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本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）
論文（設(shè)計(jì)）題目：
學(xué) 院：＿＿＿＿＿＿＿＿
專 業(yè)：＿＿＿＿＿＿＿＿
班 級(jí)：＿＿＿＿＿＿＿＿
學(xué) 號(hào)：＿＿＿＿＿＿＿＿
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指導(dǎo)教師：＿＿＿＿＿＿＿＿
年 月 日
貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）
誠(chéng)信責(zé)任書(shū)
本人鄭重聲明：本人所呈交的畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)），是在導(dǎo)師的指導(dǎo)下獨(dú)立進(jìn)行研究所完成。畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）中凡引用他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的成果、數(shù)據(jù)、觀點(diǎn)等，均已明確注明出處。
特此聲明。
論文（設(shè)計(jì)）作者簽名：
日 期：
目 錄
摘 要 III
Abstract IV
第1章 緒 論 1
1.1 選題的背景及意義 1
1.2 變速器的功用和要求 1
1.3 國(guó)內(nèi)外研究狀況 1
1.4主要參數(shù) 2
第2章 變速器方案的確定 4
2.1 結(jié)構(gòu)方案的確定 4
2.1.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 4
2.1.2 倒擋傳動(dòng)方案 5
2.2 主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析 6
2.2.1 齒輪型式 6
2.2.2 換擋機(jī)構(gòu)型式 6
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 8
3.1擋數(shù)和傳動(dòng)比 8
3.2 中心距 8
3.3 軸向尺寸 9
第4章 零件的設(shè)計(jì)與校核 10
4.1 各檔齒輪的設(shè)計(jì)與校核 10
4.1.1 齒輪參數(shù)選擇 10
4.1.2齒輪齒數(shù)的確定 11
4.1.3齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 13
4.1.4一檔齒輪的有限元分析 16
4.2軸的設(shè)計(jì)與校核 17
4.2.1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 17
4.2.2 軸的校核 18
4.3 軸承的選擇與校核 21
4.3.1 軸承的選擇 21
4.3.2 軸承的校核 21
4.4 變速器同步器的設(shè)計(jì) 26
4.4.1 同步器的結(jié)構(gòu) 26
4.4.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 28
4.5操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 30
總結(jié) 31
參考文獻(xiàn) 32
致謝 33
摘 要
變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的部件，主要用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，它設(shè)計(jì)的好壞直接影響到汽車的實(shí)際使用性能。
本次設(shè)計(jì)題目是解放CA1116型汽車變速器設(shè)計(jì)，根據(jù)給定參數(shù)進(jìn)行結(jié)構(gòu)方案分析，要求完成變速器的動(dòng)力匹配、機(jī)械設(shè)計(jì)、強(qiáng)度計(jì)算、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與設(shè)計(jì)圖紙繪制。
設(shè)計(jì)部分是本說(shuō)明書(shū)的重點(diǎn)，它主要包括結(jié)構(gòu)分析、方案論證、計(jì)算和校核。結(jié)構(gòu)分析是對(duì)所選結(jié)構(gòu)中各主要零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，其中包括機(jī)械式變速器中心矩、齒輪參數(shù)、傳動(dòng)比的設(shè)計(jì)計(jì)算，還有輸入軸中間軸和輸出軸的設(shè)計(jì)。校核計(jì)算則是對(duì)經(jīng)設(shè)計(jì)計(jì)算的主要零部件進(jìn)行校核。它在各零部件設(shè)計(jì)計(jì)算之后直接給出。
關(guān)鍵詞：變速器，分析，計(jì)算，校核
Abstract
Transmission is important automotive driveline components, spread mainly used to change the engine torque and speed on wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car.
This topic is designed to liberate CA1116-type auto transmission design, according to the given parameters of structural analysis programs require the completion of the transmission of power to match, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn.
Design is the key part of the specification, which includes structural analysis, demonstration program, calculation and verification. Structural analysis is the structure of the major components of the selected design calculations, including the central moment of mechanical transmission, gear parameters, the transmission ratio of the design calculations, as well as the input shaft and the output shaft of the intermediate shaft design. Check Calculation of the main components is performed by checking design calculations. It is given directly after each component design calculations.
