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摘要本次設計的題目是日產(chǎn)銳騏皮卡三軸式變速器設計。變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成，其基本功用是改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作;在發(fā)動機曲軸旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下使汽車能倒退行駛；利用空擋中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。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。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。本設計論述了變速器的總體結構，在設計中完成了各擋齒輪和軸的計算和校核及CAD繪圖等工作。關鍵詞：變速器，鎖環(huán)式同步器，傳動比，中間軸，第二軸，齒輪ABSTRACTThedesignofthesubjectisNissanPick-upthestralssharpnesstriaxialtypetransmissiondesign.Transmissionoftransmissionmechanismandmanipulatethetransmissionmechanism,itsbasicfunctionischanged,expandtherotationdrivetransmissiontorqueandspeedrange,inordertoadapttothechangingconditions,alsomaketheenginedrivinginthefavorableconditionswork,Intheenginecrankshaftdirectioninvariableunderthepremiseofdrivingthecarcanreverse,Useneutralinterruptpowertomaketheenginecanstart,idle,andfacilitatetransmissionshiftorpoweroutput.Usingthetransmissionoftransmissionoarthastwooutstandingadvantages:oneisthedirecttransmissionefficiency,thewearandtearofnoiseandminimum,Thecenterdistanceofsmallgearcasescanstillgetlargergeartransmission.Thetransmissionhasfiveforward(includingaoverdrivefivefiles)andonereverse,andthroughthelockringtypesynchronizertorealizetheshift.Thisdesignisdiscussedintheoverallstructure,designofthegearandfinishthecheckingandcalculatingandaxialCADdrawing,etc.KeywordS：Transmission,Lockingringtypesynchronizer,Gearratio,Countershaft,Secondaxis,Gear目錄摘要……………………...…..…………IAbstract………………………..……II第1章緒論………………..…………11.1汽車變速器概述…………..…..11.2汽車變速器設計的目的和意義………….……11.3汽車變速器國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢………………….……...21.3.1變速器國內(nèi)外的現(xiàn)狀…………….……21.3.2汽車變速器的發(fā)展趨勢……….……31.4手動變速器的特點和設計要求及內(nèi)容……………….……...31.4.1手動變速器的特點……………….……31.4.2手動變速器的設計要求……….………41.4.3設計的主要內(nèi)容………………….…….4第2章變速器傳動機構布置方案確定………………..………62.1設計所依據(jù)的主要技術參數(shù)……………….…62.2變速器傳動機構的結構分析和形式選擇………….………...62.2.1兩軸式變速器的特點分析……….…….72.2.2中間軸式變速器特點分析……………….……………72.2.3倒擋布置方案分析……………….……82.2.4傳動機構布置的其他問題……….……92.3零部件結構方案分析……………………102.3.1齒輪形式……….…...….102.3.2換擋機構形式………………….…...….102.3.3防止自動脫擋的結構………………112.3.4變速器軸承………...…..112.4本設計所采用的傳動機構布置方案………….112.5本章小結……………………….12第3章變速器主要參數(shù)的選擇和齒數(shù)分配…………………..133.1變速器各擋傳動比的確定…………..…..…….133.1.1變速器最低擋傳動比的確定…………..133.1.2變速器其他各擋傳動比的確定……………..……..…..143.2中心距的確定…………..…..…..143.3變速器外形尺寸的初選……………..……..…..153.4變速器齒輪參數(shù)的選擇…………………..…...153.4.1模數(shù)……………………...153.4.2齒形、壓力角及螺旋角………………..163.4.3齒寬……………………..163.4.4齒頂高系數(shù)……………..173.5變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配……………..……173.5.1確定一擋齒輪的齒數(shù)….……………...173.5.2對中心距進行修正……………………..183.5.3確定常嚙合齒輪的齒數(shù)………………..193.5.4確定其他各擋齒輪的齒數(shù)……………..203.6本章小結…………………….….23第4章變速器齒輪的設計計算…………………..244.1變速器齒輪的幾何尺寸計算……………….…..244.2計算變速器各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速………….…….244.3齒輪的強度計算和材料選擇………….……….254.3.1齒輪損壞的原因和形式……………….………………..254.3.2齒輪的材料選擇……………….………..264.3.3齒輪的強度計算………….……………..274.4本章小結…………….………….38第5章變速器軸和軸承的設計計算………...…..395.1初選變速器軸的軸徑和軸長…………….……..395.2軸的結構設計………….….……395.3變速器軸的強度計算…………………..….…...405.3.1齒輪和軸上的受力計算…………………405.3.2軸的強度計算…………...415.3.3軸的剛度計算……………………..……...465.4變速器軸承的選擇和校核……….495.4.1第一軸軸承的選擇和校核……………….495.4.2第二軸軸承的選擇和校核……………….505.4.3中間軸軸承的選擇和校核……………….515.5本章小結………….51第6章同步器和操縱機構的設計選用…………..526.1同步器的設計選用……………….526.1.1鎖環(huán)式同步器 …………526.1.2鎖銷式同步器 …………536.