輕型客車6檔手動變速器設(shè)計(jì)目錄TOC\o"1-3"\h\u27558第1章機(jī)械式手動變速器的論述 1214221.1變速器的功用 164601.2變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 1218411.2.1變速器傳動機(jī)構(gòu)的型式選擇 1106921.2.2布置方案 2177961.3零、部件結(jié)構(gòu)的方案分析 3198231.3.1齒輪型式 3288911.3.2換擋結(jié)構(gòu)形式 3120291.3.3防止脫檔裝置方案 411668第2章變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì) 5123632.1變速器主要參數(shù)的選擇 5287662.1.1輪胎半徑的選取 5195652.1.2主減速比的確定 5175642.1.3速比的確定 6213552.1.4中心距 7111632.2外形尺寸 854062.3齒輪參數(shù) 8170392.3.1模數(shù) 8316802.3.2初選壓力角 9197922.3.3初選螺旋角 9235932.3.4確定各檔的齒寬b 9297442.3.5確定一檔齒輪齒數(shù) 10125012.3.6確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 11136712.3.7確定其他各檔齒數(shù) 11240942.3.8確定倒擋齒輪 12201922.4齒輪變位系數(shù) 13208232.4.1一擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正 13193102.4.2二擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正 1465662.4.3三擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正 15303882.4.4四擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正 15206922.4.5五擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正 16218312.4.6倒擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正 167015第3章變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 18273393.1材料的選擇 187073.2齒輪的損壞形式 1897613.3齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 18166803.3.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 18194233.3.2齒輪接觸應(yīng)力的強(qiáng)度計(jì)算 225829第4章軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 27147594.1初選軸的直徑 27143904.2軸的剛度驗(yàn)算 28289534.3軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 3410794第5章同步器的設(shè)計(jì) 3939585.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu) 39151105.2同步器主要尺寸的確定 40161705.2.1接近尺寸b 4047915.2.2分度尺寸a 40232535.2.3滑塊端系ｇ 4021019第6章變速器操縱機(jī)構(gòu) 4130103結(jié)論 4223200參考文獻(xiàn) 44第1章機(jī)械式手動變速器的論述1.1變速器的功用變速器目的是用于改變從發(fā)動機(jī)傳遞到驅(qū)動輪的速度和扭矩。目的是實(shí)現(xiàn)不同操作條件的變化，例如直接啟動，轉(zhuǎn)彎，爬升和加速。該車可以同時實(shí)現(xiàn)不同的速度和牽引力。讓發(fā)動機(jī)在最佳工作范圍控制區(qū)域內(nèi)運(yùn)行。變速箱設(shè)置倒車檔，可以使汽車倒車行駛。1.2變速器結(jié)構(gòu)方案的確定1.2.1變速器傳動機(jī)構(gòu)的型式選擇機(jī)械傳動具有傳動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，運(yùn)行可靠，生產(chǎn)成本低的優(yōu)點(diǎn)，因此廣泛用于各種車輛。在設(shè)計(jì)時，請根據(jù)齒輪箱的齒輪箱參數(shù)選擇齒輪數(shù)，中心距，傳動比，齒輪彎曲強(qiáng)度等，都會直接影響到車輛的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。近年來，為了減少燃料消耗，變速箱逐漸增加了齒輪的數(shù)量。重量為2.0-3.5噸的卡車通常使用五速變速箱，重量為4.0-8.0噸的卡車通常為托運(yùn)貨物，商用車使用四到五個車檔或更多車檔，重型卡車和越野車使用六到十六檔位的變速箱。