Key words：Transmission，Analysis，Calculation，Checking
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貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）
第1章 緒 論
1.1 選題的背景及意義
汽車在不同使用場(chǎng)合有不同的要求，采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車，其在實(shí)際工況下所要求的性能與發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛盾。例如，受到載運(yùn)量、道路坡度、路面質(zhì)量、交通狀況等條件的影響，汽車所需的牽引力和車速需要在較大范圍內(nèi)變化，以適應(yīng)各種使用要求；此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動(dòng)機(jī)本身是不可能倒轉(zhuǎn)的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來(lái)實(shí)現(xiàn)。上述發(fā)動(dòng)機(jī)牽引力、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動(dòng)機(jī)本身是難以解決的，車用變速器應(yīng)運(yùn)而生，它與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配，通過(guò)多擋位切換，可以使驅(qū)動(dòng)輪的扭矩增大到發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的若干倍，同時(shí)又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的幾分之一。
1.2 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(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，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動(dòng)比，來(lái)滿足這一要求。
（2）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過(guò)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(guò)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(lái)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?rùn)滑油都可以提高傳動(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。
1.3 國(guó)內(nèi)外研究狀況
20世紀(jì)90年代以來(lái)，科學(xué)技術(shù)的急速發(fā)展和市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)的日益加劇，促使汽車工業(yè)發(fā)生了根本性的變革，其生產(chǎn)組織方式從傳統(tǒng)的大批量、少品種的剛性生產(chǎn)結(jié)構(gòu)向著多品種、中小批量的柔性生產(chǎn)結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)變。以CAD/CAE等為代表的現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)方法正逐漸代替?zhèn)鹘y(tǒng)的設(shè)計(jì)方法。許多大型應(yīng)用軟件也應(yīng)運(yùn)而生，如文件處理、繪圖軟件、數(shù)學(xué)分析軟件、數(shù)據(jù)庫(kù)管理軟件、加上計(jì)算機(jī)網(wǎng)絡(luò)的建立，以及基于這些通用軟件的專業(yè)應(yīng)用軟件的誕生，使“無(wú)紙化設(shè)計(jì)”在一些發(fā)達(dá)國(guó)家的機(jī)械制造企業(yè)中得以實(shí)現(xiàn)。
目前汽車發(fā)達(dá)國(guó)家的汽車開(kāi)發(fā)能力越來(lái)越依賴于汽車自動(dòng)開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)軟件。發(fā)達(dá)國(guó)家汽車開(kāi)發(fā)能力的高低已不再用它擁有多少高級(jí)開(kāi)發(fā)能力的人才和先進(jìn)設(shè)備的多少來(lái)評(píng)價(jià)，而是用更重要的一個(gè)方面就是它是否擁有最先進(jìn)的開(kāi)發(fā)軟件和數(shù)據(jù)庫(kù)來(lái)評(píng)價(jià)。
傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法一般是根據(jù)性能要求利用經(jīng)驗(yàn)公式取初值，然后驗(yàn)算其強(qiáng)度，傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)等，如果不符合要求則根據(jù)經(jīng)驗(yàn)改變某些參數(shù)，繼續(xù)驗(yàn)算，直至符合所有的條件與要求。這種設(shè)計(jì)方法計(jì)算量較大，得到的答案僅僅是符合要求的一個(gè)解，而一般的經(jīng)驗(yàn)公式又較保守，對(duì)于不符合要求時(shí)改變的參數(shù)有一定的局限性，導(dǎo)致結(jié)果過(guò)于保證安全性。產(chǎn)品笨重，而許多性能未必很好甚至變的較差。在當(dāng)今轎車市場(chǎng)日益競(jìng)爭(zhēng)激烈，國(guó)際市場(chǎng)已趨于飽和，而國(guó)內(nèi)市場(chǎng)正在蓬勃發(fā)展的同時(shí)，又是各主要廠家占領(lǐng)市場(chǎng)的良好機(jī)會(huì)。那么憑什么來(lái)吸引大量客戶呢？只有良好的性能價(jià)格比，盡量在降低成本的基礎(chǔ)上提高性能，才是所有產(chǎn)品打開(kāi)市場(chǎng)的根本所在。
