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1、哈哈爾爾濱濱 劍劍橋橋?qū)W學院院 畢 業(yè) 設 計論文題目：論文題目： 三軸五檔手動機械式變速器 學學 生：生： 劉 廣 文 指導教師：指導教師： 李 宏 剛 副教授 專專 業(yè)：業(yè)： 交 通 工 程 班班 級：級： 汽車設計與制造 08-2 班 2012 年 5 月哈爾濱劍橋?qū)W院畢 業(yè) 設 計 任 務 書題目名稱題目名稱:三軸五檔手動機械式變速器立題意義立題意義: 改革開放 30 年來,我國汽車變速器行業(yè)隨著整車行業(yè)的快速發(fā)展而為斷發(fā)展壯大,形成了一批頗具規(guī)模的變速器企業(yè).大多數(shù)本土變速器企業(yè)在引進消化吸收國外先進技術方面取得了突出成績,并不斷堅持自主創(chuàng)新,在手動變速器領域,尤其在重型車用和微型車

2、用手動變速器上,涌現(xiàn)了大量的自主創(chuàng)新的產(chǎn)品技術條件與要求技術條件與要求: 1.在變速箱中要加入齒輪油,油面高度超過中間軸一檔齒輪三分之一2.一軸和二軸在裝配時要保證同軸度的要求3.變速器軸承采用變速器齒輪飛濺潤滑4.在裝配時要考慮變速器的通氣,放置在工作時變速箱內(nèi)溫度升高氣體體積彭脹,導致箱體破裂5.軸承端蓋中的骨架式油圈在裝配前要先浸機油 6.在行駛 10000 公里后要及時更換齒輪油.檢測密封防止漏油任務內(nèi)容（包括內(nèi)容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求）任務內(nèi)容（包括內(nèi)容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求）一、畢業(yè)設計目的、內(nèi)容及意義 二、三軸五檔汽車變速器的概述及其方案的

3、確定三、變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 四、變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 五、變速器軸的強度計算與校核 1、變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 2、軸的校核 變速器同步器的設計2011 年 12 月 20 日 選題2012 年 1 月 10 日3 月 6 日 接受指導教師的指導2012 年 3 月 7 日3 月 20 日 擬定論文大綱2012 年 3 月 21 日4 月 5 日 搜集，查閱，整理相關資料2012 年 4 月 6 日4 月 20 日 初稿形成2012 年 4 月 6 日4 月 20 日 初稿審定2012 年 4 月 21 日4 月 30 日 第一次修改2012 年 5 月 1 日5

4、月 10 日 第一次審定2012 年 5 月 11 日5 月 19 日 第二次修改2012 年 5 月 20 日5 月 24 日 定稿2012 年 5 月 25 日5 月 30 日論文評閱小組審定論文（設計）2012 年 5 月 26 日5 月 27 日 畢業(yè)論文（設計） 答辯專業(yè)負責人意見專業(yè)負責人意見簽名：年 月 日哈爾濱劍橋?qū)W院畢畢 業(yè)業(yè) 設設 計計 審審 閱閱 評評 語語一、指導教師評語一、指導教師評語 是否同意答辯：是否同意答辯： 同意答辯同意答辯 不同意答辯不同意答辯 指導教師（簽名）指導教師（簽名） 職職 稱稱 年年 月月 日日 二、評閱人評語二、評閱人評語 是否同意答辯：是否同

5、意答辯： 同意答辯同意答辯 不同意答辯不同意答辯 評閱教師（簽名）評閱教師（簽名） 職職 稱稱 年年 月月 日日 哈爾濱劍橋?qū)W院畢畢 業(yè)業(yè) 設設 計計 答答 辯辯 評評 語語 及及 成成 績績?nèi)?、答辯委員會評語三、答辯委員會評語四、畢業(yè)設計成績四、畢業(yè)設計成績 簽簽 字（蓋章）：字（蓋章）：五、答辯委員會主任單位：五、答辯委員會主任單位： 答辯委員會主任職稱：答辯委員會主任職稱： 答辯委員會主任簽字：答辯委員會主任簽字： 年年 月月 日日三軸式變速箱的設計摘 要本設計的任務是設計一臺用于越野車上的 FR 式的手動變速器。本設計采用中間軸式變速器，該變速器具有兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳動效