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 ………546.1.4同步器主要參數(shù)的確定…………………..556.2變速器操縱機構的設計選用…………………….576.2.1變速器操縱機構的分類…………………..576.2.2變速器常用操縱機構分析………………..586.3變速器箱體的設計……………….596.4本章小結………….60結論…………………61參考文獻………………….62致謝………………………...63附錄A……………………...64附錄B……………………...66PAGE24 第1章緒論1.1汽車變速器概述變速器用于轉(zhuǎn)變發(fā)動機曲軸的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下，對驅(qū)動車輪牽引力及車速不同要求的需要。用變速器轉(zhuǎn)變發(fā)動機轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速的必要性在于內(nèi)燃機轉(zhuǎn)矩-轉(zhuǎn)速變化特性的特點是具有相對小的對外部載荷改變的適應性[1]。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系分離。變速器按其傳動比的改變方式可分為有級、無級和綜合式的。有級變速器按其前進擋的擋位數(shù)分為三、四、五擋和多擋的；而按其軸中心線的位置又可分為固定軸線式、旋轉(zhuǎn)軸線式和綜合式的。固定軸式變速器又分為兩軸式、三軸式和多軸式的。變速器按其操縱方式又可分為自動式、半自動式、預選式、指令式、直接操縱式和遠距離操縱式[2]。變速器的結構對汽車的動力性、經(jīng)濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側(cè)措施以及其他結構措施，可使操縱可靠，不跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設計、工藝水平的關鍵。隨著汽車技術的發(fā)展，增力式同步器，雙、中間軸變速器，后置常嚙合傳動齒輪、短第二軸的變速器，各種自動、半自動以及電子控制的自動換擋機構等新結構也相繼問世。變速器多采用飛濺潤滑，重型汽車有時強制潤滑第一、二軸軸承等。變速器都裝有單向的通氣閥以防殼內(nèi)空氣熱脹而漏油及潤滑油氧化。殼底放油塞多放置磁鐵以吸附油內(nèi)鐵屑。1.2汽車變速器設計的目的和意義現(xiàn)代汽車上廣泛采用內(nèi)燃機作為動力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍很小，而復雜的使用條件要求汽車的驅(qū)動力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器，用來改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍下工作；在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。變速器設計的目的就是為了滿足上述的要求，使汽車在特定的工況下穩(wěn)定的工作。[9]變速器除了要能滿足一定的使用要求外，還要保證使其和汽車能有很好的匹配性，可以提高汽車的動力性和經(jīng)濟性，保證發(fā)動機在有利的工況范圍內(nèi)工作提高汽車的使用壽命、降低能源消耗、減少汽車的使用噪聲等。這就要求設計人員依據(jù)汽車的技術參數(shù)，合理的選擇變速器的參數(shù)，使所設計的變速器能和整車具有很好的匹配性。1.3汽車變速器國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢1.3.1變速器國內(nèi)外的現(xiàn)狀早期的汽車傳動系，從發(fā)動機到車輪之間的動力傳動形式是很簡單的。1892年法國制造出第一輛帶有變速器的汽車。1921年英國人赫伯特·福魯特采用耐用的摩擦材料進一步完善了變速器的性能?，F(xiàn)代汽車變速器是1894年由法國人路易斯·雷納·本哈特和艾米爾·拉瓦索爾推廣使用的。目前為止，變速器經(jīng)歷了幾個發(fā)展階段，主要為：1、手動變速器手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理。變速器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機構使變速器內(nèi)的不同的齒輪副工作。手動變速器又稱手動齒輪式變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達到變速變矩的目的[3]。手動變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結構簡單、故障率相對較低、價廉物美。2、自動變速器自動變速器是根據(jù)車速和負荷（油門踏板的行程）來進行雙參數(shù)控制，擋位根據(jù)上面的兩個參數(shù)來自動升降。自動變速器與手動變速器的共同點，就是二者都屬于有級式變速器，只不過自動變速器可以根據(jù)車速的快慢來自動實現(xiàn)換擋，可以消除手動變速器“頓挫”的換擋感覺。自動變速器是由液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱機構組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩的目的。3、無級變速器無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別，是它省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動，而只用了兩組帶輪進行變速傳動。無級變速器結構比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化[3]。4、無限變速式機械無級變速器（IVT）無限變速式機械無級變速器與其它自動變速器的差別之一是不使用變矩器。變矩器的作用是通過油液介質(zhì)將發(fā)動機動力傳遞給變速器，它的傳遞效率通常只有80%。IVT由于不使用變矩器，與其它變矩器比較，IVT具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工藝復雜造價高昂的金屬傳送帶、結構簡單、成本低等一系列優(yōu)點，加上傳遞扭矩大，長時間使用也不會過度發(fā)熱，不但使用于轎車，也使用于越野車，是一種新型變速器。1.3.2汽車變速器的發(fā)展趨勢回顧汽車變速器的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分，其技術的發(fā)展，是衡量汽車技術水平的一個重要依據(jù)?，F(xiàn)代汽車變速器的發(fā)展趨勢，是向著可調(diào)自動變速器或無級變速器的方向發(fā)展。自動變速器多擋化雖能擴大自動變速的范圍，但它并非安全迅速。理想的無級變速器是在整個傳動范圍內(nèi)能連續(xù)的、無擋比的切換變速比，是變速器始終按最佳換擋規(guī)律自動變速。無級化是對自動變速器的理想追求?，F(xiàn)代無級變速器傳動效率提高，變速反應快、油耗低。隨著電子技術的發(fā)展，變速器的自動控制進一步完善，在各種使用工況下能實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的最佳匹配，控制更加精確、有效，性能價格比大大提高。無級變速器裝有自動控制裝置，行車中可以根據(jù)車速自動調(diào)整擋位，無需人工操作，省去了換擋及踩踏離合器踏板的操作。其不足之處在于價格昂貴、維修費用很高，而且使用起來比手動擋車費油，尤其是低速行駛或堵車中走走停停時，更會增大油耗[7]。當今世界各大汽車公司對無級變速器的研究都十分活躍。不久的將來，隨著電子控制技術的進一步完善，電子控制式的無級變速器可望得到廣泛的發(fā)展和應用。1.4手動變速器的特點和設計要求及內(nèi)容1.4.1手動變速器的特點手動變速器的擋數(shù)通常在6擋以下，當擋數(shù)超過6擋時，可以在6擋以下的主變速器的基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般采用4-5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車多用5個擋。