摘要變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼體的結(jié)構(gòu)有關(guān)系。一般通過控制軸的長度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。本文設(shè)計研究了三軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設(shè)計計算，并進行了強度校核，對一些標(biāo)準(zhǔn)件進行了選型。變速器的傳動方案設(shè)計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。關(guān)鍵詞：變速器；傳動比；機械式；齒距；II1緒論錯誤!未定義書簽。TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1.1選題背景及意義1\o"CurrentDocument"1.2汽車參數(shù)的選擇11.3變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求2\o"CurrentDocument"2變速器傳動機構(gòu)布置方案3\o"CurrentDocument"2.1傳動機構(gòu)布置方案分析32.1.1固定軸式變速器32.1.2倒擋布置方案3\o"CurrentDocument"3零部件結(jié)構(gòu)方案分析5\o"CurrentDocument"3.1齒輪形式5\o"CurrentDocument"3.2換擋機構(gòu)形式53.3變速器軸承6\o"CurrentDocument"4變速器設(shè)計和計算8\o"CurrentDocument"4.1擋數(shù)8\o"CurrentDocument"4.2傳動比范圍8\o"CurrentDocument"4.3中心距A8\o"CurrentDocument"4.4外形尺寸9\o"CurrentDocument"4.5軸的直徑9\o"CurrentDocument"4.6齒輪參數(shù)94.6.1模數(shù)的選取94.6.2壓力角生104.6.3螺旋角蘭104.6.4齒寬b114.7各擋齒輪齒數(shù)的分配124.7.1確定一擋齒輪的齒數(shù)124.7.2對中心距進行修正134.7.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)134.7.4確定其他各擋的齒數(shù)134.7.5確定倒擋齒輪齒數(shù)14\o"CurrentDocument"5變速器的校核15\o"CurrentDocument"5.1齒輪的損壞形式15\o"CurrentDocument"5.2齒輪彎曲強度計算155.3輪齒接觸應(yīng)力計算175.4軸的強度計算18\o"CurrentDocument"6同步器的選型22\o"CurrentDocument"6.1鎖銷式同步器226.1.1鎖銷式同步器結(jié)構(gòu)226.1.2鎖銷式同步器工作原理226.2鎖環(huán)式同步器236.2.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)236.2.2鎖環(huán)式同步器工作原理246.2.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定24結(jié)論27參考文獻錯誤!未定義書簽。\o"CurrentDocument"致謝28轎車機械式變速器設(shè)計1.1選題背景及意義現(xiàn)代汽車的動力裝置，幾乎都采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機。它具有相當(dāng)多的優(yōu)點，如體積小，質(zhì)量輕，工作可靠，使用方便等。但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。如在坡道上行駛時，所需的牽引力往往是發(fā)動機所能提供的牽引力的數(shù)倍。而且一般發(fā)動機如果直接與車輪相連，其輸出轉(zhuǎn)速換算到對應(yīng)的汽車車速上，將達到現(xiàn)代汽車極限速度的數(shù)倍。上述發(fā)動機牽引力、轉(zhuǎn)速與汽車牽引力、車速要求之間的矛盾[1],單靠現(xiàn)代汽車內(nèi)燃機本身是無法解決的。因此就出現(xiàn)了車用變速箱和主減速器。它們的共同努力使驅(qū)動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動機轉(zhuǎn)速的幾分之一。另外，現(xiàn)代汽車的使用條件極為復(fù)雜，在不同場合下有不同的要求。往往要受到如載運量、道路坡度、路面好壞及交通是否通暢等條件的影響。這就要求汽車的牽引力和車速能在較大范圍內(nèi)變化，以適應(yīng)使用的要求。在條件良好的平直路面上要能以高速行駛，而在路面不平和有較大坡度時能提供較大的扭矩。變速箱的多擋位選擇就能滿足這些需求。此外，發(fā)動機在不同工況下，燃油的消耗量也是不一樣的。駕駛員可以根據(jù)具體情況，選擇變速箱的某一擋位，來減少燃油的消耗。在某些情況下，汽車還需要能倒向行駛。發(fā)動機本身是不可能倒轉(zhuǎn)的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。變速箱是由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。根據(jù)前進擋數(shù)的不同，變速箱有三、四、五和多擋幾種。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速箱。在此次設(shè)計中對變速器作了總體設(shè)計，對變速器的傳動方案進行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細的設(shè)計計算，對同步器和一些標(biāo)準(zhǔn)件做了選型設(shè)計。1.2汽車參數(shù)的選擇根據(jù)變速器設(shè)計所選擇的汽車基本參數(shù)如下表1-1所示表1-1設(shè)計基本參數(shù)表T項目參數(shù)值發(fā)動機：2.5LV6擋數(shù)：5最大功率（kW/n）:1526最大扭矩（N?m/n）：245/35001.3變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求對變速器如下基本要求：1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。4）設(shè)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。7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求⑵。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。2變速器傳動機構(gòu)布置方案2.1傳動機構(gòu)布置方案分析2.1.1固定軸式變速器固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，布置方便，中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因兩軸式變速器不能設(shè)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⑶。此外，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計得很大。所以我選擇的是中間軸式的變速器。凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。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。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)，布置倒擋傳動齒輪和換擋機構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。綜上所述選擇第2種傳動方案，前進擋，均用常嚙合齒輪傳動。2.1.2倒擋布置方案與前進擋位比較，倒擋使用率不高，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囹。前者雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。圖2-1為常見的倒擋布置方案。圖2-1b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2-1c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2-1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e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2-1f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2-2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(fù)雜一些。綜上所述選擇第四種倒擋布置方案。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(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，然后再布置倒擋。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，與此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。b)圖2-2倒擋軸位置與受力分析3零部件結(jié)構(gòu)方案分析3.1齒輪形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(fù)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(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大［5］。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。我的設(shè)計中一擋和倒擋用的是直齒輪，其他擋都是斜齒輪。3.2換擋機構(gòu)形式變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種形式。汽車行駛時各擋齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)（如兩腳離合器），時齒輪換擋時無沖擊，才能克服上述缺點。但是該瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡單，但除一擋，倒擋外已很少使用。由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可用移動嚙合套換擋。這時，因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多。而輪齒又不參與換擋，它們都不會過早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性矩增大。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應(yīng)用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構(gòu)連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且還能降低制造成本及減小變速器長度。自動脫擋是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的方案有以下幾種：1）將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖3-1。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約1?3mm。使用中接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來阻止接合齒自動脫擋。2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3?0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋，見圖3-2。3）將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°?3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力，見圖3-3。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。

