汽車變速器選題目的及意義變速器還有動力輸出功能。A2-中間軸A2-倒檔齒輪A2-輸出軸A2-中間軸全套圖紙，加153893706及交通情況等。這就要求汽車的牽引力和車速具有較大的變化范需要。當(dāng)汽車在平坦的道路上，以高速行駛時，可掛入變速器的汽車在同樣的載貨量、道路、車速等條件下斷提高，結(jié)構(gòu)更加簡單、緊湊，傳動效率更高。變速器的結(jié)構(gòu)型式選擇、設(shè)計現(xiàn)代汽車變速器的發(fā)展十分快，不斷出現(xiàn)嶄新的變速器裝置。變速器技術(shù)的每次汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足技術(shù)得到了迅速發(fā)展。80年代，美國已將液力自動變速器作為轎車的標(biāo)準(zhǔn)裝備。1983術(shù)和電子計算機技術(shù)的發(fā)展，自動變速器技術(shù)已經(jīng)達到了相當(dāng)高的水平。自動變速器機械式變速器(ManualTransmission)采用齒輪組，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，二檔是，再到五檔的，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，機械式變速器會在不久“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看，機械式變速器不會過早的離開。首先，從商用車的特性上來說，機械式變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力”,除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”,這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是機械式變速器。從我國的具體情況來看，機械式變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷較深的司機都是用機械式變速器的，他們對機械式變速器的認(rèn)識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時機械式變速器帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車(尤其是轎車)也不敢輕易放棄機械式變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學(xué)校中，教練車都是機械式變速器的，除了經(jīng)濟適用之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性。第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，機械式變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟型轎車都是機械式變速器的車，它們的各款車型基本上都是5檔機械式變速器。達到變速變矩的目的。手動變速器的換檔操作可以完全遵從自動變速器是根據(jù)車速和負(fù)荷(油門踏板的行程)來進行雙參數(shù)控制，檔位根據(jù)級式變速器，只不過自動變速器可以根據(jù)車速的快慢來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變速傳動。無級變速器結(jié)構(gòu)比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾4.無限變速式機械無級變速器(IVT)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%。速器是在整個傳動范圍內(nèi)能連續(xù)的、無檔比的切換變速比，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，行車中其不足之處在于價格昂貴、維修費用很高，而且使用本次設(shè)計主要是依據(jù)參考參數(shù)，通過對變速器各部分參數(shù)的選擇和計算，設(shè)計出一種基本符合要求的手動5檔變速器。本設(shè)計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、中心距、齒輪參數(shù)、各檔齒輪齒數(shù)的分配6.變速器操縱機構(gòu)的設(shè)計選用；7.變速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計。第2章變速器傳動機構(gòu)布置方案機械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進檔；重型載貨汽車和重型越野車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多大6～16個甚至20個。變速器檔位的增多可提高發(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。但檔位數(shù)的增多也使變速器的尺寸及質(zhì)量增大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造成本提高，操縱也復(fù)雜。當(dāng)采用手動的機械式操縱時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔得變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)上限為5檔。多于5個前進檔將使操縱機構(gòu)復(fù)雜化，或者需加裝具有獨立操縱機構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定的行駛工況3]。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檔。