商用車變速器采用4-5個擋或多擋。載質(zhì)量在2.0-3.5t的貨車采用五擋變速器，載質(zhì)量在4.0-8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野車上[6]。某些汽車的變速器，設置有用在良好的路面上輕載或空車駕駛的場合的超速擋，超速擋的傳動比小于1。采用超速擋，可以提高汽車的燃油經(jīng)濟性。但是如果發(fā)動機功率不高，則超速擋使用頻率很低，節(jié)油效果不顯著，甚至影響汽車的動力性。從傳動機構布置上來說，目前，兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用。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。三軸式變速器的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轉(zhuǎn)矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接擋的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，因為直接擋的利用率要高于其它擋位，因此提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，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，因此在變速器中間軸和第二軸之間的距離（中心距）不大的情況下，一擋仍有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用長嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用長嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一擋也用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。手動變速器的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪比直齒圓柱齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍微復雜且在工作時有軸向力。因此，在變速器中，除低擋及倒擋齒輪外，直齒圓柱齒輪已被斜齒圓柱齒輪所取代。當然，常嚙合齒輪副的增多將導致旋轉(zhuǎn)部分總慣性力矩的增大。1.4.2手動變速器的設計要求(1)、正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動比，使其和發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性；(2)、設置空擋以保證汽車在必要時能將發(fā)動機和傳動系長時間分離，設置倒擋使汽車能倒退行駛；(3)、操縱簡單、方便、迅速、省力；(4)、傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲；(5)、體積小、質(zhì)量輕、承載能力強，工作可靠；(6)、制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；(7)、貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定；(8)、需要時應設置動力輸出裝置。1.4.3設計的主要內(nèi)容本次設計主要是依據(jù)日產(chǎn)銳騏皮卡的有關參數(shù)，通過變速器各部分參數(shù)的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的手動變速器。本文主要完成下面一些主要工作：1、參數(shù)計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數(shù)計算、各擋齒輪齒數(shù)的分配；2、變速器齒輪設計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速；齒輪強度計算及檢驗；3、變速器軸設計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析；4、變速器軸承的選擇及校核；5、同步器的設計選用和參數(shù)選擇；6、變速器操縱機構的設計選用；7、變速器箱體的設計。第2章變速器傳動機構布置方案確定2.1設計所依據(jù)的主要技術參數(shù)本設計是根據(jù)日產(chǎn)銳騏皮卡的技術參數(shù)來設計一種輕型貨汽車變速器，其具體參數(shù)如表2.1。表2.1日產(chǎn)銳騏皮卡的主要技術參數(shù)發(fā)動機最大功率80kw車輪型號215/75R15發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩260Nm最大功率時轉(zhuǎn)速3800r/min最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速1600~1800r/min最高車速140km/h總質(zhì)量2595kg整備質(zhì)量1780kg2.2變速器傳動機構的結構分析和形式選擇 有級變速器與無級的相比，其結構簡單、造價低廉，具有高的傳動效率（η=0.96～0.98），因此在各種類型的汽車上均得到了廣泛的應用。通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進擋；重型載貨汽車和重型越野車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多大6～16個甚至20個。變速器擋位的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟性和平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但擋位數(shù)的增多也使變速器的尺寸及質(zhì)量增大，結構復雜，制造成本提高，操縱也復雜。某些轎車和貨車的變速器，采用僅在良好的路面和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比小于1（約為0.7～0.8）的超速擋，可充分地利用發(fā)動機功率，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的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。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。兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用。2.2.1兩軸式變速器的特點分析與中間軸式變速器相比較，兩軸式變速器結構簡單、緊湊且除最高擋外其他各擋的傳動效率高、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)量減少6%～10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且使傳動系的結構簡單。兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損，這是它的缺點。如圖2.1a～c所示為發(fā)動機前置前輪驅(qū)動轎車的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪傳動。圖2.1c中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖2-1a所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。