題目：撫順牌FS6920中型客車(chē)變速器設(shè)計(jì)摘要變速器是汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的部件，主要用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，它設(shè)計(jì)的好壞直接影響到汽車(chē)的實(shí)際使用性能。本文參考現(xiàn)有變速器參數(shù)資料的基礎(chǔ)上進(jìn)行一定的改進(jìn)，說(shuō)明了貨車(chē)變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算過(guò)程，主要內(nèi)容是參數(shù)的選擇和所選零件參數(shù)的校核。本文敘述了機(jī)械式變速器的功用、要求，在已提供的設(shè)計(jì)參數(shù)基礎(chǔ)上，通過(guò)計(jì)算分析確定結(jié)構(gòu)方案和主要參數(shù)。說(shuō)明了變速器主要參數(shù)的確定方法、齒輪的幾何計(jì)算和校核過(guò)程、軸的尺寸確定和校核過(guò)程和同步器的選用方法。計(jì)算過(guò)程主要包括齒輪強(qiáng)度計(jì)算，軸的輕度校核和軸的剛度校核。關(guān)鍵詞：手動(dòng)變速器；齒輪；軸；同步器AbstractTransmissionSystemisthemostimportantautomotivecomponents，mainlyusedtochangetheenginedrivingwheelonthespreadoftorqueandspeed，it’sdesignedtohaveadirectimpactontheactualuseofmotorvehicles.Inthispaper，referenceinformationontheexistingtransmissionparametersonthebasisofcertainimprovementsonthevehicletransmissiondesignandcalculationprocess，themaincontentsoftheparametersofchoiceandselectedpartsoftheparameterscheck.Thispaperdescribesthefunctionofmechanicaltransmission，requestedthattheprovisionhasbeenonthebasisoftheparameters，determinedbycalculatingthestructureoftheprogramandthemainparameters.Descriptionofthemainparametersoftransmissionmethods，thegeometriccomputinggearandcheckingprocess，theshaftsizeandtheidentificationandverificationprocessfortheselectionmethodofsynchronization.Calculationincludesgearstrength，theaxisofmildstiffnessoftheshaftandcheckverification.Keywords:Manualtransmission;Gear;Shaft;Synchronizer 目錄TOC\h\z\t"摘要,1,Abstract,1,參考文獻(xiàn),1,章標(biāo)題,1,一級(jí)節(jié)標(biāo)題,2,二級(jí)節(jié)標(biāo)題,3,三級(jí)節(jié)標(biāo)題,4"摘要 IAbstract II第1章 緒論 11.1 概述 11.2 設(shè)計(jì)任務(wù) 2第2章 變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 32.1 變速器結(jié)構(gòu)分析 32.1.1 簡(jiǎn)單機(jī)械式變速器 32.1.2 無(wú)級(jí)變速器 42.1.3 自動(dòng)變速器 42.1.4 倒擋傳動(dòng)布置方案 52.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 62.2.1 齒輪形式 62.2.2 換擋形式 62.2.3 自動(dòng)脫擋 72.2.4 變速器軸承 8第3章 變速器基本參數(shù)的確定 103.1 變速器擋位數(shù)及各擋傳動(dòng)比 103.1.1 擋數(shù) 103.1.2 傳動(dòng)比范圍 103.1.3 初選各擋傳動(dòng)比 103.2 中心距 133.3 變速器的外形尺寸 133.4 變速器齒輪參數(shù)的確定 143.4.1 齒輪模數(shù) 143.4.2 齒輪壓力角α 153.4.3 螺旋角β 153.4.4 齒輪齒寬b 173.4.5 齒輪齒頂高系數(shù)ha* 173.4.6 齒輪變位修正的選擇 173.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配 183.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 193.5.2 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 203.5.3 確定其他各擋齒輪齒數(shù) 20第4章 變速器齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 234.1 變速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算 234.1.1 直齒圓柱齒輪的幾何尺寸計(jì)算 234.1.2 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計(jì)算 234.2 速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 254.2.1 齒輪損壞的形式 254.2.2 齒輪強(qiáng)度計(jì)算 25第5章 變速器軸及軸承設(shè)計(jì)與計(jì)算 325.1 變速器軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 325.1.1 初選軸的直徑 325.1.2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 325.2 