本設(shè)計(jì)采用中間軸式手動變速器，傳動軸主要用于發(fā)動機(jī)前置后驅(qū)的車輛，或發(fā)動機(jī)后置后驅(qū)的乘用車。變速箱第一軸的前部通過軸承支撐發(fā)動機(jī)飛輪。第一軸上的花鍵用于安裝從動盤，第二軸的末端通過花鍵連接到萬向節(jié)。六速變速箱的獨(dú)特之處在于，變速箱第一軸的后端與驅(qū)動齒輪結(jié)合在一起。支撐在第一軸的末端。此外，兩個軸保持在同一直線上，并且在將聯(lián)軸器套筒連接在一起后，即可立即獲得直齒輪。直齒輪變速箱中的軸承和齒輪不能過載。目前，齒輪的傳動效率已達(dá)到最高水平，可以達(dá)到90％以上，而且噪音低，油耗低，軸承和齒輪的磨損也得到降低。變速箱的直齒輪效率高于其他齒輪，因此可以提高變速箱的使用壽命。當(dāng)齒輪檔工作時，變速箱動力通過第一軸，第二軸和中間軸傳遞，因此當(dāng)變速箱的中間軸和第二軸之間的中心距離不是很遠(yuǎn)時。齒輪仍具有較大的齒輪比。除了直齒輪運(yùn)行時，其他齒輪運(yùn)行時，傳動軸的傳動效率會略有降低。本設(shè)計(jì)采用圖1.1（b）的布置方案。圖1.1中間軸式六檔手動變速器傳動方案1.2.2布置方案如圖1.2展示了較為常用的倒檔總圖。其中圖1.2b布置方案的優(yōu)點(diǎn)是:換擋時可以利用中間軸上的一檔齒輪，故可以減小中間軸長度，圖1.2c方案可以實(shí)現(xiàn)比較大的傳動比，但也有其缺點(diǎn)，圖1.2f方案可以適用于全部齒輪均為常嚙合齒輪，換擋簡單輕便。根據(jù)本設(shè)計(jì)要求，采用1.2f的布置方案較為合適，故采用1.2f的倒擋布置方案。變速箱的第一檔或倒檔傳動比很大，在運(yùn)行過程中，變速箱的功率也很大，并引起齒輪軸更大的偏轉(zhuǎn)和旋轉(zhuǎn)，從而降低了齒輪的工作條件，最后表明齒輪它的磨損更快，并且在兩軸齒輪或上軸齒輪中表現(xiàn)都更好。第一齒輪和倒檔齒輪應(yīng)更靠近軸支撐對齊，以替換上述不利條件，然后按順序排列齒輪。從低檔到高檔雖然軸足夠堅(jiān)固但是組裝起來很容易。圖1.2手動變速器倒檔傳動方案1.3零部件結(jié)構(gòu)的方案分析1.3.1齒輪型式相比與直齒圓柱齒輪，斜齒圓柱齒輪擁有相當(dāng)好的優(yōu)勢，其中包括運(yùn)行時噪音小，使用壽命長，齒輪強(qiáng)度比直齒輪好。但也存在有缺點(diǎn)，就是在汽車行駛過程中產(chǎn)生軸向力，并且生產(chǎn)設(shè)計(jì)相對復(fù)雜。所以，直齒輪僅適用于低檔和倒檔。根據(jù)本設(shè)計(jì)要求，確定一檔和倒擋使用直齒輪。三檔、四擋、五檔、六檔位使用斜齒輪的方案。1.3.2換擋結(jié)構(gòu)形式換擋機(jī)構(gòu)存在以下幾種形式：同步器，嚙合套和直齒滑動齒輪。直齒滑動齒輪的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單緊湊。但是由于各檔齒輪都存在不同的角速度，對產(chǎn)生齒輪沖擊，在換檔過程中會嚴(yán)重影響齒頂表面，導(dǎo)致早期的齒輪損壞，使齒輪容易掉落并發(fā)出聲音。除了一檔和倒檔，很少使用。使用變速同步器可以確保在變速過程中迅速、沒有沖擊力、無噪音干擾，從而可以充分利用變速動力?？梢蕴岣咂嚨募铀俣?，車輛的經(jīng)濟(jì)性和行駛的安全性。但是，缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度高，如今，同步器已廣泛用于各種變速器。所以，本設(shè)計(jì)采用同步器的換擋結(jié)構(gòu)形式。其結(jié)構(gòu)形式可見下圖1.3圖1.3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-止動球；8-卡環(huán)；9—輸出軸；10、11-齒輪1.3.3防止脫檔裝置方案變速器中最重要的故障之一就是自動脫檔。由于結(jié)合齒的磨損，變速箱軸的硬度不足和振動，這將導(dǎo)致自動換檔。為了解決這個問題，必須在結(jié)構(gòu)中實(shí)現(xiàn)以下方案：更換結(jié)合齒的相應(yīng)位置，使結(jié)合齒的端部在接觸時超出齒約1-3毫米，在離合器齒的末端形成凸肩，以防止離合器結(jié)合齒自動脫離齒輪。將各結(jié)合齒的工作表面加工成斜面，以形成倒錐角。（通常為2°?3°），以使參與的結(jié)合齒表面產(chǎn)生軸向力，從而阻止自動脫檔。目前是最為有效的防止脫檔方案，應(yīng)用較為廣泛。因此，本設(shè)計(jì)采用這種防止自動脫檔裝置。第2章變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)2.1變速器主要參數(shù)的選擇2.1.1輪胎半徑的選取本設(shè)計(jì)采用輪胎型號為205/55R17；其中：205：橫截面寬度為205mm，55：高寬比為55%，R：子午線輪胎結(jié)構(gòu)；17：輪輞直徑17英寸，一英尺等于25.4mm；輪胎滾動半徑的計(jì)算公式為：2.1.2主減速比的確定根據(jù)主減速器傳動比的公式：（2-1）式中：——最高車速，；——功率最高時所對應(yīng)的轉(zhuǎn)速，；——六檔傳動比；——驅(qū)動輪滾動半徑；——主減速器傳動比；可以得出：（2-2）帶入相關(guān)數(shù)據(jù)：=6000r/min;=0.33m;=130Km/h，=1；2.1.3速比的確定確定一檔速比，為了使汽車在行駛過程中具有最大的傾斜能力，必須將驅(qū)動輪粘附在路面上。