圖2.1兩軸式變速器傳動方案2.2.2中間軸式變速器特點分析中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機的飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。如圖2.2a～d所示為中間軸式變速器的傳動方案，其中a～b為中間軸式五擋變速器，c～d為中間軸式六擋變速器的傳動方案。中間軸式變速器的共同特點為：變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內(nèi)，且保證兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋，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，可達到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其他擋位，因而提高了變速器的使用壽圖2.2中間軸式變速器傳動方案命；在其他前進擋位工作時，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，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案件中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或接合套換擋，少數(shù)結構的一擋也采用同步器或接合套換擋，各擋同步器或接合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。在除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。以上各方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋形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2.2.3倒擋布置方案分析如圖2.3所示為常見的倒擋布置方案。圖2.3b方案的優(yōu)點是倒擋利用了一擋齒輪，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2.3c方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2.3d方案對2.3c的缺點做了修改。圖2.3e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.3f的方案適用圖2.3倒擋布置方案于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。為了縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.3g所示方案；其缺點是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)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，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一擋與倒擋，都應當布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良情況，然后按照從低擋到高擋的順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸具有足夠大的剛性，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。為防止意外掛入倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。2.2.4傳動機構布置的其他問題常用擋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承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小，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[7]。某些汽車的變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速擋。使用傳動比小于1的超速擋，能夠更充分的利用發(fā)動機的功率，使汽車行駛1Km所需發(fā)動機曲軸的總轉(zhuǎn)數(shù)減少，因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗。但是與直接擋比較，使用超速擋會使傳動效率降低、工作噪聲增加。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)的齒輪對數(shù)、每分鐘轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪和殼體等零件的制造精度等[8]。2.3零部件結構方案分析2.3.1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、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍有復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。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，并導致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。2.3.2換擋機構形式變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。汽車行駛時，因變速器內(nèi)各轉(zhuǎn)動齒輪有不同的角度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅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（如兩腳離合器）才能使換擋時齒輪無沖擊，并克服上述缺點；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋已很少使用。當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，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，所以它們都不會過早損壞；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。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。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用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器比較還有結構簡單、制造容易、能夠減低制造成本及減小變速器長度等優(yōu)點。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，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(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，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。利用同步器換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便發(fā)，要求換入不同擋位的變速桿行程應盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現(xiàn)這一點。