6、率高，磨損及噪聲也最??；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。 根據(jù)越野車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)結(jié)合自己選擇的適合于該越野車的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。再結(jié)合某些越野車的基本參數(shù)，選擇適當?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，計算出相關的變速器參數(shù)并論證設計的合理性。這臺變速器具有五個前進檔（包括一個超速檔五檔）和一個倒檔，并通過鎖環(huán)式同步器來實現(xiàn)換檔。關鍵詞關鍵詞：變速器；傳動比；中間軸；齒輪Three shaft type gearbox

7、 designAbstractThis design task is to design a sport utility vehicle for the manual transmission FR type. This design USES the intermediate bearing type transmission, the transmission has two outstanding advantages: one is the direct transmission of high transmission efficiency, wear and tear of noi

8、se and the minimum; Second, in the center distance gear smaller still can acquire larger a transmission.According to the shape of the suv, wheelbase, minimum, between from ground clearance, turning radius, vehicle minimum weight, carrying weight and top speed with parameters such as their choice of

9、suitable for the rovers engine type of the most high power can be concluded that the engine, maximum torque, such as displacement important parameters. Combined with some basic parameters of the suv, the choice of appropriate Lord than slow. According to the above parameters, combined with car desig

10、n, automobile theory, the mechanical design and related knowledge, calculating correlation transmission parameters and demonstrates the rationality of the design.The machine has five forward gears transmission （including a overdrive five file） and a reverse gear, and through the lock ring type synch

11、ronizer to realize the shift.Keywords： Transmission；Transmission ratio；Intermediate bearing；Gear目目 錄錄摘摘 要要.I IAbstract.IIII1 1 緒論緒論 .1 11.1 變數(shù)箱的組成.11.2 設計車型參數(shù).31.3 變速器的功用和要求.32 2 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 .4 42.1 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定.42.1.1 變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇.42.1.2 倒檔傳動方案.82.2 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析.82.2.1

12、 齒輪型式.82.2.2 換檔結(jié)構(gòu)型式.92.2.3 變速器軸承.102.2.4 中心距.122.2.5 軸向尺寸.122.2.6 齒輪參數(shù).132.3 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定.142.3.1 確定一檔齒輪的齒數(shù).152.3.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù).162.3.3 確定其他檔位的齒數(shù).162.3.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù).173 3 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 .18183.1 齒輪的損壞原因及形式.183.2 齒輪的強度計算與校核.183.2.1 齒輪彎曲強度計算.183.2.2 齒輪接觸應力.204 變速器軸的強度計算與校核 .23234.14

13、.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸.23234.1.1 變速器軸的結(jié)構(gòu).234.1.2 變速器軸的尺寸.244.2 軸的校核.245 5 變速器同步器的設計變速器同步器的設計.28285.1 變速器的結(jié)構(gòu)原理.285.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定.295.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽.295.2.2 錐面半錐角摩擦錐面平均半徑 R 錐面工作長度 b 的選擇.295.2.3 同步環(huán)徑向厚度.305.2.4 鎖止角 同步時間 t.30結(jié)論結(jié)論.3131致致 謝謝.3232參考文獻參考文獻.3333三軸式變速箱的設計1 緒論1.1 變數(shù)箱的組成從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為

14、：手動變速器（MT） 、自動變速器（AT） 、手動/自動變速器（AMT） 、無級變速器（CVT） 。(1) 手動變速器（MT）手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組1，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值（也就是所謂的“級” ） 。比如，一檔變速比是 3.85,二檔是2.55,再到五檔的 0.75,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有 5 個值（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，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課” ，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來