根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書要求的最大爬坡度，最大驅(qū)動力應(yīng)克服在最大坡度上行駛時胎面與路面之間的爬坡阻力和滾動阻力。由于爬坡時汽車的速度較低，因此可以忽略空氣阻力。（2-3）式中：——最大驅(qū)動力，N；——滾動阻力，N；——坡度阻力，N；或：（2-4）可以得出：（2-5）式中：——發(fā)動機(jī)最大扭矩，；——一檔傳動比；——主減速器傳動比；——汽車發(fā)動機(jī)總效率；——汽車總重力；——道路最大阻力系數(shù)；——驅(qū)動輪的滾動半徑；——道路最大爬坡角度16.7°；根據(jù)已知條件：道路最大阻力系數(shù)為，汽車總重力23500N；；根據(jù)公式（2-5），可得根據(jù)驅(qū)動輪與地面的附著條件：（2-6）帶入數(shù)據(jù)，求得，綜上所述，一檔傳動比取值范圍為，取=6.7一些檔位較多的貨車變速器，可以按照等比級數(shù)分配。所以認(rèn)為，一般汽車各檔傳動比大致可按照以下關(guān)系表示：（2-7）其中，q為常數(shù)，為各檔之間的公比，所以，各檔傳動比可按此求。（2-8）經(jīng)計(jì)算，得，據(jù)此可計(jì)算各檔傳動比，見下表2.1表2.1各檔傳動比一檔二擋三擋四擋五檔六檔6.74.53.12.11.412.1.4中心距對于傳動軸傳動，上軸與第二軸之間的距離稱為傳動中心距離A；它是一個基本參數(shù)，其大小會影響變速器的體積和質(zhì)量。中心距離越小，齒輪的接觸壓力越大，齒輪的壽命越短。選擇中心距A時，可以使用以下經(jīng)驗(yàn)公式：A=（2-9）在公式中，汽車的中心距系數(shù)=8.9?9.3；商用車=8.6?9.6；對于多檔變速器=9.5?11；其中，取=9.5，帶入數(shù)據(jù)按照變速器設(shè)計(jì)的基本參數(shù)，確定中心距A=89mm。2.2外形尺寸齒輪箱的橫向尺寸，可以根據(jù)齒輪的直徑以及后中間齒輪和齒輪機(jī)構(gòu)的布置預(yù)先確定。商用車變速器殼體的尺寸可根據(jù)下列數(shù)據(jù)選用。四檔(2.2~2.7)A五檔(2.7~3.0)A六檔(3.0~3.5)A本次設(shè)計(jì)采用六檔手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是389mm=267mm，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。2.3齒輪參數(shù)2.3.1模數(shù)模數(shù)是一個重要指標(biāo)，選取它會產(chǎn)生很多影響因素，比如有，齒輪強(qiáng)度、質(zhì)量、工藝要求等。選取要求的原則是，在相同的中心距處，選擇較小的模塊可以增加齒寬并增加齒輪數(shù)量。齒輪的重合度增加，并且變速器的噪音可以降低。根據(jù)傳輸模塊區(qū)域，請參閱表2.2。表2.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)第一系11.251.522.5第二系1.752.252.75按照模數(shù)的取值范圍，總重為1.8-14.0噸的汽車和卡車為2.0?3.5，總重超過14.0噸的卡車為3.5?4.0，如果選擇較小的模塊值，則可以增加齒數(shù)。便于換擋。根據(jù)本設(shè)計(jì)要求，選用模數(shù)為3.0。2.3.2初選壓力角較小的壓力角重合度較大，因此可以增加齒輪嚙合齒的平穩(wěn)性，有利于降低噪音的影響，較大的壓力角可以提升齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面的接觸疲勞強(qiáng)度。從理論上講，為增加乘用車的重合程度和降低噪音，一般商用車應(yīng)選擇14.5°，15°，16°和16.5°等壓力角，以增加齒輪負(fù)載能力。根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)的要求，標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，因此變速箱齒輪通常使用20°的壓力角，同步器或嚙合套通常使用30°的壓力角。據(jù)此，本設(shè)計(jì)采用齒輪壓力角為20°。2.3.3初選螺旋角斜齒輪廣泛用于汽車變速器，通常用于斜齒輪，這會影響剛性，軸向力和齒輪的運(yùn)行噪音。試驗(yàn)證明，隨著螺旋角的增大，齒輪的強(qiáng)度也會增加，當(dāng)螺旋角度大于30°時，它的抗彎曲強(qiáng)度就會降低，所以，從改善齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度的觀點(diǎn)來看，較大的螺旋角是不合適的。