圖3-1防止自動脫擋的機構(gòu)措施圖3-2防止自動脫擋的機構(gòu)措施圖3-3防止自動脫擋的機構(gòu)措施3.3變速器軸承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。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以軸向力和徑向力。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(dāng)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［7］。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負(fù)荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。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。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6?20mm，下限適用于輕型車和轎車。滾針軸承，滑動軸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。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點㈤。滑動軸套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易，成本低。在本次設(shè)計中主要選用了圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承和滾針軸承。4變速器設(shè)計和計算4.1擋數(shù)增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機構(gòu)復(fù)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(dāng)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(zhì)量在2?3.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質(zhì)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［9］。選用的是5擋變速器。4.2傳動比范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(zhuǎn)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(guān)。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3.6/14.3中心距A對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質(zhì)量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，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。A=匕3.T（4-1）=9x3245x3.6x0.96=85mm

式中，A為中心距（mm）；KA為中心距系數(shù)，轎車：KA=8.9?9.3；［啞為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N-m）；i1為變速器一擋傳動比；門g為變速器傳動效率0.96。轎車變速器的中心距在65?80mm變化范圍。原則上總質(zhì)量小的汽車中心距小。4.4外形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?3.4）A。當(dāng)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)K應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。設(shè)計的是五擋變速器，初定軸向殼體尺寸為300mm。4.5軸的直徑變速器工作時軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。軸的剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產(chǎn)生影響，增加工作噪聲［10。中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑D=0.45A，軸的最大直徑D和支撐間距離L的比值，對中間軸，D/L=0.16?0.18；對第二軸，D/L=0.18?0.21。第一軸花健部分直徑D（mm）可按下式初選=4.2x3245=26mm式中K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0?4.6，『睥為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N-m）第二軸和中間軸中部直徑D=0.45A=0.45x85=36mm4.6齒輪參數(shù)4.6.1模數(shù)的選取遵循的一般原則：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??；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。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量m在1.8?14.0的貨車為2.0?3.5mm。a選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。初選齒輪模數(shù)m=3.0mm齒輪法向模數(shù)m=3.0mm4.6.2壓力角a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［11］。變速器齒輪壓力角為20。嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°。4.6.3螺旋角P斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低"I。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高。不過當(dāng)螺旋角大于30。時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(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度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。(4-3)(4-4)(4-5)根據(jù)圖4-1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件F=Ftanp(4-3)(4-4)(4-5)F=FtanpTOC\o"1-5"\h\z由于T=Fr=Fr，為使兩軸向力平衡，必須滿足n11n22\o"CurrentDocument"tanPr\o"CurrentDocument"tanPr式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；％，r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。圖4-1圖4-1中間軸軸向力的平衡斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用:轎車中間軸式變速器為22。?34°初選的螺旋角P=28。4.6.4齒寬b應(yīng)注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響?？紤]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。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導(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=Kcm，K直齒：b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)取為4.5?8.0取KC=5斜齒：b=KCm,Kc取6.0?8.5取Kc=7第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，K可取大些，使接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，C直齒b=Km=5x3=15mm斜齒b=Km=7x3=21mm4.7各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后［13,可更據(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)，如圖4-2圖4-2五擋變速器傳動方案4.7.1確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比TOC\o"1-5"\h\zi=Z2XZi0（4-6）1七XZ9如果Z，Z齒數(shù)確定了，則Z與Z的傳動比可求出，為了求Z，Z的齒數(shù)，先求91021910其齒數(shù)和Zh直齒Z.=2A/m（4-7）斜齒z=2Acosp/m（4-8）因為一擋用的是直齒輪，所以zh=2A/m=2x85/3=57計算后取整，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使z/z的傳動比大些，在i已定的情況下，z/z的傳動比可分配小些，使第910121一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸經(jīng)尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定