15、看，本人認為手動變速器不會過早的離開。(2) 自動變速器（AT） 自動變速器（AutomaticTransmission） ，利用行星齒輪機構(gòu)進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。 在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情

16、，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機如果使用手動檔，則會反復地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。 在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。(3) 手動/自動變速器（AMT） 其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠911 車型上首先推出，稱為 Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的

17、自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“+” 、 “-”選擇檔位。在 D檔時，可自由變換降檔（-）或加檔（+） ，如同手動檔一樣。 自動手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔” 。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術含量，但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，比如廣州本田飛度 1.3L CVT 兩廂、南京菲亞

18、特 2004 派力奧 1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那 Speedgear EL 這些“二合一”的車型價格均在 10 萬元左右，這個價格層面還比較低的。所以，手動/自動車在普及上還是具有相當?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應該以此為契機，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。(4) 無級變速器 當今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，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” 。無級變速器最早由荷蘭人范多尼斯（VanDoornes）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪

19、變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔” 、油門反應慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有 27 個檔。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔” 。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合適的傳動比。從市場走向來看，雖然無級變速器是一個技術分量比較高的部件，但是也已經(jīng)走進了普通轎車的“身體” 之中，廣本兩廂飛度每個排量都有一款配置了 C

20、VT 無級變速器，既方便又省油，且售價也僅在 9.6811.68 萬元。而且奇瑞汽車銷售公司表示 QQ 無級變速器型年底上市?？磥頍o級變速器在中檔車中的運用將越為廣泛。1.2 設計車型參數(shù)本設計是以長豐獵豹 2.5L 的某些參數(shù)為依據(jù)而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)如表表 1-1 長豐獵豹車型基本參數(shù)長豐獵豹車型基本參數(shù)主減速比 4.625全長含備胎 4950mm最高車速140km/h全高空載 1980mm最小離地間隙 200mm最大扭矩 184Nm/4000接近角 40.5最大功率 106kw/6000最高轉(zhuǎn)速 4600r/min縱向通過角 23.5整車整備質(zhì)量 1418kg最高車速140k

21、m/h輪胎型號 225/65R17離去角 26.5最大總質(zhì)量 1793kg最小轉(zhuǎn)彎直徑 13m直接檔最低穩(wěn)定車速25km/h大爬坡度 16.5%滿載駐坡度20%1.3 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)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機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)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。對變速器的主要要求是：1） 應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿

22、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)不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，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選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。3）重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(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，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。4）傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?）噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。2變速器

23、主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計2.1 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定2.1.1變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇有級變速器與無級變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（=0.93） ，因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。 設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為 3.04.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為 5.08.0；越野車與牽引車

24、傳動比 10.020.0。通常，有級變速器具有 3、4、5 個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達 616 個甚至 20 個。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構(gòu)時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于 5 個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個前進檔將使操縱機構(gòu)復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構(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才使用的超速檔?？梢愿浞值乩冒l(fā)動

25、機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為 1 的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。三軸式變速器如圖 1-1 所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，

26、這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(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檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 圖圖 1-1 轎車中間軸式變速器轎車中間軸式變速器1 第一軸；2 第二軸；3 中間軸兩軸式變速器如圖 1-2 所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(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系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩

27、軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，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。另外，低檔傳動比取值的（ig=4.04.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。 圖圖 1-2 兩軸式變速器兩軸式

28、變速器1-第一軸；2第二軸；3同步器由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，因此采用中間軸式變速器。圖 1-3、圖 1-4、圖 1-5 分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：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)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中

29、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比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構(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，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。圖圖 1-3 中間軸式四檔變速器傳動方案中間軸式四檔變速器傳動方案如圖 1-3 中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的