設(shè)計(jì)時為了使中間軸的兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足以下條件：（2-10）式中：和為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；、為中間軸的工作齒輪的螺旋角；根據(jù)斜齒輪螺旋角鎖提供的范圍，可選擇：乘用車變速器：中間軸式變速器螺旋角度為：22°?34°；兩軸式變速器螺旋角度為：20°?25°；貨車變速器螺旋角度為：18°?26°；根據(jù)本設(shè)計(jì)要求選用螺旋角度為：23°。2.3.4確定各檔的齒寬b由于應(yīng)降低齒輪質(zhì)量和齒輪軸向尺寸，因此應(yīng)選擇較小的齒寬。另外，較小的齒寬確保斜齒輪傳動更平穩(wěn)。如果您選擇較寬的齒寬，則軸將變形，導(dǎo)致齒輪傾斜。結(jié)果，齒輪箱的承載能力降低。根據(jù)模塊選擇合適的齒寬：直齒：，為齒寬系數(shù)，選取4.5-8.0。斜齒：，選取6.0-8.5。根據(jù)計(jì)算分析，一檔和倒擋采用直齒，選取Kc為8.0。其余檔位選擇斜齒，Kc選擇8.5，經(jīng)計(jì)算，各檔齒寬見下表2.3檔位六檔五檔四擋三擋二擋一檔倒擋檔位齒寬25.525.525.525.525.52424表2.3各檔齒輪寬度（mm）2.3.5確定一檔齒輪齒數(shù)在選取合適的中心距、壓力角、模數(shù)、螺旋角、齒寬、速比和傳動方案后，據(jù)此可確定各檔位的齒輪數(shù)目。根據(jù)一檔傳動比確定一檔齒輪齒數(shù)一檔傳動比為：（2-8）式中：為一檔變速器傳動比，為常嚙合齒輪；為第二軸一檔齒輪，為中間軸一檔齒輪；若，齒數(shù)可以確定，則的傳動比也可以求出來，為了求得，，可以先把齒數(shù)和求出來。斜齒：（2-9）直齒：（2-10）經(jīng)帶入A=89mm，m=3，故斜齒=24.2。直齒=59。計(jì)算后，將取為整數(shù)，并將齒數(shù)分別分配給大齒輪和小齒輪。在選用齒輪齒數(shù)時，要求對軸的尺寸和齒數(shù)都要考慮到位，所以齒輪齒數(shù)不宜過多。在選用齒數(shù)時，必須考慮到軸尺寸和齒輪齒數(shù)必須一致。取中間軸上一檔齒輪為=16,=Zh-Z12=43。根據(jù)計(jì)算過后的和齒數(shù)后，因?yàn)榻?jīng)過取整后中心距有所變化，根據(jù)計(jì)算過后的數(shù)值反求中心距A，計(jì)算得中心距A=88.5mm。2.3.6確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)根據(jù)式子（2-8）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比（2-11）根據(jù)已知數(shù)據(jù)求得=2.49常嚙合傳動中心距與一檔齒輪中心距相等，則（2-12）由此可得：=56。兩個公式聯(lián)立可得=16，=40。2.3.7確定其他各檔齒數(shù)二擋傳動比:(2-13)（2-14）根據(jù)二擋傳動比=4.5，可得=1.73。根據(jù)(2-14)可求出=56，則=20，=36三擋傳動比:（2-15））（2-16）根據(jù)三擋傳動比=3.1，可得=1.2。=56根據(jù)同樣方法可以計(jì)算得到，三擋齒輪=31，=25；四擋傳動比:（2-17）（2-18）根據(jù)四擋傳動比=2.1，可得=0.8。=56計(jì)算得到，四擋齒輪=25，=31五檔傳動比：(2-19）（2-20）根據(jù)五檔傳動比=1.4，可得=0.56，=56計(jì)算得到，五擋齒輪，=20,=36六檔傳動比：(2-20）根據(jù)五檔傳動比=1，可得=2.49，可以得出，,其中為第二軸六檔齒輪，為中間軸六檔齒輪。2.3.8確定倒擋齒輪倒擋軸上的齒輪齒數(shù)初選為，輸入軸齒輪齒數(shù)選為，根據(jù)初選的Z14后，可以求得倒擋傳動比和輸入軸與倒擋軸的中心距A′可根據(jù)下列公式求得：（2-15）帶入數(shù)據(jù)求得：故可得出，輸入軸與倒檔軸的中心距輸出軸與倒擋軸的中心距:2.4齒輪變位系數(shù)要降低軸向力，低擋要選較小的螺旋角，一擋、倒擋選用23°，二擋選24°，三、四、五擋都選25°。2.4.1一擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正修正中心距96.1mm螺旋角的修正=25.5°端面壓力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.5°)=21.15°端面嚙合角=arccos()=arccos()=21.56°圖2.4齒輪變位系數(shù)圖根據(jù)嚙合角21.56°，又根據(jù)一擋齒數(shù)Z12=16，Z11=43，對應(yīng)圖2.4變位系數(shù)圖，可查得=0.21，，求得，按圖2.4左側(cè)斜線④及=0.21查得，則2.4.2二擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正修正中心距91.3mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面壓力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.5°)=21.8°端面嚙合角=arccos()=arccos()=25.84°根據(jù)嚙合角25.84°，又根據(jù)二擋齒數(shù)Z9