變速器軸承的選用與計(jì)算 34第6章 同步器的選擇與計(jì)算 366.1 同步器的選擇 366.2 同步器的設(shè)計(jì)計(jì)算 376.2.1 摩擦系數(shù)f 376.2.2 同步環(huán)主要尺寸的確定 386.2.3 鎖止角β 396.2.4 同步時(shí)間t 396.2.5 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算 39第7章 變速器操縱機(jī)構(gòu)及殼體的設(shè)計(jì) 417.1 操縱方式的選擇 417.2 鎖止裝置的選擇 417.3 變速器殼體的設(shè)計(jì) 42總結(jié) 44參考文獻(xiàn) 45致謝 46附錄1 47附錄2 54緒論概述變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)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(chē)獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利放入工況范圍內(nèi)工作。其變速器的主要功用是：①改變傳動(dòng)比，擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在有利（功率較高而油耗較低）的工況下工作；②在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向不變的情況下，使汽車(chē)實(shí)現(xiàn)倒退行駛；③利用空擋中斷動(dòng)力傳遞，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能夠起動(dòng)、怠速，并便于變速器換擋或進(jìn)行動(dòng)力輸出。變速器能使汽車(chē)以非常低的穩(wěn)定車(chē)速行駛，而這種低的車(chē)速只靠?jī)?nèi)燃機(jī)的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達(dá)到的。變速器的倒擋使汽車(chē)可以倒退行駛；其空擋使汽車(chē)在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、停車(chē)和滑行時(shí)能長(zhǎng)時(shí)間將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離。變速器由變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)需要，還可以加裝動(dòng)力輸出裝置。為保證變速器具有良好的工作性能，對(duì)變速器應(yīng)提出如下的設(shè)計(jì)要求：1.應(yīng)保證汽車(chē)具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。為滿足這個(gè)要求，可選擇合理的傳動(dòng)比來(lái)保證；2.結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、易于制造、易于維修；3.傳動(dòng)效率高。提高零件的制造和裝配質(zhì)量，可以提高齒輪的傳動(dòng)效率。為了減少嚙合損失，應(yīng)設(shè)計(jì)變速器的工作的時(shí)間最長(zhǎng)的擋位為直接擋；4.噪音小，工作平穩(wěn)；5.操縱輕便，換擋無(wú)沖擊；6.為了使傳動(dòng)系能夠與發(fā)動(dòng)機(jī)分離，使汽車(chē)能夠倒車(chē)行駛，變速器應(yīng)該具有空擋和倒擋；7.體小、質(zhì)輕、承載能力強(qiáng)，工作可靠；8.需要時(shí)應(yīng)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。按傳動(dòng)比變化方式，變速器可以分為有級(jí)式、無(wú)級(jí)式和綜合式三種。有級(jí)式變速器應(yīng)用最為廣泛。它采用齒輪傳動(dòng)，具有若干個(gè)定值傳動(dòng)比。按所用輪系形式不同，有軸線固定式（普通變速器）和軸線旋轉(zhuǎn)式變速器（行星齒輪變速器）兩種。目前，轎車(chē)和輕、中型貨車(chē)變速器的傳動(dòng)比通常有3～5個(gè)前進(jìn)擋和一個(gè)倒擋，在重型貨車(chē)用的組合變速器中，則有更多擋位。所謂變速器擋數(shù)即指其前進(jìn)擋位數(shù)。無(wú)級(jí)式變速器的傳動(dòng)比在一定的數(shù)值范圍內(nèi)可按無(wú)限多級(jí)變化，常見(jiàn)的有電力式和液力式（動(dòng)液式）兩種。電力式無(wú)級(jí)變速器的變速傳動(dòng)部件為直流串激電動(dòng)機(jī)，除在無(wú)軌電車(chē)上應(yīng)用外，在超重型自卸車(chē)傳動(dòng)系中也有廣泛采用的趨勢(shì)。動(dòng)液式無(wú)級(jí)變速器的傳動(dòng)部件是液力變矩器。綜合式變速器是指由液力變矩器和齒輪式有級(jí)變速器組成的液力機(jī)械式變速器，其傳動(dòng)比可在最大值與最小值之間的幾個(gè)間斷的范圍內(nèi)作無(wú)級(jí)變化，目前應(yīng)用較多。半自動(dòng)操縱式變速器有兩種型式。一種是常用的幾個(gè)擋位自動(dòng)操縱，其余擋位則由駕駛員操縱；另一種是預(yù)選式，即駕駛員預(yù)先用按鈕選定擋位，在踩下離合器踏板或松開(kāi)加速踏板時(shí)，接通一個(gè)電磁裝置或液壓裝置來(lái)進(jìn)行換擋。在多軸驅(qū)動(dòng)汽車(chē)上，變速器之后還裝有分動(dòng)器，以便把轉(zhuǎn)矩分別輸送給各驅(qū)動(dòng)橋。除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足拆裝容易和維修方便等要求。變速器由變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)題目：撫順牌FS6920中型客車(chē)變速器設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)：額定轉(zhuǎn)速下功率KW/(r/min)99/3000最大轉(zhuǎn)矩N·M/(r/min)372/1400總質(zhì)量Kg10500主減速比6.25輪輞規(guī)格7.0輪胎類(lèi)型與規(guī)格6.5-209.00-2014層級(jí)變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案變速器結(jié)構(gòu)分析簡(jiǎn)單機(jī)械式變速器1.