30、區(qū)別：圖 1-3a、b 所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖 1-3c 所示傳動方案的一，二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而倒檔用直齒滑動齒輪換檔。圖 1-4a 所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖 1-4b、c、d 所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 1-4d 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 圖圖 1-4 中間軸式五檔變速器傳動方案中間軸式五檔變速器傳動方案圖 1-5a 所示方案中的一檔

31、、倒檔和圖 b 所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。圖圖 1-5 中間軸式六檔變速器傳動方案中間軸式六檔變速器傳動方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖 1-3a、b 所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。變速器

32、用圖 1-4c 所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時，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 1-4c 所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時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方案的特點。2.1.2倒檔傳動方案圖 1-6 為常見的倒擋布置方案。圖 1-6b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖 1-6c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖 1-6d 所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 1-

33、6c 所示方案。圖 1-6e 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 1-6f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 1-6g 所示方案。其缺點是一，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構(gòu)復雜一些。本設計采用圖 1-6f 所示的傳動方案。圖圖 1-6 變速器倒檔傳動方案變速器倒檔傳動方案因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋

34、齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。2.2 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。2.2.1 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，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。

35、2.2.2 換檔結(jié)構(gòu)型式換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換檔的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱

36、輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結(jié)構(gòu)復雜，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，同步器廣泛應用于各式變速器中。自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種：1） 將嚙合套做得長一些或者兩接合齒的嚙合位置錯開，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 13mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.30.6mm） ，這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面

37、頂住，從而減少自動脫檔。3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 2030） ，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，采用較多 圖圖 1-7 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施在本設計中所采用的是鎖環(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 1-8 所示：圖圖 1-8 鎖環(huán)式同步器鎖環(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-止動球;8-卡環(huán);9輸出軸;10、11-齒輪2.2.3 變速器軸承 變速器軸承常采

38、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。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，比如高檔區(qū)域同步器換檔的第二軸齒輪與第二軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應盡量使用滾針軸承檔數(shù)和傳動比近年來，為了降低油耗，

39、變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 45 個檔位的變速器。本設計也采用 5 個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有max0maxmaxmax(cossin)egITrTi img fmgr則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為 （2-1TergiTrmgi0maxmax） 式中 m-汽車總質(zhì)量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系數(shù)； rr-驅(qū)動輪的滾動半徑； Temax-發(fā)動機最大

40、轉(zhuǎn)矩； i0-主減速比； -汽車傳動系的傳動效率。T根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件求得的變速器 I 檔傳動比為 （2-2）max2egITrTiGr式中 G2-汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷；-路面的附著系數(shù)，計算時取=0.5。由已知條件：滿載質(zhì)量 1793kg，則（N）1 .175718 . 917932Grr=362.2mm；Te max=184Nm；i0=4.5；=0.93。T根據(jù)公式（2-2）可得：igI =4.92。超速檔的的傳動比一般為 0.70.8，本設計五檔傳動比 ig=1中間檔的傳動比理論上按公比為： （2-3）max1mingngiqi)575. 091. 4(m

41、inmaxniiiigVggIg按等比數(shù)列，實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)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：=1.6。q 故有：) 1(2 . 192. 107. 3修正為gIVgIIIgIIiii2.2.4 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、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局A可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： （2-4）3IAmaxAKT式中 K A-中心距系數(shù)。對轎車，K A =8.99.3；對貨車，K A =8.69.6；對多檔主變速器，K A =9.511； TI max -變速器處于一檔時的

42、輸出扭矩：T=Ti =885.37 NmmaxImaxegIg轎車變速器的中心距在 6580mm 范圍內(nèi)變化，而貨車的變速器中心距在 80170mm范圍內(nèi)變化。對于越野車，本設計中取KA=9.0，按照已有參數(shù)計算式（2-4）可得A=86.42mm。 2.2.5 軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關：四檔（2.22.7）A五檔（2.73.0）A六檔（3.23.5）A當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。本次設計的