當(dāng)前對(duì)轎車設(shè)計(jì)中動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性要求日漸提高的情況下，對(duì)零部件的限制條件也越來(lái)越多，越來(lái)越復(fù)雜。傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)公式已經(jīng)無(wú)法滿足新型變速器設(shè)計(jì)的要求。而總結(jié)新的經(jīng)驗(yàn)公式又需要豐富的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)與知識(shí)，是一個(gè)長(zhǎng)期的過(guò)程。當(dāng)今科技日新月異，轎車生產(chǎn)的手段方法與目標(biāo)也不斷在改變。大量使用的經(jīng)驗(yàn)公式已不具備長(zhǎng)期生存實(shí)用的必要性和可能性。
綜上所述，不僅從變速箱本身的特點(diǎn)，還是設(shè)計(jì)手段與方法的整個(gè)趨勢(shì)來(lái)看，將先進(jìn)的設(shè)計(jì)方法引入變速箱的設(shè)計(jì)是及其必要的。其優(yōu)點(diǎn)不僅僅在于得到一個(gè)能使性能達(dá)到較高水平的設(shè)計(jì)方案，而且由于知識(shí)工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴(kuò)展性。它可以直接將一個(gè)復(fù)雜的要求引入到設(shè)計(jì)過(guò)程中，能在不改變或較少改變?cè)O(shè)計(jì)系統(tǒng)的情況下，進(jìn)行進(jìn)一步設(shè)計(jì)和檢驗(yàn)其合理性。而在傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法中，要做到這樣是很困難的，因?yàn)楦淖冊(cè)O(shè)計(jì)系統(tǒng)和過(guò)程將是一個(gè)復(fù)雜的工作。
1.4主要參數(shù)
本設(shè)計(jì)主要對(duì)解放CA1116型汽車變速器六檔機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)，包括齒輪傳動(dòng)部分、操縱機(jī)構(gòu)部分等，并進(jìn)行相關(guān)的計(jì)算與校核。
設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)如下：
（1）T=320 N.m/1000~1400rpm
（2）i=6.33，i=7.2
（3）車輪滾動(dòng)半徑 r=495 mm
（4）壽命 22000 Km
（5）變速器前進(jìn)擋數(shù)：6，最高檔為超速檔
其他詳細(xì)參數(shù)如下表：
第2章 變速器方案的確定
2.1 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。
2.1.1 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(wú)級(jí)變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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?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(jí)變速器具有4、5、6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(wú)聲換擋，對(duì)于多于6個(gè)前進(jìn)擋的變速器來(lái)說(shuō)是困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為6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(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(rùn)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。
根據(jù)設(shè)計(jì)要求，本次設(shè)計(jì)的解放CA1116型汽車變速器六檔機(jī)械式變速器采用6檔變速，且最高檔為直接檔。因此選定的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)方案如下圖2-1所示：
圖2-1 解放CA1116變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
圖中所標(biāo)示的為一檔傳動(dòng)路線，各傳動(dòng)路線如下：
一檔：一二擋同步器接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→2軸一齒22→一圈21→一二套20→一二轂28→2軸26；
二檔：一二擋同步器接合套左移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸二齒34→2軸二齒17→二圈18→一二套20→一二轂28→2軸26；
三檔：三四擋同步器接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸三齒35→2軸三齒16→三圈15→三四套12→三四轂13→2軸26；
四檔：三四擋同步器接合套左移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸四齒36→2軸四齒9→四圈10→三四套12→三四轂13→2軸26；
五檔：五六擋同步器接合套左移，1軸①→1常齒②→六圈3→五六套5五六轂40→2軸26
六檔：五六擋同步器接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸五齒37→2軸五齒8→五圈7→五六套5→五六轂40→2軸26；
倒檔：倒檔接合套右移，1軸①→1常齒②→中常齒38→3軸30→3軸倒齒32→2軸倒齒8→倒圈24→倒套23→倒轂27→2軸26；
2.1.2 倒擋傳動(dòng)方案
圖2-2為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖2-2b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(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-2c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2-2d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2-2c所示方案。圖2-2e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(zhǎng)。圖2-2f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(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2-2g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。