兩軸式變速器兩軸式變速器因軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點(diǎn)，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，故傳動(dòng)效率高同時(shí)噪聲也低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高擋工作時(shí)齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，而且易損壞。還有，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計(jì)得很大。對(duì)于前進(jìn)擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同。本設(shè)計(jì)主要針對(duì)的是中型的客車(chē)，所以兩軸式變速器不適用于本設(shè)計(jì)。2.中間軸式變速器中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的客車(chē)上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上，第一軸上的花鍵用來(lái)裝設(shè)離合器的從動(dòng)盤(pán)，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬(wàn)向節(jié)連接。各傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)是：變速器的第一軸后端與常嚙合主動(dòng)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)，且保持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。是直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器傳動(dòng)效率高，可達(dá)90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因?yàn)橹苯訐醯睦寐室哂谄渌鼡跷?，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)擋位工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過(guò)設(shè)置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對(duì)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）不太大的條件下，一擋仍然有較大的傳動(dòng)比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一擋外的其它擋位換擋機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合齒套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。在除直接擋外的其它擋位工作時(shí)，中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在擋數(shù)相同的條件下，各中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)、軸的支承方式、換擋方式和倒擋傳動(dòng)方案以及擋位布置順序上有差別。由于本設(shè)計(jì)針對(duì)的是中型客車(chē)，因此選用中間軸式三軸六擋變速器設(shè)計(jì)方案。3.組成式變速器組成式變速器主要應(yīng)用于裝載質(zhì)量較大、使用條件復(fù)雜的重型載貨汽車(chē)上。它一般以四擋或五擋變速器為主體，通過(guò)更換齒輪副和配置不同副變速器（一般為兩擋）的方法，使變速器獲得更多的擋數(shù)和更寬廣的傳動(dòng)比變化范圍。副變速器傳動(dòng)比較大時(shí)，多置于主變速器之后，以利于減小主變速器的質(zhì)量和尺寸。組成式變速器又可分為平面型組成式變速器、空間型組成式變速器和具有行星齒輪的組成式變速器三種。由于組成式變速器的結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，相對(duì)成本較高，整體質(zhì)量較大，體積較大，因此不適用于本次中型客車(chē)變速器設(shè)計(jì)。無(wú)級(jí)變速器CVT(ContinuouslyVariableTransmission)技術(shù)即無(wú)級(jí)變速技術(shù)，它采用傳動(dòng)帶和工作直徑可變的主、從動(dòng)輪相配合來(lái)傳遞動(dòng)力，可以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比的連續(xù)改變，從而得到傳動(dòng)系與發(fā)動(dòng)機(jī)工況的最佳匹配。常見(jiàn)的無(wú)級(jí)變速器有液力機(jī)械式無(wú)級(jí)變速器和金屬帶式無(wú)級(jí)變速器（VDT-CVT）。無(wú)級(jí)變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來(lái)變速，其傳動(dòng)比可以隨意變化，沒(méi)有換擋的突跳感覺(jué)。它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換擋”、油門(mén)反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。裝配該技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動(dòng)獲得最合適的傳動(dòng)比。自動(dòng)變速器自動(dòng)變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門(mén)踏板程度和車(chē)速變化，自動(dòng)地進(jìn)行變速，而駕駛者只需操縱加速踏板控制車(chē)速即可。