43、 5 檔變速器殼體的軸向尺寸取 3.0A，則殼體的軸向尺寸為 243mm。變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。2.2.6 齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；2） 為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；4）從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。 5）對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；6）對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。7）低檔齒輪選用大一些的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)變速器用齒輪模數(shù)范圍大致如下：微型和輕型轎車為 2.252

44、.75；中級轎車為2.753.0；重型貨車為 4.256.0。所選取的模數(shù)大小應符合 JB111-60 規(guī)定的標準值。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 mm （2-5） 3max0.47nemT其中=190Nm，可得出mn=2.67。據(jù) JB111-60 第一系列的標準值選取mn=3maxeT一檔直齒輪的模數(shù)m mm （2-6）31max0.33mT通過計算m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 23.5。本設計取 3。（2）齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓

45、力角、及螺旋角按表 2-1 選取。 項目 車型齒形 壓力角螺旋角轎車高齒并修形的齒形14.5、15、16、16.52545一般貨車GB1356-78 規(guī)定的齒形202030重型車同上低檔、倒檔齒輪 22.5、25小螺旋角表表 2-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。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。在本設計中變速器齒輪壓力角取 20,嚙合套或同步器取 30；斜齒輪螺旋角取 30。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向

46、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=（4.58.0）m，mm斜齒 b=（6.08.5）m，mm嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為 24mm。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，接觸應力降低，以提高傳動

47、的平穩(wěn)性和齒輪壽命。2.3 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。2.3.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔齒輪 9 和 10 選用直齒圓柱齒輪 一檔傳動比 （2-7）92110gIZZiZZ為了確定 Z9和 Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和:Z （2-8） 2AZm其中 A =86.42mm、m =3；故有，圓整為 58。6 .57Z圖圖 2-1 五檔變速器示意圖五檔變速器示意圖轎車中間軸式變速器一擋齒輪齒數(shù)可在 1517 之間選取；貨車可在 1217 之間選取。一擋大齒輪

48、齒數(shù)用 Z =-計算求得。取=17，則可得出=43。9Z10Z10Z9Z上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（2-8）Z875. 4gIi看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后Z的中心距作為以后計算的依據(jù)。這里修正為 58，則根據(jù)式（2-8）反推出A =87mm。Z2.3.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （2-9） 10219gIZZiZZ211.87ZZ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檔齒輪的中心距相等 （2-10）12()2cosnm ZZA由此可得： （2-11） 122 c

49、osnAZZm而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出：（圓整為 60） 。 3 .6021 ZZ則根據(jù)式（2-7）可計算出一檔實際傳動比為： 2.3.3 確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動比： （2-12）7218gZZiZZ而故有：3.07gi =1.653 78ZZ對于斜齒輪， （2-13）2 cosnAZm故有： 圓整為 56 8 .5587 ZZ聯(lián)立與得：233787ZZ、則根據(jù)式（2-12）可計算出二檔實際傳動比為:2.988gIIi按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪齒數(shù)，303065ZZ、實際傳動比為；四檔齒輪實際傳動比為;五檔齒輪齒數(shù)875. 1gIIIi1.35IVi，實際傳動比為。 341551

50、ZZ、1gVi2.3.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取 4.5。gri中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小，取。1312Z而通常情況下，倒檔軸齒輪取 2123，此處取=23。13Z13Z由 （2-14）1311213121grZZZiZZZ可計算出，取整為 325 .3111Z故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A= （2-1512131()2nm ZZ）A= 54mm 而倒檔軸與第二軸的中心: （2-16）11131()2AZZ =82.5mm。A3變速器齒輪的強度計算與材料的選擇3.1 齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三

51、種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，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，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。3.2 齒輪的強度計算與校核3.2.1 齒輪彎曲強度計算（1）