=36，Z10=20，對應(yīng)圖2.4變位系數(shù)圖，可查得=1.16，求得，按圖2.4左側(cè)斜線③及=1.16查得，則2.4.3三擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正修正中心距92.7mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面壓力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.5°)=21.8°端面嚙合角=arccos()=arccos()=25.84°根據(jù)嚙合角25.84°，又根據(jù)三擋齒數(shù)Z7=31，Z8=25，對應(yīng)圖2.4變位系數(shù)圖，可查得=1.16，求得，按圖2.4左側(cè)斜線②及=1.16查得，則2.4.4四擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正修正中心距92.6mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面壓力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.84°)=21.8°端面嚙合角=arccos()=arccos()=25.84°根據(jù)嚙合角25.84°，又根據(jù)四擋齒數(shù)Z5=25，Z6=31，對應(yīng)圖2.4變位系數(shù)圖，可查得=1.16，求得，按圖2.4左側(cè)斜線②及=1.16查得，則2.4.5五擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正修正中心距92.7mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面壓力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.84°)=21.8°端面嚙合角=arccos()=arccos()=25.84°根據(jù)嚙合角25.84°，又根據(jù)五擋齒數(shù)Z3=20，Z4=36對應(yīng)圖2.4變位系數(shù)圖，可查得=1.16，求得，按圖2.4左側(cè)斜線③及=1.16查得，則2.4.6倒擋齒輪變位系數(shù)和螺旋角的修正輸入軸與倒擋軸中心距修正58mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面壓力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.84°)=21.8°端面嚙合角=arccos()=arccos()=25.84°根據(jù)嚙合角25.84°，又根據(jù)倒擋齒數(shù)Z13=13，Z14=22對應(yīng)圖2.4變位系數(shù)圖，可查得=0.76，求得，按圖2.4左側(cè)斜線③及=0.76查得，則

第3章變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇3.1材料的選擇傳動系統(tǒng)中的齒輪材料通常為滲碳合金鋼，在齒輪表面形成高剛度和高中心彈性的組合，以增加接觸疲勞應(yīng)力和剛度。我國使用的齒輪箱材料主要有：，，，，，，滲碳外表面硬度為，芯部硬度為。本設(shè)計(jì)采用液體碳氮共滲齒輪。3.2齒輪的損壞形式齒輪破壞具有以下形狀：齒面點(diǎn)蝕，齒面粘連，齒輪斷裂，齒面磨損。有兩個斷裂部位，分別是齒片斷裂，疲勞斷裂和過載斷裂。載荷的重復(fù)作用下，具有較大的應(yīng)力集中，齒輪的齒跟部分會產(chǎn)生裂紋，繼而裂紋擴(kuò)大，然后會出現(xiàn)彎曲折斷。還有一種情況是，當(dāng)齒輪承受重負(fù)荷時，可能會導(dǎo)致齒輪彎曲和斷裂。齒面點(diǎn)蝕是指當(dāng)一對齒輪相互作用時，它們相互壓緊。此時，齒表面裂紋之間的潤滑劑中的油壓會增加，導(dǎo)致裂紋擴(kuò)展，然后齒表面會形成細(xì)麻塊并掉落，這種現(xiàn)象可能導(dǎo)致齒輪斷裂。3.3齒輪的強(qiáng)度計(jì)算相比于其他大型設(shè)備的變速器，雖然汽車的用途不同，但是汽車的變速器齒輪的使用條件是相識的。另外，其加工方法，熱處理方法，材料的選擇和支承方式也差不多相同。因此，可以選擇一些相比于傳統(tǒng)的強(qiáng)度公式更簡單的方法來計(jì)算汽車齒輪。一樣可以得到相對準(zhǔn)確的計(jì)算結(jié)果，下列為汽車變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算公式。3.3.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（3-1）其中：——齒輪彎曲應(yīng)力，（）；——圓周力，；——計(jì)算載荷；——應(yīng)力集中系數(shù)，取值；；見下圖3.1圖3.1齒型系數(shù)圖根據(jù)節(jié)圓半徑d=，然后將上述式子帶入公式中得到：（3-2）查齒形系數(shù)圖3.1得：把以上數(shù)據(jù)代入（3-1）式和將計(jì)算得出帶入（3-1）公式中，計(jì)算得出：其中分別為一檔主、從動齒輪的彎曲應(yīng)力；當(dāng)計(jì)算出的載荷在齒輪的第一軸上時，當(dāng)達(dá)到最大扭矩時，允許的應(yīng)力彎曲取值應(yīng)該在內(nèi)。