雖說(shuō)自動(dòng)變速汽車(chē)沒(méi)有離合器，但自動(dòng)變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車(chē)速變化而自動(dòng)分離或合閉，從而達(dá)到自動(dòng)變速的目的。自動(dòng)變速器是為了簡(jiǎn)便操作、降低駕駛疲勞而生的，按齒輪變速系統(tǒng)的控制方式，它可以分為液控液壓自動(dòng)變速器和電控液壓自動(dòng)變速器；按傳動(dòng)比的變化方式又可分為有級(jí)式自動(dòng)變速器和無(wú)級(jí)式自動(dòng)變速器。因此，無(wú)級(jí)變速器實(shí)際上是自動(dòng)變速器的一種，但它比常見(jiàn)的自動(dòng)變速器要復(fù)雜得多，技術(shù)上也更為先進(jìn)。倒擋傳動(dòng)布置方案倒擋布置應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：1．倒擋齒輪在非工作位置時(shí)，不得與第二軸的齒輪有嚙合現(xiàn)象；2．換入倒擋時(shí)不得與其它齒輪發(fā)生干涉；3．倒擋軸在變速器殼體上的支撐不得與中間軸的齒輪相碰。與前進(jìn)擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車(chē)狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)倒擋，故多次數(shù)方案均采用直齒滑動(dòng)齒輪方式換倒擋。為實(shí)現(xiàn)倒擋傳動(dòng)，有些方案利用中間軸和第二軸上的齒輪傳動(dòng)路線中加入一個(gè)中間傳動(dòng)齒輪的方案；也有利用兩個(gè)聯(lián)體齒輪方案的。前者雖然結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但是中間傳動(dòng)齒輪的輪齒是在最不利的正、負(fù)交替變化的彎曲應(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(dòng)比略有增加。也有少數(shù)變速器采用結(jié)構(gòu)復(fù)雜和使成本增加的嚙合套或同步器方案換入倒擋。(c)(b)(d)(a)(c)(b)(d)(a)圖2-1倒擋布置方案圖2-1為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖2-1(a)所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度；但換擋時(shí)要求有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2.1(b)所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖2-1(c)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(zhǎng)。圖2-1(d)所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換擋更為輕便。綜上所述，方案(c)較為適合本設(shè)計(jì)變速器的一擋或倒擋因傳動(dòng)比大，工作時(shí)在齒輪上作用的力增大，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(wú)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(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從抵擋到高擋的順序布置各擋齒輪，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(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)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(shí)在倒擋工作時(shí)，輪齒磨損與噪聲在短時(shí)間內(nèi)略有增加，而在一擋工作時(shí)輪齒的磨損與噪聲有所減少。零部件結(jié)構(gòu)方案分析齒輪形式變速器采用直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪的特點(diǎn)是：沒(méi)有軸向力，支撐方式采用球支撐；可以撥動(dòng)滑動(dòng)齒輪進(jìn)行直接掛擋，為方便掛擋要倒角；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。斜齒圓柱齒輪的優(yōu)點(diǎn)是：傳動(dòng)平穩(wěn)、噪音小、承載能力強(qiáng)、不倒角；在同樣載荷下，可以設(shè)計(jì)齒輪窄些，縮小變速器軸向尺寸；不能撥動(dòng)直接掛擋，必須設(shè)計(jì)同步器或嚙合套；有軸向力，采用圓柱或圓錐滾子軸承，軸向力過(guò)大應(yīng)采用較小螺旋角；三軸變速器中間軸齒輪設(shè)計(jì)成右旋，使同一軸上的兩個(gè)軸向力相互抵消。鑒于以上支持圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪的優(yōu)缺點(diǎn)，變速器設(shè)計(jì)中的常嚙合齒輪采用斜齒圓柱齒輪，而一擋采用直齒圓柱齒輪。換擋形式變速器常用的換擋形式有直齒滑動(dòng)齒輪換擋、嚙合套換擋和同步器換擋。直齒滑動(dòng)齒輪換擋方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但換擋時(shí)相互接合的輪齒之間由于速度不同將產(chǎn)生很大的沖擊并伴隨有噪聲，容易破壞齒輪，一般只用于一擋和倒擋。當(dāng)變速器上齒輪對(duì)為常嚙合狀態(tài)時(shí)，可采用嚙合套方式換擋。采用嚙合套換擋方式，不僅換擋行程短，同時(shí)因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，所以他們不會(huì)過(guò)早損壞；但因不能消除換擋沖擊，這就要求駕駛員有熟練地操作技術(shù)。因此，目前這種方法只在某些要求不高的擋位或重型貨車(chē)的變速器上使用。同步器換擋的使用可保證迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車(chē)的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。