52、直齒輪彎曲應力 （3-1）10tfWF K Kbty式中，-彎曲應力（MPa） ；W-a 檔齒輪 b 的圓周力 （N） ，其中為計算載荷（Nmm） ，d為節(jié)圓直徑。abFgT-應力集中系數(shù)，可近似取 1.65；K-摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 1.1，從動齒輪取 0.9；fKb-齒寬（mm） ；t-端面齒距（mm） ，t=m； m 為模數(shù)（mm）y-齒形系數(shù)，如圖 3-1 所示。圖圖 3-1 齒形系數(shù)圖齒形系數(shù)圖 當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Tema時，一檔、倒檔直齒輪許用彎曲應力在 400850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。對于本例，

53、Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax根據(jù)傳動比換算到一檔的值，已知Temax=1900000Nmm，代入下式： （3-2）2max1geZTTZ得：Tg=352857 Nmm一檔直齒圓柱齒輪齒寬 b=，代入式（3-1）解得：mCKMPa7 .83217. 01620314159. 31 . 165. 13528572222bzymKKTfgw彎曲應力在 400850MPa 之間，可以滿足要求。倒檔軸上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪基本相同，且不承受交變載荷，同樣適用。（2）斜齒輪彎曲應力w （3-3）32cosgwncgTKzm yK K式中， Tg為計算載荷（Nmm）；mn為法面模數(shù)（m

54、m）；z為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角（）；K為應力集中系數(shù)，K=1.5；y為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)3cos/zzn在圖 3-1 中查得；K為重合度影響系數(shù)，K=2。當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Tema時，對轎車常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應力在 180350MPa 范圍，對貨車為 100250MPa。對于本例，常嚙合齒輪計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax，已知Temax=190000Nmm，齒寬為 b=KcMn=20，代入式（4-31）解得：，滿足彎曲應力要求。1/gFTd3.2.2 齒輪接觸應力 （3-4）110.418jzbFEb式中:-齒輪的接觸應力（MPa

55、） ；jF-齒面上的法向力（N） ，；1/(coscos)FF -圓周力在（N） ，；為計算載荷（Nmm）；d 為節(jié)圓直徑（mm）；1F1/gFTdgT-節(jié)點處的壓力角（） ；-齒輪螺旋角（） ；E-齒輪材料的彈性模量（MPa） ，5101 . 2EMPa；b-齒輪接觸的實際寬度；-主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm） ；zb、直齒輪： （3-5）sinzzr 斜齒輪： （3-6）sinbbr2cos/ )sin(zzr （3-7）2cos/ )sin(bbr （3-8）其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbrr、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ma

56、xeT見下表：j表表 3-1 變速器齒輪的許用接觸應力變速器齒輪的許用接觸應力/MPaj齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔130014006507001）對于本例，計算第一軸常嚙合齒輪接觸應力N4448coscoscoscos2coscos1max1zmTdTFFnegb=Kcmn=2mmmm97.11cos2sincossin212zmrnzzmm23.22cos2sincossin222zmrnbb5101 . 2EMPa代入式（3-4）得： MP 采用液體碳氮共滲齒輪滿足設計要求。3 .999j2）計算高檔五檔常嚙合齒輪接觸應力：N403

57、4coscoscoscos2coscos142max1zzmzTdTFFnegmm51.24cos2sincossin242zmrnzzmm69. 9cos2sincossin232zmrnbb5101 . 2EMPa代入式（3-4）得： MP 采用液體碳氮共滲齒輪滿足設計要求。3 .1032j3）計算一檔和倒檔直齒齒輪接觸應力N8488coscos2cos1102max1zmzzTdTFFegmm2 . 82sinsin10mzrzzmm546.212sinsin9mzrbb代入式（3-4）得： 采用滲碳處理齒輪滿足設計要求。MPj16194 變速器軸的強度計算與校核4.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和

58、尺寸 4.1.1 變速器軸的結(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)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 4-1 所示：圖圖 4-1 變速器第一軸變速器第一軸中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 圖圖 4-2 變速器中間軸變速器中間軸4.1.2 變速器軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)