采用傳動比小于1(約為～)的超速檔，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(guān)，包括齒輪副的數(shù)目、齒輪的轉(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、剛兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點分析兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器相比，變速器因軸和軸承數(shù)少，所以結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲低。因兩軸式變速受結(jié)構(gòu)限制，其一檔速比不能設(shè)計的很大。對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的傳動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)動的客車磨損及噪聲也最小，這是三軸變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸變速器倒檔布置方案變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上的作用力也增大，并導(dǎo)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)出齒輪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檔與倒檔，都應(yīng)該布置在靠軸的支承處，然后按照從低檔到高檔的順序布置各檔齒輪，這樣既能使軸有倒檔設(shè)計在變速器的左側(cè)或右側(cè)在機構(gòu)上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒檔時駕駛員常用檔位的輪齒因接觸應(yīng)力過高而易造成表面點蝕損壞。將高檔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。直齒圓柱要求尺寸b應(yīng)該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸C,在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿足尺寸要求C=(1.2～1.4)d?,d?為花鍵內(nèi)徑。圖變速器齒輪尺寸控制圖低于7級[I]。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2.將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切薄(切下mm),這樣，換檔后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫檔，如圖b所示。3.將接合齒的工作面設(shè)計并加工成斜面，形成倒錐角(一般傾斜2～3°),使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力，如圖c所示。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。將本章主要對變速器傳動機構(gòu)進行分析并選擇變速器的布置方案、倒檔的布置方案。對變速器零、部件的結(jié)構(gòu)進行分析，對傳動機構(gòu)的齒輪進行布置，介紹了變速器的自動脫檔，為下面的設(shè)計過程作鋪墊。第3章變速器主要參數(shù)的選擇變速器檔位數(shù)和傳動比對不同類型的汽車，其檔位數(shù)也不盡相同。增加變速器的檔數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用4～5個檔或多檔。載質(zhì)量～t的貨車多采用五檔變速器，載質(zhì)量在～t的貨車發(fā)動機最大功率車輪型號發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩最大功率時轉(zhuǎn)速5500~6000r/min最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速最高車速r——車輪滾動半徑(m);ig——變速器傳動比；i?主減速器傳動比。α轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)α)在選擇最低檔傳動比時，應(yīng)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綜合考慮來確定。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一般貨車的最大爬坡度約為30%,即αm°,則由最大爬坡度要求的變速器1擋Tmx——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Tmx=192N●m=2.34機前置前驅(qū)動的軸荷分配范圍為47%～60%,所以G?<ig<3.41,是3～4,中、輕型貨車約為5～6,其他貨車在7以上。所以，取i=3.4。級數(shù)的公比；但是實際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小此變速器的最高檔為直接檔，一檔傳動比初選為3.4,中間各檔的傳動比按理論ig?=qi??=2.51ig?=qi??=1.85ig?=qis=1.36變速器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A;對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸線之間的距離稱之為變速器中心距A。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(yīng)力越大，齒輪壽命越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中心距也要取大些。還有，變速器中心距取得過小，會使變速器長度增加，并因此使中間軸式變速器的中心距A(mm)的確定初選中心距A,可根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算Tmx——發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩(N●m);n。變速器的傳動效率，取96%將各數(shù)代入式O中得初選中心距A=78mm。