因此，第一軸一檔齒輪的彎曲應(yīng)力可以達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)。下列公式為斜齒輪彎曲應(yīng)力：（3-3）其中，（3-3）注釋與（3-1）相同，將帶入上述式子(3-3)中，整理后得到：=（3-4）二擋齒輪圓周力：，根據(jù)斜齒輪計(jì)算公式求得=6018.5N；=10833.3N查齒形系數(shù)圖3.1得：把以上數(shù)據(jù)代入（3-1）式和將計(jì)算得出帶入（3-1）公式中，計(jì)算得出：其中分別為二檔主、從動齒輪的彎曲應(yīng)力；三擋斜齒輪彎曲應(yīng)力：已知參數(shù)為重合度影響系數(shù)，取值為2.0，=1.50；查齒形系數(shù)圖3.1得：把以上數(shù)據(jù)代入（3-1）式和將計(jì)算得出帶入（3-1）公式中，計(jì)算得出：，將此數(shù)據(jù)帶入：其中，分別為三擋齒輪主、從動圓周力；分別為三檔主、從動齒輪的彎曲應(yīng)力；四擋斜齒輪彎曲應(yīng)力：已知參數(shù)為重合度影響系數(shù)，取值為2.0，=1.50；查齒形系數(shù)圖3.1得：把以上數(shù)據(jù)代入（3-1）式和將計(jì)算得出帶入（3-1）公式中，計(jì)算得出：其中，分別為三擋齒輪主、從動圓周力；分別為三檔主、從動齒輪的彎曲應(yīng)力；五檔斜齒輪彎曲應(yīng)力：已知參數(shù)為重合度影響系數(shù)，取值為2.0，=1.50；查齒形系數(shù)圖3.1得：把以上數(shù)據(jù)代入（3-1）式和將計(jì)算得出帶入（3-1）公式中，計(jì)算得出：其中，分別為三擋齒輪主、從動圓周力；分別為三檔主、從動齒輪的彎曲應(yīng)力；倒擋齒輪彎曲應(yīng)力：查齒形系數(shù)圖3.1得：把以上數(shù)據(jù)代入（3-1）式和將計(jì)算得出帶入（3-1）公式中，計(jì)算得出：已知參數(shù):220000N·mm；；=2.0，把以上數(shù)據(jù)代入（3-3）式：根據(jù)乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪的應(yīng)力要求，其應(yīng)力范圍應(yīng)該100-250Mpa之內(nèi)，故，該設(shè)計(jì)的各檔齒輪應(yīng)力符合要求。3.3.2齒輪接觸應(yīng)力的強(qiáng)度計(jì)算（3-5）式中：——齒輪接觸應(yīng)力（）；——齒面上的法向力，——節(jié)點(diǎn)處的壓力角；——齒輪螺旋角；——齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；——主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）；直齒輪：（3-6）斜齒輪：（3-7）帶入相關(guān)參數(shù)后，計(jì)算得到各齒輪的接觸應(yīng)力：一檔齒輪接觸應(yīng)力：已知參數(shù):，；N·mm（3-8）將上述數(shù)據(jù)帶入（3-8）中，求得：將已知數(shù)據(jù)代入公式（3-7）得：二擋齒輪接觸應(yīng)力：已知參數(shù):，；N·mm三擋齒輪接觸應(yīng)力：已知參數(shù):，；N·mm四擋齒輪接觸應(yīng)力：已知參數(shù):，；N·mm五擋齒輪接觸應(yīng)力：已知參數(shù):，；N·mm根據(jù)作用在變速器齒輪上的接觸應(yīng)力，可查閱下表3.2，由此可得，上述計(jì)算公式所求得的接觸應(yīng)力可以達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)。表3.2變速器齒輪許用接觸應(yīng)力

第4章軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算當(dāng)變速箱工作時，變速箱軸承受齒輪的圓周力，徑向力和軸向力以產(chǎn)生扭矩和彎矩。這就要求齒輪軸具有足夠的強(qiáng)度和剛度，保證各個軸不會影響車輛的正常行駛狀態(tài)，以及車輛的動力性以及良好的燃油經(jīng)濟(jì)性。因此，在設(shè)計(jì)軸時必須檢查軸的剛度，保證齒輪嚙合并檢查軸的強(qiáng)度和剛度。4.1初選軸的直徑在已知變速器中心距A的情況下，第二軸與中間軸直徑d≈0.45A，計(jì)算所得d≈39.8mm，取值40mm。第一軸花鍵直徑可按下述公式選取：（4-1）其中：為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，。取4.6；為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；帶入數(shù)據(jù)得出：第一軸長度初選：，取值為0.18。將d=23mm帶入，求得：中間軸長度初選：，取值0.16。將d=40mm帶入，求得：第二軸長度初選：，取值0.18，將d=40mm帶入。求得：通過前面計(jì)算，變速器殼體的軸向尺寸為3A，則L=267mm，中間軸兩支撐間距略小于變速器殼體尺寸L，則取近視值L=255mm進(jìn)行計(jì)算。