本設(shè)計(jì)采用圖2-2f所示的傳動(dòng)方案。
圖2-2 變速器倒擋傳動(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(wú)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。
2.2 主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析
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(rùn)滑和密封等因素。
2.2.1 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(zhǎng)，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。但是，在本設(shè)計(jì)中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動(dòng)方案，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。
2.2.2 換擋機(jī)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(jiǎn)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，采用直齒滑動(dòng)齒輪換擋時(shí)，換擋行程長(zhǎng)也是它的缺點(diǎn)。因此，除一擋、倒擋外很少采用。
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。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。
當(dāng)變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時(shí)，可以用移動(dòng)嚙合套換擋。這時(shí)，不僅換擋行程短，同時(shí)因承受換擋沖擊載荷的結(jié)合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以他們都不會(huì)過(guò)早損壞，但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。
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。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。
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2-3所示：
圖2-3 鎖環(huán)式同步器
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
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇
3.1擋數(shù)和傳動(dòng)比
根據(jù)設(shè)計(jì)要求本次設(shè)計(jì)采用六檔變速器，且最高檔為超速檔，通常貨車的超速擋傳動(dòng)比取0.7~0.8，本處選定為
選用五檔為直接當(dāng)，即：
已知
中間擋的傳動(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)且常用擋位間的公比宜小些，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：
故有：ig1=7.2；ig2=4.396；ig3=2.684；ig4=1.638；ig5=1；ig6=0.78
3.2 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距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)公式初選：
式中 ——中心距系數(shù)。對(duì)轎車取8.9～9.3；對(duì)貨車取8.6～9.6； 對(duì)多檔主變速器，取9.5～11；
——變速器處于Ⅰ檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，320N?m；
——變速器的Ⅰ檔傳動(dòng)比；
——變速器的傳動(dòng)效率，取0.95。
由公式（3.6）得：
=320×7.2×0.95=2188.8N·m
由公式（3.5）得:
mm
一般汽車變速器的中心距約在80～170mm范圍內(nèi)變化,初選A=112mm。
3.3 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)：
五擋(2.7~3.0)A
六擋(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(cè)方便，A取整。
本次設(shè)計(jì)采用6+1手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是：
3.2112mm=358.4mm
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。
第4章 零件的設(shè)計(jì)與校核
4.1 各檔齒輪的設(shè)計(jì)與校核
4.1.1 齒輪參數(shù)選擇
（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
其中=320Nm，可得出mn=3.215，取3.5。
一擋直齒輪的模數(shù)m
mm
通過(guò)計(jì)算m=2.26，取2.5。
同步器和嚙合套的接合大都采用漸開(kāi)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，中型貨車取2.5~4。本設(shè)計(jì)取3。
（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4-1選取。
表4-1 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