乘用車變速器的中心距在60~80mm范圍內(nèi)變化，而商用車變速器的中心距在變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間(過渡)齒輪和換檔機構(gòu)影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為(～)A。商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：四檔五檔六檔此變速器為五檔，故外形尺寸為)A=210.6～234mm。變速器的齒輪參數(shù)的確定齒輪齒數(shù)齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應(yīng)K——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65;K,——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1,被動齒輪取0.9;[o]=400~850MPa。式中：T;——計算載荷，N·mm;K——應(yīng)力集中系數(shù)，斜齒齒輪取1.5;K。摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1,被動齒輪取0.9;K?！X寬系數(shù)，斜齒齒輪??；y——齒形系數(shù)；σw——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)T,=Tmx時，對乘用車變速器斜齒齒輪的許用應(yīng)力[o]=180~350MPa,商用車變速器斜齒齒輪的許用應(yīng)力從輪齒應(yīng)力的合理性及強度考慮，每對齒輪應(yīng)有各自的模數(shù)，但出于工藝考慮，模數(shù)表3.2給出了汽車變速器齒輪模數(shù)范圍。表汽車變速器齒輪的法向模數(shù)(mm)車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量m。/t><模數(shù)m。/mm~6.00設(shè)計時所選模數(shù)應(yīng)符合國標(biāo)GB1357-78規(guī)定(表)并滿足強度要求。表3.3汽車變速器常用齒輪模數(shù)(mm)一系列二系列———選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；減于t的貨車為～mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于由表和表并且參照同類車型選取模數(shù)壓力角較小時，重合度大并降低了齒輪剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時表面接觸強度。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為壓力角為25°時強度最高。因此，理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應(yīng)選斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意它對齒輪工作噪增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒輪的強度也相應(yīng)為這些檔位使用得少，所以也是允許的),而此時第二軸則沒有軸向力作用。)車型齒形壓力角a螺旋角β轎車高齒并修形的齒形25°~45一般貨車GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形重型車GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形低檔、倒檔齒輪22.5°,25°小螺旋角在選擇齒寬時，應(yīng)該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方采用嚙合套或同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm。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，工作噪聲在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的了其缺點。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同指標(biāo)，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時還承受沖擊負(fù)荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和因為計算齒數(shù)和z,后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的z,和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距A,再以修正后的中心距A作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依變位系數(shù)之和ξ:計算一檔齒輪9、10參數(shù)：h?=h?+h,?=5.868mm確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)常嚙合齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)m,mm,初選螺旋角β=28°。常嚙合傳動齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，即確定實際螺旋角β:理論中心距A:端面分度圓壓力角 變位系數(shù)之和ξ:dr?=d?-2h?=871.二檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)m,mm,初選β=26”取整為z?=31,Zg=20理論中心距A:端面分度圓壓力角端面嚙合角變位系數(shù)之和5計算二檔齒輪7、8參數(shù)：h?=h?+h,?=6.226mmh?=hs+h?s=6.226mmd?=d?+2h?=99.01mmd=d?