因此本次設(shè)計(jì)采用同步器換擋方式。自動(dòng)脫擋汽車(chē)自動(dòng)脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器軸剛度不足及振動(dòng)等原因，都可能導(dǎo)致自動(dòng)脫擋。為解決這個(gè)問(wèn)題，除工藝上采取措施外，目前在結(jié)構(gòu)上采取的有效措施有以下幾種：（1）將兩接合齒的接合位置錯(cuò)開(kāi)，如圖2-2所示。在嚙合時(shí)，使接合齒端部超過(guò)被接合齒1~3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時(shí)磨損，并在接合齒端部形成凸肩，利于阻止接合齒自動(dòng)脫擋。圖2-2防止自動(dòng)脫擋的措施Ⅰ（2）將嚙合套做得較長(zhǎng)，如圖2-3所示。在嚙合時(shí)，使接合齒超過(guò)被嚙合齒。在傳動(dòng)過(guò)程中，利用研磨形成凸肩，以阻止接合齒自動(dòng)脫開(kāi)。圖2-3防止自動(dòng)脫擋的措施Ⅱ（3）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（切除0.3~0.6mm），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(dòng)脫擋，如圖2-4所示。圖2-4防止自動(dòng)脫擋的措施Ⅲ（4）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(dòng)脫擋的軸向力，如圖2-5所示，這種方案應(yīng)用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺(tái)階形狀，也具有相同的阻止自動(dòng)脫擋的效果。本次中型客車(chē)變速器采用此種方法。圖2-5防止自動(dòng)脫擋的措施Ⅳ變速器軸承作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的變速器軸支承在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應(yīng)安置軸承。變速器軸承常采用圓柱輥?zhàn)虞S承、球軸承、滾針軸承圓錐輥?zhàn)虞S承、滑動(dòng)軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種類(lèi)型的軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同的汽車(chē)變速器結(jié)構(gòu)緊湊、尺寸小的特點(diǎn)，采用尺寸大些的軸承受限制，常在布置上有困難。變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按之直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱輥?zhàn)虞S承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證后壁兩軸承孔之間的距離不小于6～20mm。近年來(lái)采用圓錐滾子軸承的變速器增多，這是因?yàn)閳A錐滾子軸承有如下優(yōu)點(diǎn)：直徑小，寬度較大，可承受較高負(fù)荷；結(jié)構(gòu)上保證滾子能正確對(duì)中，使用壽命長(zhǎng)；圓錐滾子軸承的接觸線長(zhǎng)，如果錐角和配合選擇合適，可提高軸的剛度，使齒輪能夠正常嚙合，降低噪聲，減少自動(dòng)脫擋的可能性。當(dāng)采用圓錐滾子軸承時(shí)，要注意軸承的預(yù)緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙而使中間軸歪斜，導(dǎo)致齒輪不能正確嚙合而損壞。變速器基本參數(shù)的確定變速器擋位數(shù)及各擋傳動(dòng)比擋數(shù)變速器的擋數(shù)及其傳動(dòng)比由總布置設(shè)計(jì)確定。增加擋數(shù)，有利于提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用率、汽車(chē)的燃油經(jīng)濟(jì)性和平均車(chē)速。但會(huì)使變速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、操縱復(fù)雜、成本高。變速器的擋數(shù)可在3～20個(gè)擋位范圍內(nèi)變化，通常變速器的擋數(shù)在6擋以下。增加變速器的擋數(shù)，能夠改善汽車(chē)的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性以及平均車(chē)速。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，因此，需要設(shè)計(jì)者綜合考慮設(shè)計(jì)要求來(lái)選取合適的擋位。在最近擋傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動(dòng)比比值小，換擋工作容易進(jìn)行，一般要求相鄰擋位之間的傳動(dòng)比值在1.8以下。近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車(chē)一般用4～5個(gè)擋位的變速器。商用車(chē)變速器采用4～5個(gè)擋或多擋。載荷質(zhì)量在2.0～3.5噸的貨車(chē)采用五擋變速器，載質(zhì)量在4.0～8.0噸的貨車(chē)采用六擋變速器。傳動(dòng)比范圍變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的比值，取決于汽車(chē)行駛的道路條件和發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車(chē)質(zhì)量之比（比功率）。道路條件越復(fù)雜（越野行駛），比功率越小，要求變速器傳動(dòng)比范圍越寬。目前乘用車(chē)的傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的乘用車(chē)在5.0～8.0之間，越野車(chē)和牽引車(chē)為10～20。影響最低擋傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車(chē)最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等。