4.2軸的剛度驗(yàn)算首先，確定軸的尺寸之后，可以檢查軸的硬度和強(qiáng)度。為了在傳動軸的傳動中獲得第一軸的反作用力，必須首先獲得第二軸上的反作用力。若是在不同的檔位，則每一組齒輪所受到的圓周力，徑向力和軸向力也是不同的。與此同時，從力到支撐點(diǎn)的距離也會變化，所以，須檢查每一個檔位的強(qiáng)度和剛度。檢查計(jì)算時，軸被視為鏈接所支撐的梁。作用在第一軸上的扭矩應(yīng)為。在本次變速器的設(shè)計(jì)過程中，可以按照材料力學(xué)課本當(dāng)中的相關(guān)公式來計(jì)算中間軸與第二軸的撓度和旋轉(zhuǎn)角度。在計(jì)算中，僅計(jì)算軸偏差和齒輪位置處的旋轉(zhuǎn)角度。第一軸通常在齒輪對中，因?yàn)樗拷吸c(diǎn)并且有效載荷很小。如果垂直平面中的軸撓度為，水平平面中的軸撓度為且旋轉(zhuǎn)角度為δ，則可以使用以下公式進(jìn)行計(jì)算：軸的扭矩公式為：（4-1）（4-2）（4-3）全撓度：（4-4）其中：——齒輪所受到的徑向力；——齒輪所受到的圓周力；——彈性模量，；——轉(zhuǎn)動慣量，對于實(shí)心軸，；——軸的直徑；——支座間的距離；變速器工作時，計(jì)算第二軸以及中間軸的的剛度。一檔齒輪副中間軸上的齒輪：L=255mm。取a=64mm，b=L-a=191mm其中中間軸一檔齒輪的徑向力和圓周力；將上列數(shù)據(jù)帶入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故該設(shè)計(jì)滿足要求。二擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=255mm，取a=94mm，b=L-a=161mm其中中間軸二檔齒輪的徑向力和圓周力；將上列數(shù)據(jù)帶入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故該設(shè)計(jì)滿足要求。三擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=255mm，取a=135mm，b=L-a=120mm其中中間軸三檔齒輪的徑向力和圓周力；將上列數(shù)據(jù)帶入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故該設(shè)計(jì)滿足要求。四擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=255mm，取a=165mm，b=L-a=90mm其中中間軸四檔齒輪的徑向力和圓周力；將上列數(shù)據(jù)帶入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故該設(shè)計(jì)滿足要求。五擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=255mm，取a=195mm，b=L-a=40mm其中中間軸五檔齒輪的徑向力和圓周力；將上列數(shù)據(jù)帶入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故該設(shè)計(jì)滿足要求。第二軸剛度計(jì)算：一檔齒輪副工作時：L=235mm。取a=54mm，b=L-a=181mm其中第二軸一檔齒輪的徑向力和圓周力；將上列數(shù)據(jù)帶入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故該設(shè)計(jì)滿足要求。二擋齒輪副工作時：L=235mm，取a=84mm，b=L-a=151mm其中第二軸二檔齒輪的徑向力和圓周力；將上列數(shù)據(jù)帶入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故該設(shè)計(jì)滿足要求。三擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=235mm，取a=125mm，b=L-a=110mm其中第二軸三檔齒輪的徑向力和圓周力；將上列數(shù)據(jù)帶入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故該設(shè)計(jì)滿足要求。四擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=235mm，取a=155mm，b=L-a=80mm其中第二軸四檔齒輪的徑向力和圓周力；將上列數(shù)據(jù)帶入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故該設(shè)計(jì)滿足要求。五擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=235mm，取a=195mm，b=L-a=40mm其中第二軸務(wù)五檔齒輪的徑向力和圓周力；將上列數(shù)據(jù)帶入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故該設(shè)計(jì)滿足要求。