+2hg=68.14mmd?=d?-2hr?=86.56mmd,?=d?-2h,s=55.69mmd??=d?cosa?=87.92mmd??=d?cosa,=56.72mm取整為z?=30,z?=27端面分度圓壓力角α:端面嚙合角變位系數(shù)之和ξ:計算三檔齒輪5、6參數(shù)：h?=hs+h,s=6.922mmh?=h??+hr?=6.922mmd,s=d?-2hrs=74.43mmds=d?cosa,=76.78mmd,?=d?cosa,=69.11mm)取整為z?=26,z?=31端面分度圓壓力角變位系數(shù)之和計算四檔齒輪3、4參數(shù)：h?=h?+h?=6.82mmh?=h?+h??=6.82mmd?=d?cosa,=66.55mmd?=d?cosa,=79.35mmd?=d?+2h?=94.83+2×2.73=10029mmd?=d?+2h?=125.17+2×1.995=129.16mmd?=d?-2h?=94.83-2×3.99=86.85mmdy?=d?-2h,?=125.17-2×4.725=115.721mm=mm為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有Dau=2A-Da??-1=2×78-3×(16+2)-1=101=81mm二=··=93mmh?u=hum=3mmh??=hm=3mmh???=hm=3mmdu=d?-2h?n=85.5變速器齒輪的設(shè)計及校核變速器齒輪的損壞形式主要有三種：齒輪折斷、齒面點蝕、齒面膠合。齒輪折斷有兩種情況，一種是齒輪受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導(dǎo)致齒輪斷裂，這種破壞的斷面為粗粒狀。另一種是受到多次重復(fù)載荷的作用，齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度后，齒輪突然折斷。齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪傳動齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應(yīng)力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。面裂縫中充滿了潤滑油，嚙合時，由于齒面互相擠壓，裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導(dǎo)致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點，這就是齒面點高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸壓力大，使齒面間滑動油模破壞，兩齒面間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘聯(lián)，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。在汽車變速器齒輪中，膠合損壞情況不多。輪齒的強度計算汽車的變速器齒輪使用條件是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、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，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。1.輪齒彎曲應(yīng)力)t——端面齒距(mm),t=mn;m——模數(shù)；y齒形系數(shù)，如圖所示。彎曲應(yīng)力在400～850MPa范圍，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的(2)斜齒彎曲應(yīng)力公式為：t——法向齒距(mm),t=mm,;將上述有關(guān)參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為：高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa范圍。Zn,2圖齒形系數(shù)圖2.輪齒接觸應(yīng)力F——齒面上的法向力(N),F端面內(nèi)分度圓切向力，b齒輪接觸實際寬度(mm);P?,P,主動及被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑(mm),直齒輪——p?=r:sina,Po=r;,sina。;M,斜齒輪法向模數(shù)m——直齒輪模數(shù);o斜齒輪直齒輪觸應(yīng)力見表。表3.5變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1300～1400650～700計算各軸的轉(zhuǎn)矩z?=32,z?o=17,y?=,yi?=0.166,T=N·m,T?=N·m,β?-o=30°,m,mm,K。=MP?<180～350MP?=MPa<180～350MPa2.計算二檔斜齒輪7,8的彎曲應(yīng)力z?=31,zg=20,y?=0.141,yg=0.158,T?=N·m,T?=N·m,β?g=26°,m,mm,=MP?<180～350MPa=MP?<180～350MPa3.計算三檔斜齒輪5,6的彎曲應(yīng)力z?=30,z?=27,y?=0.131,y?=0.153,T?=Nom,T?=N·m,β?-6=25°,m,mm,=MP?<180～350MPa=MPa<180～350MPa4.計算四檔斜齒輪3,4的彎曲應(yīng)力z?=26,z?=31,y?=0.128,y?=0.152,T?=N·mKz?=19,z?=31,y?=0.163,y?=0.132,T=192N·m,TK6.計算倒檔直齒輪11,12,13的彎曲應(yīng)力z??=31,Z??=16,z??=23,y??=0.143,yi?=0.126,yi?=0.132,m=3mm,K。=8.0,T=Nom,T?=N·m,T=N·m=MPa<400～850MPa=MPa<400～850MPa=MPa<400～850MPap=(sina)/cos2β=(101.60/2×sin23.15)/coS230=23.63mmpo=(Tosina)/cos2β=(53.98/2×sin23.15)/cos230=mm=MP?