初選各擋傳動(dòng)比考慮到汽車(chē)在平坦硬路面上行駛時(shí)的燃油經(jīng)濟(jì)性，變速器的最高擋位多為直接擋（傳動(dòng)比為1）或超速擋（傳動(dòng)比小于1）。這時(shí)汽車(chē)的動(dòng)力性及燃油經(jīng)濟(jì)性由發(fā)動(dòng)機(jī)及驅(qū)動(dòng)橋減速比決定。變速器低擋（一擋，有時(shí)還有爬坡?lián)酰┑膫鲃?dòng)比則決定了汽車(chē)的最大爬坡度。選擇最低擋傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著力、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速，以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮。汽車(chē)爬陡坡時(shí)車(chē)速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力，查文獻(xiàn)[1]可知：（3-1）式中：m—汽車(chē)總質(zhì)量；—重力加速度；—道路最大阻力系數(shù)；—驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑；—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；—主減速比；—汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率；—最大爬坡度；—滾動(dòng)阻力系數(shù)；—變速器一擋傳動(dòng)比。則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動(dòng)比查文獻(xiàn)[1]可知：（3-2）＝=5.9根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著條件有：（3-3）式中：—汽車(chē)滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷；—道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取。求得的變速器一擋傳動(dòng)比查文獻(xiàn)[1]可知：（3-4）=12.56根據(jù)本設(shè)計(jì)要求的具體情況和上述條件可以初選一擋傳動(dòng)比。變速器最高擋的傳動(dòng)比與最低擋的傳動(dòng)比確定以后，中間各擋的傳動(dòng)比理論上是按公比查知：（3-5）的幾何級(jí)數(shù)排列，式中為擋位數(shù)（），四擋傳動(dòng)比。=1.50實(shí)際上各擋傳動(dòng)比之間的排列與幾何級(jí)數(shù)排列略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比醫(yī)小些，以便于換擋。另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理配合。因此初選各擋傳動(dòng)比：i1=7.640i2=5.093i3=3.396i4=2.263i4=1.509i4=1.00中心距中心距A是指兩軸中心線之間或兩相嚙合齒輪中心線之間的距離，對(duì)中間軸式變速器，將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距。變速器的中心距對(duì)其尺寸及質(zhì)量的大小有直接影響，它也代表著變速器的承載能力。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對(duì)輪齒的接觸強(qiáng)度也有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)而得出經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選，查文獻(xiàn)[1]可知：（3-6）式中：—中心距系數(shù)，轎車(chē)取K=8.9～9.3，貨車(chē)取K=8.6～9.6，多擋變速器取K=9.5～11；—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m；—變速器一擋傳動(dòng)比；—變速器的傳動(dòng)效率，取。將數(shù)據(jù)代入公式得中心距A：=130mm變速器的外形尺寸變速器的橫向外型尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間（過(guò)度）齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車(chē)四擋變速器殼體的軸向尺寸為。商用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：四擋——五擋——六擋——當(dāng)變速器選用的擋數(shù)和同步器較多時(shí)，上述中心距系數(shù)應(yīng)取上限。本次變速器外形軸向尺寸初選為420mm。變速器齒輪參數(shù)的確定齒輪模數(shù)選取齒輪模數(shù)，要保證齒輪有足夠的強(qiáng)度，同時(shí)兼顧對(duì)噪聲和質(zhì)量的影響。減小模數(shù)，增加齒寬，會(huì)使噪聲降低；反之，則能減輕變速器質(zhì)量。對(duì)乘用車(chē)，降低噪聲的意義較大，一般采用小模數(shù)、大齒寬的齒輪。而對(duì)于商用車(chē)，減小變速器的質(zhì)量意義較大，一般采用較大模數(shù)的齒輪。從齒輪的強(qiáng)度觀點(diǎn)出發(fā)，變速器上每對(duì)齒輪應(yīng)有各自的模數(shù)；然而，從工藝上看，全部齒輪采用同一種模數(shù)較為合理。因此常采用折中方法解決這個(gè)問(wèn)題。例如，一擋和倒擋采用一種模數(shù)，而其他擋位采用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車(chē)變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。變速器用齒輪模數(shù)的范圍如表3－1所示。