低擋、倒擋齒輪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25°。
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(lái)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(zhǎng)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。
4.1.2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)先確定的變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各擋齒數(shù)的方法。
（1）確定各擋齒輪的齒數(shù)
（a）一擋傳動(dòng)比
為了確定Z11和Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和:
其中A=112，m=3.5，故有=64，取64
貨車，此處取=15，則可得出=49。
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(guò)來(lái)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64，則根據(jù)式（3-8）反推出A=112mm。
（b）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比
由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定:
而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等
由此可得：
而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)及可計(jì)算后圓整得到：
與②聯(lián)立可得：=18、=40。
則根據(jù)式（3-7）可計(jì)算出一擋實(shí)際傳動(dòng)比為：
（c）確定其他擋位的齒數(shù)
二擋傳動(dòng)比
其中：，故有：
對(duì)于斜齒輪
故有：
聯(lián)立④得：。
按同樣的方法可分別計(jì)算出：
三擋齒輪：；
四擋齒輪：
六檔齒輪：
綜上所述各檔實(shí)際傳動(dòng)比為：
;;;;;
（3）確定倒檔齒輪的齒數(shù)
一般情況下，倒擋傳動(dòng)比與一擋傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒擋傳動(dòng)比取6.0。中間軸上倒擋傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一擋主動(dòng)齒輪12略小或相同，取。
而通常情況下，倒擋軸齒輪取21~23，此處取=23。
由
可計(jì)算出：
故可得出中間軸與倒擋軸的中心距：
，取整74mm
而倒擋軸與第二軸的中心：
因此：
4.1.3齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇
（1）齒輪的材料選擇
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(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)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。
（2）齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核
（a）齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算
直齒輪彎曲應(yīng)力
式中，----彎曲應(yīng)力（MPa）；
----一擋齒輪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)
當(dāng)處于一擋時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為：
=320=2322.96Nm
故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（3-17）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)，一擋直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。
斜齒輪彎曲應(yīng)力
式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（3-17）注釋相同，，
選擇齒形系數(shù)y時(shí)，按當(dāng)量模數(shù)在圖（3-17）中查得。
二擋齒輪圓周力：
根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：=6798.8N
齒輪10的當(dāng)量齒數(shù)=47.7，可查表（3-17）得：，故：
同理可得：。
依據(jù)計(jì)算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：
三擋：
四擋：
五擋：
六擋：
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180~550MPa范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。
（b）齒輪接觸應(yīng)力
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），查資料可取；
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：
斜齒輪：
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(jiàn)下表：
表4-2 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
一擋和倒擋
1900~2000
950~1000
常嚙合齒輪和高擋
1300~1400
650~700
整理可得：
直齒：
斜齒：
通過(guò)計(jì)算可以得出各擋齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：
一擋：
二擋：
三擋：
四擋：；
五擋：；
倒擋：；；
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。
4.1.4一檔齒輪的有限元分析