<1900～2000MP?=MPa<1900～2000MP?z?=31,zg=20,T?=N·m,T?=N·m,β?a=26,K。=8.5,m,mmP=(?sina)/cos2β=(94.85/2×sin22)/cos226=mmp=(rsina)/cosS2β=(61.19/2×sin22)/cos226=mm=MPa<1300～1400MPa=MPa<1300～1400MPazs=30,z?=27,T?=N·m,T?=N·m,β?6=25,K。=8.0,m,mmps=((issina)/cos2β=(82.76/2×sin20.72)/coS225=p=(rsina)/cos2β=(74.48/2×sin20.72)/cos225=mm=MPa<1300～1400MPa=MPa<1300～1400MPa10.計算四檔斜齒輪3,4的接觸應(yīng)力z?=26,z?=31,T??=N·m,T?=N·m,β?-4=25,K。=8.0,m,mmp?=(Yi?sina)/cos2β=(71.16/2×sin20.72)/coS225=mmP=(rsina)/cos2β=(84.84/2×sin20.72)/cos225=mm=MPa<1300～1400MPa11.常嚙合斜齒輪1,2的接觸應(yīng)力p?=(?sina)/cos32β=(96.55/2×sin22.65)/cos228=mmp??=(sina)/cos2β=(59.19/2×sin22.65)/cos228=mm12.計算倒檔直齒輪11,12,13的接觸應(yīng)力z??=31,z??=16,z??=23,m=3mm,K.=8.0,T=N·m,T?=N·m,T?=N·mp=(sina)/cos2β=(93/2×sin20)/cos20=mmP?=(sina)/cos2β=(48/2×sin20)/cos20=mmP?l?=(gsina)/cos2β=(69/2×sin20)/cos20=mm=MPa<1900～2000MPa=MP?<1900～2000MPa=MP?<1900～2000MP:計算各檔齒輪的受力1.一檔斜齒輪9,10的受力d?=mm,d=mm,T?=N·m,T?=N·m,β?-o=302.二檔斜齒輪7,8的受力d?=94.85mm,d?=61.19mm,T?=Nom,T?=N·m,β_g=263.三檔齒輪5,6的受力d?=82.75mm,d?=74.48mm,T?=N·m,T?=Nom,β?6=25°4.四檔斜齒輪3,4的受力d?=71.72mm,d?=85.51mm,T??=N·m,T?=N·m,β??=25°5.常嚙合齒輪1,2的受力d?=59.18mm,d?=96.55mm,T6.倒檔齒輪9,10,11,12的受力d?=93mm,d?=48mm,d?=69mm,T=Nom,T?=Nom,T=Nom變速器軸的設(shè)計及校核變速器在工作是承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生較第一軸通常和齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸花鍵用彈性擋圈定位各擋齒輪雖簡單，但拆裝不方便，且與旋轉(zhuǎn)件端面有滑摩，同擋圈也不能承受較大的軸向力，故這種結(jié)構(gòu)僅用于輕型及以下的汽車變速器上。第二軸安裝同步器齒座的花鍵采用漸開線花鍵且以大徑定心更宜、漸開線花鍵固定連接的可增強軸的剛度。當(dāng)一檔、倒檔采用滑動齒輪掛檔時，第二軸的相應(yīng)花鍵則采用矩形旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。其上一檔齒輪常和軸做成一體，而高檔齒輪則通過鍵或過盈配合與軸連接以便于更換。如結(jié)構(gòu)尺寸允許，應(yīng)盡量用旋轉(zhuǎn)式中間軸。剛度主要由支撐于其上的連體齒輪(寶塔齒輪)的結(jié)構(gòu)保證。僅用殼體上無足夠位置軸的尺寸三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A(mm)按下式初選 第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩T-mx(Nom):d=K3/T(3.31)Tma——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩第二軸支承之間的長度L?=mm,取L?=242mm;中間軸支承之間的長度L=266.67～300mm,取Lmm。若軸在垂直面內(nèi)撓度為f,在水平面內(nèi)撓度為f F, E——彈性模量(MPa),E=2.1×10?MPa;d——軸的直徑(mm),花鍵處按平均直徑計算；a、b齒輪上的作用力距支座A、B的距離(mm);1.第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計算2.第二軸的剛度一檔時二檔時mm,F?=1362333N,F?=571654N,d=46mm,a?=1123mmmm,L=242mmL=242mmFs=802444N,Fs=335447N,d=42mm,a?=168.2mm,b?=73.8mm,L=242mmF?=749930N,F?=312999N,d=40mm,a?=193.2mm,b?=48.8mm,L=242mmF=1120522N,F=407836N,d=40mm,au=27.4mm,b?=214.6mmF=1911767N,F=974311N,d=45mm,a??=82.8mm,b?=201mm,二檔時Fg=1433528N,F=644400N,d=48mm,ag=110.8mm,b?=173mm,三檔時F?=844253N,F=372106N,d=48mm,a?=1667mm,b?=117.1mm,L=283.8mmF?=759864N,F?=329344N,d=40mm,a?=191.7mm,b?=92.1mm,L=283.8mmF?=1694812N,F=578380N,d=36mm,a?=25.9mm,b?=257.9L=283.8mmfi=√fj?+fj?=0.054mm≤0.2mm軸的強度計算一檔時撓度最大，最危險，因此校核。F?=1049810N;F?=1875498N;F,=926689N;d,=101.6lmma=84.3mm;b=157.7mm;LF?=653324NFg=F-F?=1222174NF?=543204NF?=F?-F?