59、構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，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)驗公式初步選定：第二軸和中間軸的中部直徑： mm（圓整為 39mm） （4-1）15.3945. 0Ad第一軸花鍵部分的直徑為：=2326.4mm ；取 d=25mm （4-2）max)6 . 44(eTd式中 -發(fā)動機的最大扭矩，NmmaxeT為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調(diào)關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選取：第一軸和中間軸： d/L=0.160.18；第二軸： d/L=0.180.21。對

60、于本設計，前面算過，5 檔變速器殼體的軸向尺寸取 2.8A，則L=243mm，中間軸支承間的距離略小于變速器殼體的軸向尺寸 L，可近似取 235mm 參與計算。中間軸：d/L=39/2350.17 滿足設計要求第二軸支承間的距離通常由經(jīng)驗公式確定：L支=L殼2b1L支=235221=193（mm）第二軸：d/L=39/1930.20 滿足設計要求4.2 軸的校核（1）軸的剛度驗算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，如下圖所示，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，可對軸進行剛度和強

61、度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個擋位都進行驗算。驗算時將軸看做鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應取 Tgmax軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學有關公式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近、負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如上圖所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為，則可分別用下式計算EILbaFfc3221 （4-3）EILbaFfs3222 （4-4） EILababF3)

62、(1 （4-5）圖圖 4-x 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角式中, -齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ； 1F-齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ；2F E-彈性模量（MPa） ，E =MPa；52.1 10 I-慣性矩（mm4） ，對實心軸，d為軸的直徑（mm） ，花鍵處按平均直徑4/64Id計算； a、b-為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（mm） ；L-支座之間的距離（mm） 。對于本例，由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗算中間軸上常嚙合齒輪處的強度和剛度即可。變速器軸向尺寸 L243mm，取 a=29mm，則 b=L-a=214mm。N304230cos5

63、 . 23920tan857. 11900002cos.tan.2costan2212max21。negmziTdTFN26345 . 23920tan857. 11900002.tan.2tan2212max22。negmziTdTF帶入到式（4-3）（4-4）及（4-5）得：mmc0.0067f mm0.0058sf rad0.0001故軸的全撓度為mm0.2mm,安裝齒輪軸的許用轉(zhuǎn)角為220.008csfff（0.0010.002）rad0.0001rad,符合剛度要求2）軸的強度驗算計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：tFrFaF （4-6）max2etTiFd （4

64、-7）max2tancoserTiFd （4-8）max2taneaTiFd式中 -至計算齒輪的傳動比，此處為；i857. 112ZZ d -計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為 97.5mm； -節(jié)點處的壓力角，為 20； -螺旋角，為 30； -發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為 190000Nmm。maxeT代入上式可得： NFNFNFar417830427238t水平面：（a+b）=b =2679N；AFrFAF水平面內(nèi)所受力矩：Nm69.77103AcaFM垂直面：N （4-8）62.252baaFdFFtaA垂直面所受力矩：Nm。743. 0103AsaFM該軸所受扭矩為：Nm9 .35212ZZTTem

65、zxj故危險截面所受的合成彎矩為：Nmm （4-9）5221061. 3.361mNTMMMjsc則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）: （為軸的直徑為 39mm） （4-10） 3132dM1d 將代入上式可得：=62MPa，在低檔工作時=400MPa，因此有：M ；符合要求。5 變速器同步器的設計5.1 變速器的結(jié)構(gòu)原理在前面已經(jīng)說明，本設計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：圖圖 5-1 鎖環(huán)式同步器鎖環(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（5-1） ，此類同步器的工

66、作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，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 5-2b） ，使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(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，同步器解除鎖止狀態(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 5-2d） ，完成同步換檔。圖圖 5-2 鎖環(huán)同步器工作原理鎖環(huán)同步器工作原理5.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定5.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)