一檔齒輪的有限元分析結(jié)果如下圖：分別是應(yīng)力、應(yīng)變結(jié)果，從圖可知強(qiáng)度滿足要求。
圖4-1一檔齒輪的有限元分析
4.2軸的設(shè)計(jì)與校核
4.2.1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸
（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(zhǎng)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4-2所示：
圖4-2 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。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。
（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、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)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：
第一軸花鍵部分直徑d(mm)初選：d=
式中：
K——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K＝4.0～4.6，取K＝4.0；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩320（N?m）；
d=27.36mm ，取d＝28mm。
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(zhǎng)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。
以下是軸的計(jì)算尺寸：
第二軸：
（C是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)）
T=9.55×
T=Temax×i×
因發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩不大，故C取較小值，由機(jī)械設(shè)計(jì)取C＝100
整理可得： (mm)
代入數(shù)據(jù)可得各擋位齒輪處的軸徑為：
(mm)；(mm) ；(mm) ；(mm)
(mm) ；(mm)；(mm)
此處還應(yīng)根據(jù)階梯軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與標(biāo)準(zhǔn)件要求進(jìn)行軸徑調(diào)整。
4.2.2 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(lái)說(shuō)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(lái)說(shuō)，在設(shè)計(jì)的過(guò)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)只需要校核一擋處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過(guò)程中，一擋所傳動(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。
（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(guò)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:
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)，；
Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)軸最大扭矩，N·mm；
d----計(jì)算截面處軸的直徑，mm；
[]----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。
其中Temax =320N.m，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(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)表示。其計(jì)算公式為：
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)軸可取；故也符合剛度要求。
（2） 第二軸的校核計(jì)算
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：
式中 ----至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為三擋傳動(dòng)比2.684；
d ----計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為90mm；
----節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為16°；
----螺旋角，為25°；
----發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為320N·m。
代入上式可得：
危險(xiǎn)截面的受力圖為：
圖4-3 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：=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：
則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）：
將代入上式可得：，在低擋工作時(shí)[]=400MPa，
因此有：[]；符合要求。
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：
，
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（3-37）和（3-38）得：
故軸的全撓度為，符合剛度要求。
4.3 軸承的選擇與校核
4.3.1 軸承的選擇
（1）幾種軸承：
圓錐滾子軸承：
可以同時(shí)承受徑向載荷及單向的軸向載荷（30000型以徑向?yàn)橹鳎?0000B型以軸向載荷為主）。內(nèi)外圈可以分離，安裝時(shí)可以調(diào)整軸承的游隙。一般成對(duì)使用，對(duì)稱安裝。
深溝球軸承：