2.3.3防止自動脫擋的結構圖2.4防止自動脫擋的結構措施自動脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫擋。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：1、將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖2.4a所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。2、將嚙合齒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，從而阻止自動脫擋，如圖2.4b所示。3、將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2?！?。），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力，如圖2.4c所示。這種方案比較有效，應用較多。將接合齒的齒側(cè)設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。2.3.4變速器軸承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。第二軸后端常采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。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[9]。2.4本設計所采用的傳動機構布置方案在本次設計中采用5+1擋中間軸式變速器。采用如圖2.5所示的傳動機構布置方案。其中齒輪結構形式斜齒圓柱齒輪；換擋機構形式為環(huán)式同步器的方案。圖2.5變速器傳動機構布置方案2.5本章小結本章主要依據(jù)變速器幾種常見的傳動機構布置方案，對兩軸式和中間軸式的變速器的結構特點作了簡要說明，分析了各種方案的優(yōu)缺點，同時介紹了幾種常見的倒擋機構布置方案，并比較了各個方案的優(yōu)缺點。在零部件的選擇部分，對變速器齒輪、換擋機構的形式和變速器防止自動脫擋的結構進行了分析和說明。最后結合本次設計所依據(jù)車輛的主要技術參數(shù)，選擇了本設計的傳動機構布置方案和零、部件的結構形式，作為以后各章節(jié)設計的基礎。第3章變速器主要參數(shù)的選擇和齒數(shù)分配3.1變速器各擋傳動比的確定3.1.1變速器最低擋傳動比的確定在選擇最低擋傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬坡時車速不高，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[10]。故有則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為(3.1)式中：－汽車總質(zhì)量，m=2595Kg；－重力加速度，m/s2；－道路附著系數(shù)，；－驅(qū)動車輪的滾動半徑，=342mm；－發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=260NM－主減速比，=3.684；－汽車傳動系的傳動效率，。將各數(shù)據(jù)代入式(3.1)中得根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件可求得變速器一擋傳動比為(3.2)式中：－汽車滿載靜止與水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，Kg；－道路的附著系數(shù)，計算時取～；其他參數(shù)同式(3.1)。將各數(shù)據(jù)代入式(3.2)得通過以上計算可得到1.973＜＜3.89，在本設計中，取。3.1.2變速器其他各擋傳動比的確定變速器的四擋為直接擋，其傳動比為1.0，中間擋的傳動比理論上按公比(其中n為擋位數(shù))的幾何級數(shù)排列，實際上與理論值略有出入。將各數(shù)代入式中得則變速器其他各擋的傳動比為3.2中心距的確定對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距；對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒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，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。還有，變速器中心取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞[11]。中間軸式變速器的中心距(mm)可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選，經(jīng)驗公式為(3.3)式中：－中心距系數(shù)，乘用車：，商用車：；－發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩(N·m)；－變速器一擋傳動比；－變速器的傳動效率，取96%。將各數(shù)代入式(3.3)中得=87.44~94.32mm故可初選中心距mm。3.3變速器外形尺寸的初選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的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的有變速器的擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。實際初可根據(jù)中心距離的尺寸參照下列關系初選。乘用車變速器殼體的軸向尺寸為。商用車變速器的軸向尺寸為：四擋：五擋；六擋所以本設計變速器的軸向尺寸可初選為mm，取整mm。變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。3.4變速器齒輪參數(shù)的選擇3.4.1模數(shù)齒輪模數(shù)由齒輪的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所確定。選擇模數(shù)時應考慮到當增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量，則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對乘用車很重要，而對商用車則更應重視減小其質(zhì)量。變速器用齒輪模數(shù)的范圍如表3.1。所選模數(shù)應符合國家標準GB/T1357—1987的規(guī)定，在本設計中所有齒輪模數(shù)選擇2.25。同步器的接合齒和嚙合套多采用漸開線齒形。由于工藝上的考慮，同一變速器中的結合齒采用同一模數(shù)。其選取的范圍是：轎車及輕、中型貨車為2～3.5；重型貨車為3.5～5。選取較小模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋。所選模數(shù)應符合國家標準[12]。此處取2.25mm。表3.1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14.0≥14.0模數(shù)/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.003.4.2齒形、壓力角及螺旋角汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表3.2選取。