時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。轎車中間軸式變速器一擋傳動比匕=3.5?3.8時，中間軸上一擋齒輪數(shù)可在15?17間取，貨車在2~17間取。因為匕=3.6取中間軸上一擋齒輪Z]0=15輸出軸上一擋齒輪z9=z「%=57-15=424.7.2對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和七后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)七和齒輪變位系數(shù)新計算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)[13。故修正后中心距A取85mm4.7.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)（4-9）（4-10）求出傳動比L=匕0TOC\o"1-5"\h\zz】z9\o"CurrentDocument"z“15—=3.6—z142而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即A=m(z+z)/2cosp85=3(z2+z1)/2cos28。（4-9）（4-10）\o"CurrentDocument"求得五擋齒輪齒數(shù)為z1=22z2=28各擋傳動比分別為七=4i3=4;3.63=2.6i=4i2=寸'3.62=1.9i=4i=J3.6=1.4i5=14.7.4確定其他各擋的齒數(shù)二擋齒輪是斜齒輪烏=i孔=2.6x22z82z228A=氣("ZP=如X(J'8)=852cosp2cos28°

求得二擋齒輪齒數(shù)為％=34z8-17三擋齒輪齒數(shù)4m(z+z)3.0x(z+z)

A——n——5—5—852cosP2cos28。求得z求得z5-31z6=21四擋齒輪齒數(shù)z—4z3z22-七-i-四擋齒輪齒數(shù)z—4z3z24m(z+z)3.0x(z+z)

A——n_3-3-852cosP2cos28。求得z3-264.7.5確定倒擋齒輪齒數(shù)取中間軸上的倒擋齒輪z12和中間軸上一擋齒輪齒數(shù)相同，即z12=z10=15有中心距A-m(z11+z12)求得z=40211倒擋齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相同，倒擋齒輪z13的齒數(shù)，一般在21-22之間，初選z后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距A，13取z=21A'=m(z12+z13)=3x(15+21)=54mm1322為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪14和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪14的齒頂圓直徑應(yīng)為D4-2A'-D12-1=2x54-51-1=56mm所以求出z14=16

5變速器的校核5.1齒輪的損壞形式5變速器的校核齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞。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，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)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(dǎo)致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。5.2齒輪彎曲強度計算1）直齒輪彎曲應(yīng)力（5-1）FL^wbty式中，a為彎曲應(yīng)力；F］為圓周力，應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取K^=1.65；L為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的F1=2T/d；T為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；K^為摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪Kf=1.1，從動齒輪Kf=0.9；b為齒寬；t為端面齒距，t=兀m，（5-1）式中，a為彎曲應(yīng)力；F］為圓周力，應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取K^=1.65；L為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的因為齒輪節(jié)圓直徑d=mz，z為齒數(shù)，帶入式（5-1）得a=2TgKaKf（5-2）w兀m3zKyc一擋從動齒輪a=UK=2x245x103xL65x爵=333MPV400MPw兀m3zKy3.14x33x42x5x0.15aac一擋主動齒輪a=2JK。Kf=2x245x103xL65xU=762.9MPV850MPw兀m3zKy3.14x33x15x5x0.15aac倒擋直齒輪作用彎曲應(yīng)力在400?850N/mm故直齒輪彎曲應(yīng)力均符合要求2）斜齒輪彎曲應(yīng)力FKbbwbtyK(5-3)式中，F(xiàn)為圓周力，F(xiàn)KbbwbtyK(5-3)式中，F(xiàn)為圓周力，F(xiàn)=2T/d；T為計算載荷；d為節(jié)圓直徑，d=11ggmzcospm為法向模數(shù)；z為齒數(shù)；p為斜齒輪螺旋角；K。為應(yīng)力集中系數(shù)，K。=1.50；b為齒面寬；t為法向齒距，t=my為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)z.zCOS3&在圖5-1中查得；K&為重合度影響系數(shù)，Ke=2.0。將上述有關(guān)參數(shù)代入式（5-3），整理后得斜齒輪彎曲應(yīng)力為(5-4)2TcosPK