主要承受徑向載荷，也同時(shí)承受少量雙向軸向載荷。在高速時(shí)，可以用來(lái)承受純軸向載荷。工作中允許內(nèi)外圈軸線偏斜量。摩擦阻力小，極限轉(zhuǎn)速高，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，價(jià)格便宜，應(yīng)用最廣泛。但承受沖擊載荷能力較差，適用于高速場(chǎng)合。
圓柱滾子軸承：
能夠承受較大的徑向載荷而不能承受軸向載荷。因是線接觸，內(nèi)、外圈只允許有極小的相對(duì)偏轉(zhuǎn)。軸承內(nèi)、外圈可分離。
滾針軸承
徑向尺寸緊湊切承載能力很大，價(jià)格低廉。但不能承受軸向載荷，摩擦系數(shù)較大，不允許有偏斜。常用于徑向尺寸受限制而徑向載荷又較大的裝置中。
本次設(shè)計(jì)第一軸后軸承為外座圈上帶有止動(dòng)槽的深溝球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷。第二軸前、后端采用帶止動(dòng)槽的圓錐滾子軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承，在第二軸穿過(guò)殼體處采用圓柱滾子軸承以承受徑向力，第二軸后部采用深溝球軸承支撐在軸承蓋內(nèi)。
4.3.2 軸承的校核
初選軸承，代號(hào)7206AC （46206）α=25o
A/R≤e 時(shí)， x=1 y=0
A/R＞e時(shí)， x=0.41 y=0.87
e=0.68
其中：R—徑向載荷，x —徑向載荷系數(shù)，A——軸向載荷，
（1）計(jì)算軸承在各擋位時(shí)的支反力
二軸受力分析
圖 4--4 二軸受力分析圖
圖中：
C──二軸前軸承對(duì)二軸作用力的作用點(diǎn)；
D──二軸后軸承對(duì)二軸作用力的作用點(diǎn)；
C1x、C 2x──二軸前軸承對(duì)二軸的水平、垂直作用力；
D1x、D2x、D3x──二軸后軸承對(duì)二軸的水平、垂直、軸向作用力；
Fax、Frx、Ftx── x擋二軸齒輪所受軸向力、徑向力、切向力；
Rx── x擋齒輪節(jié)圓半徑；
各支承力的計(jì)算公式：
軸向載荷：
中間軸受力分析
圖4-5 中間軸受力分析圖
圖中：
E──中間軸前軸承對(duì)軸作用力的作用點(diǎn)；F──中間軸后軸承對(duì)軸作用力的作用點(diǎn)；
E1x、E2x──中間軸前軸承對(duì)軸的水平、垂直作用力；
F1x、F2x──中間軸后軸承對(duì)軸的水平、垂直作用力
Fax、Frx、Ftx── x擋齒輪所受軸向力、徑向力、切向力
Facx、Frcx、Ftcx ── 中間軸常嚙合齒輪所受軸向力、徑向力、切向力。
Rx── x擋中間軸齒輪節(jié)圓半徑；
Rc ──中間軸常嚙合齒輪節(jié)圓半徑；
注：設(shè)計(jì)時(shí)使Facx與Fax大致相等，故E、F處軸向力可不計(jì)。
各支承力的計(jì)算公式：(L′=a+b=cx+ex)
軸向載荷：F3x ≈ 0
一軸受力分析
圖4-6 一軸受力分析圖
圖中：
A── 一軸前軸承對(duì)軸作用力的作用點(diǎn)；
B── 一軸后軸承對(duì)軸作用力的作用點(diǎn)；
C── 二軸前軸承對(duì)軸作用力的作用點(diǎn)；
Facx、Frcx、Ftcx── 一軸常嚙合齒輪所受軸向力、徑向力、切向力；
A1x、A2x ── 一軸前軸承對(duì)一軸的水平、垂直作用力；
B1x、B2x、B3x── 一軸后軸承對(duì)一軸的水平、垂直、軸向作用力；
C1x′、C2x′── 二軸前軸承對(duì)一軸的水平、垂直作用力；
Rc── 一軸常嚙合齒輪齒輪節(jié)圓半徑。
各支承力的計(jì)算公式：
軸向載荷：B3x = Facx
計(jì)算掛入X擋（非直接擋）時(shí)各軸所受扭矩
發(fā)動(dòng)機(jī)輸入的扭矩為Tx=TefMx，一軸所受扭矩為Tx，二軸所受扭矩為T2x=Txix (ix為該擋位傳動(dòng)比)。
計(jì)算各齒輪所受切向力、軸向力、徑向力
常嚙合齒輪：切向力;
軸向力;
徑向力;
（βc為齒輪螺旋角 ，αcn為齒輪法面嚙合角）。
x 擋齒輪：切向力;
軸向力
徑向力
（βx為x 擋齒輪螺旋角 ；αnx為x 擋齒輪法面嚙合角）。
直接擋時(shí)各齒輪所受軸向力、徑向力、切向力均為零。
計(jì)算各軸承的載荷
代入上式，可求得各軸承在1~3擋時(shí)的載荷。
（2）計(jì)算各軸承的總當(dāng)量動(dòng)載荷
計(jì)算各軸承在各擋位時(shí)的徑向載荷Pr及軸向載荷Pa
計(jì)算軸承在各擋位時(shí)的當(dāng)量動(dòng)載荷：
根據(jù)所選軸承型號(hào)，查表得到徑向系數(shù)X、軸向系數(shù)Y。
計(jì)算公式：
計(jì)算軸承的總當(dāng)量動(dòng)載荷：
直接擋時(shí)各軸承的動(dòng)載荷均為零，因此只計(jì)算１～3 擋的當(dāng)量動(dòng)載荷，并以１～3擋所需轉(zhuǎn)數(shù)作為預(yù)期壽命進(jìn)行校核。
計(jì)算二軸后軸承的總當(dāng)量動(dòng)載荷：
二軸后軸承Ｄ在１～3 擋的當(dāng)量動(dòng)載荷分別為PD1、PD2、PD3，各擋轉(zhuǎn)數(shù)的分配比例為fu1、fu2、fu3、fu4。根據(jù)損傷積累假說(shuō)，軸承Ｄ的總當(dāng)量動(dòng)載荷為：
ε——軸承壽命指數(shù) 球軸承ε≈3
計(jì)算一軸的后軸承的總當(dāng)量動(dòng)載荷
一軸的后軸承B的總當(dāng)量動(dòng)載荷為：
（3）校核軸承壽命
第一軸前軸承在傳遞扭矩時(shí)，內(nèi)外圈無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)，所承受的是靜載荷，該軸承的選擇與傳動(dòng)中其它部件的設(shè)計(jì)有關(guān)，本文不對(duì)其進(jìn)行校核。其余軸承的校核步驟如下：
計(jì)算各軸承1~3擋時(shí)壽命
計(jì)算公式：L=(C/Pm)ε
其中 C ——軸承的額定動(dòng)載荷。
計(jì)算各軸承在1~3擋時(shí)所需壽命
汽車軸承一般以汽車大修里程Ls (km)作為其預(yù)期壽命。在此里程中第二軸總轉(zhuǎn)數(shù)：ND總= LS×io/(2πRr) (Ls=2.5×105km)
i0為主減速, Rr為車輪滾動(dòng)半徑。
第二軸后軸承在1~3擋所需壽命為：
第一軸后軸承在1~3擋所需壽命為：
扭矩系數(shù)： fM1 fM2 fM3 fM4
50% 60% 70% 80%
路程系數(shù)： fu2 fu3 fu4
1% 3% 13% 80%
根據(jù)上述公式計(jì)算結(jié)果如下：
軸承在各擋位時(shí)的當(dāng)量動(dòng)載荷：
二軸后軸承
Ⅰ ?、颉 、蟆 、?