表3.2汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項目車型齒形壓力角α螺旋角β轎車高齒并修形的齒形，，，～一般貨車GB1356-78規(guī)定的標準齒形～重型車GB1356-78規(guī)定的標準齒形低擋、倒擋齒輪，小螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、齒輪的強度和軸向力有影響。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。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(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，應當選用較大的螺旋角。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。壓力角初選3.4.3齒寬齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求。通?？梢愿鶕?jù)齒輪模數(shù)來選擇齒寬b。式中：－齒寬系數(shù)，直齒輪取，斜齒輪??；－法面模數(shù)。3.4.4齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。我國規(guī)定，齒頂高系數(shù)取為1.00。3.5變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選了變速器的擋位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結構方案簡圖后，即可對各擋齒輪的齒數(shù)進行分配。所設計的變速器的傳動簡圖如圖3.1所示。3.5.1確定一擋齒輪的齒數(shù)初選一擋螺旋角已知一擋傳動比，且為了確定，的齒數(shù)，先求齒數(shù)和直齒輪(3.4)斜齒輪(3.5)由于一擋齒輪為斜齒輪，故可用式(3.5)計算。代入數(shù)據(jù)后得=52計算后應取為整數(shù)，然后再進行大、小齒輪齒數(shù)的分配，中間軸上小齒輪的最小齒數(shù)，還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸和齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。為避免根切、增加強度，一擋小齒輪應為變位齒輪。貨車中間軸式變速器一擋傳動比時，中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)可在之間選??；貨車可在12～17之間選用[13]。則可取取一擋小齒輪齒數(shù)1-第一軸常嚙合齒輪；2-中間軸常嚙合齒輪；3-第二軸三擋齒輪；4-中間軸三擋齒輪；5-第二軸二擋齒輪；6-中間軸二擋齒輪；7-第二軸一擋齒輪；8-中間軸一擋齒輪；9-第二軸五擋齒輪；10-中間軸五擋齒輪；11-第二軸倒擋齒輪；12-中間軸倒擋齒輪；13-倒擋中間齒輪圖3.1變速器傳動簡圖3.5.2對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，故中心距變?yōu)閙m對中心距進行取整，取中心距mm。由于調(diào)整后中心距發(fā)生了變化，所以需對一擋齒輪進行變位。中心距變動系數(shù)為嚙合角為查變位系數(shù)線圖得變位系數(shù)之和為而齒輪齒數(shù)比為故可以分配變位系數(shù)得，。根據(jù)所確定的齒數(shù)，一擋齒輪精確的螺旋角的值為3.5.3確定常嚙合齒輪的齒數(shù)由式得因常嚙合齒輪副與1擋齒輪副以及其它各擋齒輪副的中心距相同，故由式(3.5)可得聯(lián)立求解并將、取整數(shù)后得，故齒輪齒數(shù)不需調(diào)整。mm由于調(diào)整后中心距發(fā)生了變化，所以需對常嚙合齒輪進行角度變位。中心距變動系數(shù)為嚙合角為查變位系數(shù)線圖得變位系數(shù)之和為而齒輪齒數(shù)比為故可以分配變位系數(shù)得，。根據(jù)所確定的齒數(shù)，常嚙合齒輪精確的螺旋角的值為3.5.4確定其他各擋齒輪的齒數(shù)1、確定二擋齒輪的齒數(shù)二擋齒輪為斜齒輪，則有聯(lián)立求解，并對齒數(shù)取整后得，由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力中心距為mm由于調(diào)整后中心距發(fā)生了變化，所以需對二擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數(shù)為嚙合角為齒輪總變位系數(shù)為齒輪齒數(shù)比為變位系數(shù)可分配為，。2、確定三擋齒輪的齒數(shù)三擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式求解上述三式，取整得，，。故齒輪齒數(shù)不需調(diào)整。mm由于調(diào)整后中心距發(fā)生了變化，所以需對三擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數(shù)為嚙合角為查變位系數(shù)線圖得變位系數(shù)之和為而齒輪齒數(shù)比為故可以分配變位系數(shù)得，。3、確定五擋齒輪的齒數(shù)五擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式求解上述三式，取整得，，。故齒輪齒數(shù)不需調(diào)整。mm由于調(diào)整后中心距發(fā)生了變化，所以需對五擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數(shù)為嚙合角為查變位系數(shù)線圖得變位系數(shù)之和為而齒輪齒數(shù)比為故可以分配變位系數(shù)得，。4、倒擋齒輪的設計和齒數(shù)確定通常1擋與倒擋齒輪選用同一模數(shù)，故倒擋齒輪的模數(shù)可以取為2.25。取倒擋中間齒輪13的齒數(shù)取。中間軸倒擋齒輪的齒數(shù)取為，倒擋時的傳動比為。第二軸倒擋齒輪的齒數(shù)為41.4，取41。倒擋軸與中間軸的中心距為mm倒擋軸與第二軸的中心距為mm3.6本章小結本章主要任務是對齒輪齒數(shù)進行分配、確定中心距。在確定完傳動方案后，開始進行齒輪各參數(shù)的選擇以及齒輪齒形和齒數(shù)的計算，為后續(xù)設計打下基礎。第4章變速器齒輪的設計計算4.1變速器齒輪的幾何尺寸計算=1261.81MPa1300～1400MPa所以三擋齒輪的接觸強度合7、五擋齒輪的校核（1）彎曲強度的校核五擋齒輪為斜齒輪，由式(4.2)彎曲強度校核的公式為式中:－齒形系數(shù)；由圖4.1得，。將各參數(shù)代入式中得=106.22MPa100～250MPa=151.35MPa100～250MPa所以齒輪的彎曲強度合格。（2）接觸強度的校核由式(4.3)得接觸強度的公式為確定有關的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力代入?yún)?shù)后得=7677.91N=8079.17N主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，=30.04mm=10.78mm將各參數(shù)代入公式后得=1124.77MPa1300～1400MPa=1153.7MPa1300～1400MPa所以五擋齒輪的接觸強度合格。4.4本章小結在齒輪設計計算過程中，需要全面考慮，分清主次要方面，最大限度的平衡各方面關系，設計出正確的齒輪形式，完成了對齒輪的設計計算問題。第5章變速器軸和軸承的設計計算5.1初選變速器軸的軸徑和軸長變速器在工作時承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。設計變速器軸時，其剛度大小應以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調(diào)。