b=―g(5-4)wnzm3yKKenc五擋齒輪彎曲應(yīng)力b=2TgcospKc=2x245X103Xcos28。XL5=1657mpj180MP

w兀zm3yKKe3.14x22x33x0.15x7x2.0aanc當(dāng)計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩［max時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180?350MP。范圍。符合要求。0.210.20D.IS0.171),100.150.14013D.1'20LI0.1(1u.oy0-jo~對圖混（假定載荷作用在齒頂a0.210.20D.IS0.171),100.150.14013D.1'20LI0.1(1u.oy0-jo~對圖混（假定載荷作用在齒頂a=20。，f。=1）輪齒接觸應(yīng)力(5-5)*FE1F°W(房+RF式中，aj為輪齒的接觸應(yīng)力；F為齒面上的法向力，F(xiàn)=cos以Cos°；F為圓周力，F(xiàn)]=2T/d；T為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；a為節(jié)點處壓力角，°為齒輪螺旋角；E為齒輪材料的彈性模量；b為齒輪接觸的實際寬度；P,、P，為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，直齒輪P=rsina、p=rsina，斜齒輪p=。，p=3‘也？；r、z.z,bbZC0S2°bC0S2°zr^為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。(5-5)一擋齒輪接觸應(yīng)力°j=0.418FE11b(pzpb245x103x2.1x105,--°j=0.418FE11b(pzpb3x42x3x(cos28。cos20。)3x15xsin203x42xsin20。=1955.3MPa五擋齒輪接觸應(yīng)力fe__1r~°j=°.418￥疽亍245x103x2.1x105,22x3xsin20。""28x3xsin20。、=0.418x,x(+)\22x3x3(cos28。cos20。)2xcos28。2xcos28。=1341.8MPa校核都在范圍之內(nèi)，符合要求將作用在變速器第一軸上的載荷TemaX2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力a見表5-1。j表5-1變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪-J/"a滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900--2000950--1000常嚙合齒輪和高擋1300--1400650--700變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎取疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應(yīng)考慮。值得指出的是，對齒輪進行強力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。齒輪在熱處理之后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形；磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)、效率提高；在同樣負(fù)荷的條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58?63HRC，芯部硬度為33?48HRC。5.4軸的強度計算變速器工作時，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)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足的軸會產(chǎn)生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能實現(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，如圖5-2所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。

4變形簡圖水平器FTS在垂直面圖5-2變初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。/欲求中間軸式變速器第一軸的“位不同，僅圓周力、徑向力和軸向力不支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。同，而且力到支點的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)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(yīng)取4變形簡圖水平器FTS在垂直面圖5-2變初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。/欲求中間軸式變速器第一軸的“位不同，僅圓周力、徑向力和軸向力不支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。同，而且力到支點的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)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(yīng)取T。?Lf軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》有關(guān)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(fù)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圖5-3所示時，可分別用下式計算圖5-3圖5-3變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角Fxa2xb2