4.3軸的強(qiáng)度驗(yàn)算作用在齒輪上的軸向和徑向力會導(dǎo)致軸上的負(fù)載在垂直平面上彎曲和變形。但是，圓周力會導(dǎo)致軸在負(fù)載的情況下，會在水平面內(nèi)產(chǎn)生彎曲和變形。在求得垂直面和水平面內(nèi)的反力和后，再計(jì)算相關(guān)的彎矩和。當(dāng)軸轉(zhuǎn)矩和彎矩同時工作時，應(yīng)力為：（4-5）其中：為軸的直徑（mm），花鍵取內(nèi)徑；為抗彎截面系數(shù)（mm3）；為計(jì)算端面處軸的水平彎矩，N.mm；為計(jì)算端面處的軸的垂直彎矩，N.mm；為計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N.mm；對于一檔齒輪副中間軸上的齒輪，支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)反力為：將上述數(shù)據(jù)帶入（4-5）故，該設(shè)計(jì)滿足要求。對于二擋齒輪副中間軸上的齒輪，支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)反力為：將上述數(shù)據(jù)帶入（4-5）故，該設(shè)計(jì)滿足要求。對于三擋齒輪副中間軸上的齒輪，支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)反力為：將上述數(shù)據(jù)帶入（4-5）故，該設(shè)計(jì)滿足要求。對于四擋齒輪副中間軸上的齒輪，支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)反力為：將上述數(shù)據(jù)帶入（4-5）故，該設(shè)計(jì)滿足要求。對于五擋齒輪副中間軸上的齒輪，支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)反力為：將上述數(shù)據(jù)帶入（4-5）故，該設(shè)計(jì)滿足要求。對于第二軸的強(qiáng)度計(jì)算：變速器在一檔工作時，支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)反力為：將上述數(shù)據(jù)帶入（4-5）故，該設(shè)計(jì)滿足要求。變速器在二檔工作時，支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)反力為：將上述數(shù)據(jù)帶入（4-5）故，該設(shè)計(jì)滿足要求。變速器在三檔工作時，支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)反力為：將上述數(shù)據(jù)帶入（4-5）故，該設(shè)計(jì)滿足要求。變速器在四檔工作時，支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)反力為：將上述數(shù)據(jù)帶入（4-5）故，該設(shè)計(jì)滿足要求。變速器在五檔工作時，支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)反力為：將上述數(shù)據(jù)帶入（4-5）故，該設(shè)計(jì)滿足要求。

第5章同步器的設(shè)計(jì)有三種類型的同步器：常壓式、慣性式、慣性增力式。常壓式因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)問題現(xiàn)在已經(jīng)基本淘汰，并且經(jīng)常使用慣性同步器。本設(shè)計(jì)采用的為鎖環(huán)式同步器。5.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)同步器鎖緊環(huán)的特征在于摩擦元件，同步件位于鎖緊環(huán)的錐形錐面和齒輪的軸部，而彈性元件是位于兩側(cè)的彈簧墊圈。鎖環(huán)式同步器可見下圖5.1。圖5.1鎖環(huán)式同步器工作原理可見下圖5.2，在換擋時，將換擋產(chǎn)生的力施加在接合環(huán)上，并推動接合環(huán)和驅(qū)動滑塊，直到鎖環(huán)的錐形表面與鎖緊環(huán)的錐形表面接觸為止。通常作用在錐形表面上會導(dǎo)致兩個錐面之間的角速度差，從而產(chǎn)生摩擦力矩。同時，鎖環(huán)相對于嚙合套轉(zhuǎn)過一定角度，并且滑塊被定位。此后，鎖緊環(huán)的齒端與接合套筒的齒端瑣止面接觸，然后阻止嚙合套的運(yùn)動，使同步器停止工作。完成了第一步換擋工作。換擋力繼續(xù)將鎖環(huán)緊推向圓錐形表面，以增加摩擦扭矩，與此同時，相反的扭矩出現(xiàn)在鎖緊表面上。鎖緊環(huán)和齒輪的角速度逐漸變得相等，同時同步過程結(jié)束。完成第二步換擋工作之后，摩擦扭矩消失，撥環(huán)扭矩時鎖緊環(huán)回位，鎖緊表面分離，同步器處于解鎖狀態(tài)，同步完成。圖5.2鎖環(huán)式同步器工作原理5.2同步器主要尺寸的確定5.2.1接近尺寸b同步器換擋時，在聯(lián)接塊的殼體相對于滑塊運(yùn)動之前，鎖緊環(huán)的倒角與聯(lián)接套筒的聯(lián)接齒之間的軸向距離b大約相同，取值b=0.2-0.3mm。本設(shè)計(jì)取b=0.2mm。5.