變速器第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距按以下公式初選則=40.5～54mm故可取第二軸的最大直徑=40mm，中間軸的最大直徑=50mm。第一軸花鍵部分的直徑可根據(jù)發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩(N·m)按下式初選：則=25.53～29.348mm故可取第一軸花鍵部分的直徑為27mm。變速器的最大直徑和支承間的距離可按下列關系初選：中間軸mm故中間軸可初選為300mm。第二軸mm故第二軸的長度可初選為250mm。初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標準以及軸的剛度和強度驗算結果進行修正。5.2軸的結構設計如圖5.1所示，根據(jù)軸的受力，取第一軸裝軸承處的直徑為40mm，第二軸裝軸承處的直徑為35mm，中間軸裝軸承處的直徑為25mm；mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm。圖5.1齒輪和軸上的受力簡圖5.3變速器軸的強度計算5.3.1齒輪和軸上的受力計算根據(jù)受力簡圖5.1，可計算出變速器的齒輪和軸上的作用力。第一軸NNN中間軸NNNNN第二軸NNN5.3.2軸的強度計算在進行軸的強度和剛度驗算時，欲求三軸式變速器第一軸的支承反力，必須先求出第二軸的支承反力。應當對每個擋位下的軸的剛度和強度都進行驗算，因為擋位不同不僅齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點也有變化。驗算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。1、求第二軸支反力（1）在垂直平面內(nèi)的支反力由得=1312.5N由得=37795N（2）在水平面內(nèi)的支反力由得=－11404.5N=11929.1N2、求第一軸支反力=1313N=11394N3、求中間軸的支反力（1）在水平面內(nèi)的支反力=5087N=8038N（2）在垂直平面內(nèi)的支反力=2445N=5265.3N4、驗算軸的強度作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直平面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的反力后，計算相應的垂向彎矩、水平彎矩。則軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應力為式中:(MPa)；為軸的直徑(mm)，花鍵處取內(nèi)徑；為抗彎截面系數(shù)(mm3)，在低擋工作時，≤400MPa。下面計算各軸在彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下的軸應力。（1）第一軸的軸應力計算在垂直方向的彎矩為=－61383MPa在水平方向的彎矩為=284850MPa則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下=387399MPa故一軸的軸應力為=61.69MPa400MPa所以第一軸的強度合格。（2）第二軸軸應力計算在垂直面內(nèi)的彎矩為=－24250MPa在水平面內(nèi)的彎矩為=－1780812.5MPa則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下=2109816MPa故第二軸的軸應力為=216.58MPa400MPa所以第二軸的強度合格。（3）中間軸的應力計算在垂直方向在水平方向=－25430MPa在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下=493410.34MPa故中間軸上的軸應力為321.82MPa400MPa所以中間軸強度合格。5.3.3軸的剛度計算對齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角，前者改變了齒輪的中心距并破壞了齒輪的正確嚙合；后者使大小齒輪相互歪斜導致沿齒長方向壓力分布不均勻，如圖5.2所示，其中a是在垂直平面內(nèi)的變形，b為軸在水平面內(nèi)的變形。計算時，僅計算齒輪所在位置處的撓度和轉(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圖5.3所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別按下式計算：(5.1)(5.2)(5.3)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)，MPa；－慣性矩(mm4)，對于實心軸，；－軸的直徑(mm)，花鍵處按平均直徑計算；，－齒輪上的作用力到支座、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(nèi)撓度的允許值為mm，mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002rad。圖5.2變速器軸的變形簡圖圖5.3變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角1、第二軸的撓度和角的計算（1）第二軸撓度的計算由式(5.1)得第二軸在垂直平面內(nèi)的撓度為而慣性矩I為mm故在垂直面內(nèi)的撓度為=0.00878mm由式(5.2)得在水平面內(nèi)的撓度為=0.0209mm故軸的合成撓度為=0.023mm0.2mm所以第二軸的撓度符合要求。（2）第二軸轉(zhuǎn)角的校核由式(5.3)得=0.000284rad0.002rad所以第二軸轉(zhuǎn)角符合要求。2、中間軸剛度的校核（1）中間軸撓度的計算和校核由式(5.1)得中間軸在垂直面內(nèi)的撓度為=0.0057mm由式(5.2)得中間軸在水平面內(nèi)的撓度為=0.0116mm故軸的全撓度為=0.0308mm0.2mm所以中間軸的撓度合格。（2）中間軸轉(zhuǎn)角的校核由式(5.3)得中間軸的轉(zhuǎn)角為=0.000425rad0.002rad故中間軸的轉(zhuǎn)角合格。5.4變速器軸承的選擇和校核一般是根據(jù)布置并參考同類車型的相應軸承以后，按國家規(guī)定的響應軸承標準選定，再進行其使用壽命的驗算。對汽車變速器滾動軸承耐久性的評價是以軸承滾動體與滾道表面的接觸疲勞為依據(jù)，承受動載荷是其工作的基本特征。5.4.1第一軸軸承的選擇和校核第一軸裝軸承處的直徑為40mm，按GB/T276-1994的規(guī)定，選擇軸承6308，其基本額定動載荷N，極限轉(zhuǎn)速為9000r/min。滾動軸承的實際的載荷條件常與確定基本額定動載荷時不同。在進行軸承壽命計算時，必須將實際載荷轉(zhuǎn)換為與確定基本額定動載荷時的載荷條件相一致的假想載荷，在其作用下的軸承壽命與其實際載荷作用下的相同，這一假想載荷成為當量動載荷，用P表示，因此，軸承的壽命計算必須想求出當量動載荷。當量動載荷的計算公式為式中：，－徑向、軸向載荷系數(shù)；，。－考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，對汽車來說，取1.2～1.8，在此取=1.4。=9502.64N對汽車軸承壽命的要求是轎車30萬Km，貨車和大客車25萬Km。則軸承的使用預期使用壽命可按汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程S來計算式中的汽車平均車速可取。所以軸承失效前汽車行駛的時間為h而軸承壽命的計算公式為式中：－壽命系數(shù)，對滾子軸承，；－軸承轉(zhuǎn)速。將參數(shù)代入公式后得=4398.6h所以第一軸軸承的使用壽命符合要求。5.4.2第二軸軸承的選擇和校核第二軸裝軸承處的直徑為35mm，由GB/T276-1994得，選擇軸承的型號為6407，其基本額定動載荷N，極限轉(zhuǎn)速為8500r/min。