f—i3EIL2x245x103xtan20。3x42xcos28。x2162x6123.14x4443x2.1x105xx27764=0.08mm3EIL(5-7)2x245x103x2162x6123^2=0.13mm3.14x4443x2.1x105x27764&%xaxb(b-a)—3EIL(5-8)2x245x103xtan20。x216x61x(216-61)一3x42xcos28。=0.0008rad3.14x4443x2.1x105xx27764在（5-8）式中，F(xiàn)1為齒輪齒寬中間平面上的圓周力；F2為齒輪齒寬中間平面上的徑向力；E為彈性模量，E=2.1X105MP；I為慣性矩，對于實心軸：I二湖4/64；d為軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算；a、b為齒輪上作用力距支座A、B的距離；L為支座間距離。軸的全撓度f為f=Vf2+f2=<0.082+0.132=0.15mm<0.2mm。軸在垂直面和水平面撓度的允許值為f=0.05?0.10mm，f=0.10?0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。校核都在范圍內(nèi)，符合要求。與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承直接裝在軸上，這就能夠增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。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。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力F和F之后，計算相應(yīng)的彎矩Mc、Ms。軸在轉(zhuǎn)矩T和彎矩同時作用下，其應(yīng)力為nM32Mb=-Wnd332x158333.1=443一=18.94MP<400MP式中，M=\M2+M2+T2；d為軸的直徑，花鍵處取內(nèi)徑；W為抗彎截面系數(shù)。在低擋工作時，M400MPa6同步器的選型同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。慣性式同步器中有鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、和多錐式幾種。6.1鎖銷式同步器6.1.1鎖銷式同步器結(jié)構(gòu)圖6-1所示鎖銷式同步器的摩擦元件是同步環(huán)2和齒輪3上的凸肩部分，分別在它們的內(nèi)圈和外圈設(shè)計有相互接觸的錐形摩擦面。鎖止元件位于滑動齒套1的圓盤部分孔中做出的錐形肩角和裝在上述孔中、在中部位置處有相同角度的斜面鎖銷4。鎖銷與同步環(huán)2剛性連接。彈性元件是位于滑動齒套1圓盤部分徑向孔中的彈簧7。在空擋位置，鋼球5在彈簧壓力作用下處在銷6的凹槽中，使之保持滑動齒套與同步環(huán)之間沒有相對移動。鎖止化置圖6-1鎖銷式同步器結(jié)構(gòu)方案1-滑動齒套2-同步環(huán)3-齒輪4-鎖銷5-鋼球6-銷7-彈簧在慣性式同步器中，彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件，它用來使有關(guān)部分保持在中立位置的同時，又不妨礙鎖止、解除鎖止和完成換擋的進行。6.1.2鎖銷式同步器工作原理同步器換擋過程由三個階段組成。第一階段，同步器離開中間位置，作軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，

如圖6-1所示，由于齒輪3的角速度o3和滑動齒套1的角速度氣不同，在摩擦力矩作用下瑣銷4相對滑動齒套1轉(zhuǎn)動一個不大的角度，并占據(jù)圖上所示的鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。第二階段，來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于氣和氣不等，在上述表面產(chǎn)生摩擦力。滑動齒套1和齒輪3分別與整車和變速器輸入軸轉(zhuǎn)動零件相連。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉(zhuǎn)速逐漸接近，其角速度差A(yù)o=|o1-%|減小了。在暴=0瞬間同步過程結(jié)束。第三階段，Ao=0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止?fàn)顟B(tài)，此時滑動齒套和鎖削上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據(jù)了換擋位置。鎖銷式同步器的優(yōu)點是零件數(shù)量少，摩擦錐面平均半徑較大，使轉(zhuǎn)矩容量增加。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。6.2鎖環(huán)式同步器6.2.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)如圖6-2所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是做在鎖環(huán)1或4上的齒輪和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑塊壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑塊寬一個接合齒。8765圖6-2鎖環(huán)式同步器1、4—鎖環(huán)2—滑塊3—彈簧圈5、8—齒輪6—嚙合套座7—嚙合套6.2.2鎖環(huán)式同步器工作原理換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合、齒輪上的錐面接觸為止［14］之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度Ao，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，并由滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖6-3a）,使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止?fàn)顟B(tài)，換擋的第一階段工作至此已完成。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)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成了換擋過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，嚙合套上的接合齒在換擋力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖6-3b）完成同步換擋。鎖環(huán)式同步器有工作可靠，零件耐用等優(yōu)點，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。a)成圖6-3鎖環(huán)式同步器工作原理

a）同步器鎖止位置b）同步器換擋位置

1一鎖環(huán)2一嚙合套3一嚙合套上的接合齒4一滑塊6.2.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定（1）接近尺寸b同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b（圖6-4），稱為接近尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，取b=0.2?0.3mm。

圖6-4接近尺寸和分度尺寸1一嚙合套接合齒2一滑塊3一鎖環(huán)4一齒輪接合齒分度尺寸a滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距a(圖6-4)，稱為分度尺寸。尺寸a應(yīng)等于1/4接合齒齒距。尺寸a和b是保證同步器處于正確鎖止位置的重要尺寸，應(yīng)予以控制。滑塊轉(zhuǎn)動距離c(圖6-5)滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動距離c影響分度尺寸a。滑塊寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關(guān)系如下E=d+2c(6-1)滑塊轉(zhuǎn)動距離c與接合齒齒距t