=383485NF?=399Q64N;F?=956337N;F?=451968N;F=1139364N;F?=974311N;Fi?=1911767N;L?=37.3mm;L?=20lmm;L?=82.8mm;≥M=0?-F?L?+F?L+F?L=0F=1479692NF?=-2435122NFg=730233NF?=696046N3.12軸承的選擇及校核1.一軸軸承選擇及校核(1)初選軸承的型號為30206,F=5003.35N,F=4417.69N,C,=43200N,C=50500N,e=0.37N(2)求當(dāng)量動載荷查機械設(shè)計手冊得：X=0.40,Y=1.6P=f,(XF+YF)=1.2×(0.40×500353+1.6×441(3)校核軸承壽命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。則軸承的使用式中的汽車平均車速可取v≈0.6Vamax?為壽命系數(shù)，對球軸承ε=3;對滾子軸承ε=10/3。2.中間軸及軸承的校核F=11393.64N,C,=32200N,C=37000N,e=0.37N(2)求當(dāng)量動載荷徑向當(dāng)量動載荷P因為查機械設(shè)計手冊得：X=0.40,Y=1.6F=F?+F=451968+974311=1396279NF=F?-F?=1139364-399064=74P=f(XF+YF)=1.2×(0.40×1396279+1.6×7403=2091589N3.二軸軸承選擇及校核C,=630N,C=74000N,e=0.37N(2)求當(dāng)量動載荷查機械設(shè)計手冊得：X=0.40,Y=1.6P=f,(XF+YF)=1.2×(0.40×926689+1.6×1049810)=2460446N3本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R計算出主減速器的傳動比，其次計算出變速器的各檔傳動比；確定齒輪的參數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各檔傳動比計算各檔齒輪的齒數(shù)，對各檔齒輪進行變位。然后計算出各檔齒輪的轉(zhuǎn)矩、輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力以及各檔齒輪所受的力。對傳動機構(gòu)中的軸第4章同步器和變速器操縱機構(gòu)高汽車的加速性能并節(jié)省燃油，故轎車變速器除倒檔、貨車除一檔、倒檔外，其他檔不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下(即角速度相同)換檔的缺點，現(xiàn)已很少使用。得到廣慣性式同步器慣性式同步器能做到換檔時兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前，不允許換檔，因而能確保完成同步嚙合換擋，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現(xiàn)代汽車變速器中得按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然結(jié)構(gòu)有所區(qū)別，但它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。掛擋時，在軸向力作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如圖4.1所示鎖銷式同步器的摩擦元件是同步環(huán)1,4和齒輪上的凸肩部分，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3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?；瑒育X套與同步環(huán)之間為彈性連接。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。圖鎖環(huán)式同步器大，適于輕型以下汽車，廣泛應(yīng)用于轎車及輕型客、貨汽車。在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△0,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，同步器解如圖b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)與齒輪的接合齒同圖鎖環(huán)式同步器工作原理變速器操縱機構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求：換擋時只能掛入一個擋位，換擋后應(yīng)使用于機械式變速器的操縱機構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或推到空擋當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡單，已得到廣泛應(yīng)用。近年來,單軌式操縱機構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各擋同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構(gòu)簡化，平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅(qū)動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋求高并使駕駛員容易疲勞等缺點。20世紀(jì)80年代以后，在固定軸式機械變速器基礎(chǔ)圖4.5轉(zhuǎn)動鎖環(huán)式互鎖裝置圖4.7位倒檔安全裝置。通常裝在變速器蓋上，當(dāng)變速器桿頭接觸安全裝置開始(b)所示裝置比(a)為好。換倒檔時首先要克服定位鋼球的阻力，然后再克服阻力手感力消失，換檔輕便。圖4.7(a)所示裝置只有彈簧阻力，阻力先小后大，開始時圖倒檔安全裝置軸和軸承工作時不會歪斜。變速器橫向斷面尺寸應(yīng)保證能布置下齒輪，而且設(shè)計時還應(yīng)當(dāng)注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙，否則由于增加處的