求第二軸軸承的當量動載荷P=21356.56N則第二軸軸承的壽命為=3825.6h所以第二軸軸承的壽命符合要求。5.4.3中間軸軸承的選擇和校核中間軸裝軸承處的直徑為25mm，由GB/T276-1994得，選擇軸承的型號為6405，其基本額定動載荷為N，極限轉(zhuǎn)速為11000r/min。求中間軸軸承的當量動載荷NN而徑向、軸向載荷系數(shù)為故中間軸軸承的當量動載荷為=3506.68N中間軸軸承的壽命為=8815.56h所以中間軸軸承的壽命符合要求。5.5本章小結本章完成的主要任務是對于軸和軸承進行設計計算，達到正確的裝配關系，在滿足裝配關系的條件下還要進行強度的校核，以滿足設計、使用需要。第6章同步器和操縱機構的設計選用6.1同步器的設計選用同步器使變速器換擋輕便、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，故轎車變速器除倒擋、貨車除一擋、倒擋外，其他擋位多裝用。要求其轉(zhuǎn)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擋的缺點，現(xiàn)在已經(jīng)不再使用。得到廣泛使用的是慣性式同步器。慣性式同步器能確保同步嚙合換擋，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現(xiàn)代汽車變速器中得到了最廣泛的應用。它又可分為慣性鎖止式和慣性增力式。用得最廣泛的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖然結構有所區(qū)別，但工作原理無異，都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件[14]。掛擋時，在軸向力作用下摩擦元件相靠，在慣性轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生摩擦力矩，使被結合的兩部分逐漸同步；鎖止元件用于阻止同步前強行掛擋；彈性元件使嚙合套等在空擋時保持中間位置，又不妨礙整個結合和分離過程。6.1.1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6.1鎖環(huán)式同步器如圖6.1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(zhuǎn)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(nèi)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。換擋時，嚙合套帶動滑塊推動鎖環(huán)與被接合齒輪的錐面相靠，轉(zhuǎn)速差產(chǎn)生的摩擦力矩使鎖環(huán)相對于嚙合套及滑塊轉(zhuǎn)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6.2a所示，此時換擋力經(jīng)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(chǎn)生滑磨。選擇適當?shù)膮?shù)，使在換擋力作用下鎖止面上產(chǎn)生的迫使鎖環(huán)回正的脫鎖力矩小于錐面間的摩擦力矩，可阻止同步前掛擋。當錐面間的摩擦力矩克服了被接合部分的慣性力矩后，轉(zhuǎn)速差及摩擦力矩消失，脫擋力矩迫使鎖環(huán)回正，如圖6.2b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，保證無沖擊掛擋。(a)同步器鎖止位置(b)同步器換擋位置1-鎖環(huán)；2-嚙合套；3-嚙合套上接合齒；4-滑塊圖6.2鎖環(huán)式同步器工作原理6.1.2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6.3鎖銷式同步器如圖6.3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，使嚙合套等在空擋時保持中間位置。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(nèi)錐面。其摩擦錐面徑向尺寸大，轉(zhuǎn)矩容量大，廣泛用于中、重型汽車上[15]。6.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定1、接近尺寸同步器換擋第一階段中間，在摩擦錐環(huán)側(cè)面壓在摩擦錐盤側(cè)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(zhuǎn)動距離鎖銷在滑動齒套鎖銷孔中的轉(zhuǎn)動距離影響分度尺寸。鎖銷直徑、鎖銷轉(zhuǎn)動距離與銷孔直徑之間的關系如下=+2鎖銷轉(zhuǎn)動距離與接合齒齒距的關系如下式中：－鎖銷軸向移動后的外半徑（即摩擦錐環(huán)外半徑）；－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＜，則換擋時，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，并在下來的換擋時，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擋，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。一般應取=1.2～2.0mm。在空擋位置，摩擦錐環(huán)錐面的軸向間隙應保持在0.2～0.5mm。6.1.4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擋，特別是在高擋區(qū)換擋次數(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。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。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。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)對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，則換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。2、同步環(huán)主要尺寸的確定（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。實驗還證明：螺紋的齒頂寬對的影響很大，隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存在于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。（2）錐面半錐角。摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是。一般取=6。～8。。=6。時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7。時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。（3）摩擦錐面平均半徑。設計得越大，則摩擦力矩越大。往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后還會影響同步器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，盡可能將取大些。（4）錐面工作長度?？s短錐面長度，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據(jù)下式計算確定式中：－摩擦面的許用壓力，對黃銅與鋼的摩擦副，=1.0