： 3788 2766 2249 0
中間軸前軸承
?、瘛 、颉 、蟆 、?
： 844 885 1261 0
中間軸后軸承
?、瘛 、颉 、蟆 、?
： 811 741 905 0
一軸后軸承
?、瘛 、颉 、蟆 、?
： 2881 2515 2029 0
各軸承總當(dāng)量載荷
表4-3
二軸后軸承
中間軸前軸承
中間軸后軸承
一軸后軸承
1400
768
576
1551
各軸承壽命（106轉(zhuǎn)）
表4-4
二軸后軸承
中間軸前軸承
中間軸后軸承
一軸后軸承
4737
37846
89718
1513
4）、各軸承所需壽命（106轉(zhuǎn)）
表4-5
二軸后軸承
中間軸軸承
一軸后軸承
129
68
225
因?yàn)椋焊鬏S承壽命>各軸承所需壽命,所以選用的軸承合格。
4.4 變速器同步器的設(shè)計(jì)
4.4.1 同步器的結(jié)構(gòu)
在前面已經(jīng)說(shuō)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4-7 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（3-7），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(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角度，并滑塊予以定位。接下來(lái)，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，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(guò)程結(jié)束，完成換擋過(guò)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(kāi)，同步器解除鎖
止?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒在換擋力的作用下通過(guò)鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖4-8d），完成同步換擋。
圖4-8 鎖環(huán)同步器工作原理
4.4.2 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(guò)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(duì)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(guò)大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些，可使被刮下來(lái)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4-9a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖4-9b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4-9 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(guò)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=7°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(zhǎng)度b
縮短錐面工作長(zhǎng)度，便使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短，但同時(shí)也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。
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，可以保證只有在換擋的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。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(duì)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追面上的軸向力，均對(duì)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)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時(shí)間與車型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選?。簩?duì)轎車變速器高擋取0.15～0.30s，低擋取0.50～0.80s；對(duì)貨車變速器高擋取0.30～0.80s，低擋取1.00～1.50s。
4.5操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)滿足以下要求：
（1）只允許掛一個(gè)檔。這通?？炕ユi裝置來(lái)保證，其結(jié)構(gòu)型式有如右圖所示：
圖4-10 變速器自鎖與互鎖結(jié)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)在掛檔的過(guò)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(zhǎng)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4-10所示）。
(3)汽車行進(jìn)中若誤掛倒檔，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)如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應(yīng)設(shè)置倒檔鎖。
總結(jié)
本次設(shè)計(jì)是解放CA1116型汽車變速器。變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機(jī)械式變速箱設(shè)計(jì)發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對(duì)于我們還沒(méi)有踏出校門的學(xué)生來(lái)說(shuō)，其中的設(shè)計(jì)理念還是很值得我們?nèi)ヌ接憽W(xué)習(xí)的。
對(duì)于本次設(shè)計(jì)的變速箱來(lái)說(shuō)，其特點(diǎn)是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價(jià)格低廉，而且采用結(jié)合套掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設(shè)計(jì)中采用了6+1檔手動(dòng)變速器，通過(guò)較大的變速器傳動(dòng)比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達(dá)到其經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性的要求；變速器掛檔時(shí)用結(jié)合套，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動(dòng)更平穩(wěn)。本著實(shí)用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計(jì)要求上都采用比較開(kāi)放的標(biāo)準(zhǔn)，因此，安全系數(shù)不高，這一點(diǎn)是本次設(shè)計(jì)的不理想之處。但是，在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會(huì)繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求其設(shè)計(jì)更加合理和經(jīng)濟(jì)。
緊張忙碌的畢業(yè)設(shè)計(jì)已經(jīng)接近尾聲，這次設(shè)計(jì)是對(duì)我大學(xué)四年來(lái)的學(xué)習(xí)的一次最綜合的檢驗(yàn)，也更是一次綜合的學(xué)習(xí)過(guò)程。畢業(yè)設(shè)計(jì)不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識(shí)而且了解了不少相關(guān)專業(yè)的知識(shí)，個(gè)人能力得到很大提高。同時(shí)也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會(huì)工作打下了良好的基礎(chǔ)。
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