán)與齒輪的接合齒同步嚙合，保證無沖擊掛檔。 (a) 同步器鎖止位置 (b) 同步器換檔位置 1-鎖環(huán)；2-嚙合套；3-嚙合套上接合齒；4-滑塊 圖4.5 鎖環(huán)式同步器工作原理 3、 鎖銷式同步器 1、4-同步錐環(huán)；2-鎖銷；3-嚙合套；5-嚙合齒座；6-定位銷 圖4.6 鎖銷式同步器 如圖4.6所示，鎖銷式同步器的同步過程與鎖環(huán)式類似，但鎖止元件是三個鎖銷及相配的鎖銷孔倒角，另外三個以彈簧及鋼球定位的定位銷。作為彈性元件的三個彈簧及相應的定位鋼球是裝在嚙合套的鉆孔中，使嚙合套等在空檔時保持中間位置。摩擦元件是鉚在鎖銷兩端的同步錐環(huán)及與之相配并固定在齒輪上的內錐面。其摩擦錐面徑向尺寸大，轉矩容量大，廣泛用于中、重型汽車上。 本設計的變速器匹配的車型屬于微型車，故采用鎖環(huán)式同步器。 4、 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 （1）接近尺寸。同步器換檔第一階段中間，在摩擦錐環(huán)側面壓在摩擦錐盤側邊的同時，且嚙合套相對鎖銷作軸向移動前，滑動齒套接合齒與錐環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離，稱為接近尺寸。尺寸應大于零，取=0.2～0.3mm。 （2）分度尺寸。鎖銷中部倒角與銷孔的倒角互相抵觸時，滑動齒套接合齒與摩擦錐環(huán)接合齒中心線間的距離，稱為分度尺寸。尺寸應等于1/4接合齒齒距。尺寸和是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應予以控制。 （3）鎖銷轉動距離。鎖銷在滑動齒套鎖銷孔中的轉動距離影響分度尺寸。鎖銷直徑、鎖銷轉動距離與銷孔直徑之間的關系如下 =+2 (4.8) 鎖銷轉動距離與接合齒齒距的關系如下 (4.9) 式中 為鎖銷軸向移動后的外半徑（即摩擦錐環(huán)外半徑）； 為接合齒分度圓半徑。 （4）鎖銷端隙。鎖銷端隙系指鎖銷端面與摩擦錐環(huán)端面之間的間隙，同時，滑動齒套端面與摩擦錐環(huán)端面之間的間隙為，要求＞。若＜，則換檔時，在摩擦錐面尚未接觸時，滑動齒套接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸＜0，此刻因摩擦錐環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使同步器失去鎖止作用。為保證＞0，應使＞，通常取=0.5mm左右。摩擦錐環(huán)端面與齒輪接合齒端面應留有間隙，并可稱之為后備行程。 預留后備行程的原因是摩擦錐環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在下來的換檔時，摩擦錐環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦錐環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)摩擦錐環(huán)等零件與齒輪同步后換檔，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。一般應取=1.2～2.0mm。 在空檔位置，摩擦錐環(huán)錐面的軸向間隙應保持在0.2～0.5mm。 5、 同步器主要參數(shù)的確定 （1）摩擦因數(shù) 汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設計工作帶來困難。 同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短已遭淘汰。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1。 摩擦因數(shù)除與選用的材料有關外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因數(shù)有關。