表3―1汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)車(chē)型乘用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車(chē)最大總質(zhì)量ma/t1.0＜V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜ma≤14.0ma＞14.0模數(shù)mn/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~60..所選模數(shù)應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB∕T1357―1987的規(guī)定，見(jiàn)表3―2。選用時(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。表3―2汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù)（摘自GB∕T1357―1987）（mm）第一系列1.01.251.50―2.00―2.50―3.00第二系列―――1.75―2.25―2.75―第一系列―――4.00―5.00―6.00第二系列（3.25）3.50（3.75）―4.50―5.50―嚙合套和同步器的結(jié)合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車(chē)和總質(zhì)量ma在1.8～14.0t的商用車(chē)為2.0～3.5mm；總質(zhì)量ma大于14.0t的貨車(chē)為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋操作。綜上所述，初步確定變速器一擋和倒擋齒輪模數(shù)為2.50mm，其他各擋齒輪模數(shù)初選為2.00mm，同步器的模數(shù)選為2.00mm齒輪壓力角α齒輪壓力角較小時(shí)，重合度較大，并降低了輪齒剛度，減少了進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。試驗(yàn)證明：對(duì)于直齒輪，壓力角為28°時(shí)強(qiáng)度最高，超過(guò)28°后強(qiáng)度增加不多；對(duì)于斜齒輪，壓力角為25°時(shí)強(qiáng)度最高。對(duì)于乘用車(chē)變速器，要求它的噪聲較小，即對(duì)它的工作平穩(wěn)性要求較高。為此，其高擋位齒輪采用較小的壓力角，一般采用的有14.5°、15°、16°、16.5°。對(duì)于中、重型汽車(chē)，為提高倒擋齒輪的承載能力，有的采用較大的壓力角，例如22.5°或25°。實(shí)際上，因國(guó)家規(guī)定的齒輪標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以汽車(chē)變速器齒輪最普遍采用的是20°壓力角。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°，普遍采用30°壓力角。綜上所述，初步選定變速器齒輪的壓力角為20°，同步器相接合齒的壓力較為30°螺旋角β斜齒輪在變速器中得到廣泛用。選取斜齒輪的螺旋角，因該注意它對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實(shí)驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過(guò)當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以15°～25°宜；結(jié)合本設(shè)計(jì)技術(shù)要求初選螺旋角。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)力要求使中間軸上同時(shí)作用的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角因該是不一樣的。為使工藝簡(jiǎn)便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。圖3.1中間軸軸向力平衡根據(jù)圖3.1可知，欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件（3-7）由于，為使兩軸向力平衡，查知必須滿足：（3-8）式中，、為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力；、為作用在中間齒輪1、2上的圓周力；、的節(jié)圓半徑；為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：乘用車(chē)變速器：兩軸式變速器為20°～25°；中間軸式變速器為22°～34°；貨車(chē)變速器為18°～26°。綜上所述，初步確定變速器齒輪螺旋角β為25°，中間軸齒輪右旋，一軸和二軸齒輪左旋。齒輪齒寬b齒寬的的選擇應(yīng)滿足既能減輕變速器質(zhì)量，同時(shí)又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要求。齒寬大，工作平穩(wěn)，但變速器質(zhì)量大。齒寬太小會(huì)使輪齒的工作應(yīng)力過(guò)大。為了使工作應(yīng)力不過(guò)大，必須增大中心距，結(jié)果有使變速器質(zhì)量增大。斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)也隨著齒寬的減小而削弱。在齒寬較小時(shí)，為保證重合系數(shù)，可以增大螺旋角，但這會(huì)使軸承承受的軸向力增加，使其壽命降低。但是，齒寬也不宜過(guò)大，否則會(huì)增加變速器的軸向尺寸，而且大的齒寬，工作時(shí)會(huì)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造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來(lái)選定齒寬：直齒b=kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0斜齒b=kcmn，kc取為6.0~8.5第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)kc可取大些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。對(duì)于模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為2~4mm。綜上所述，一軸齒輪及倒擋齒輪齒寬系數(shù)kc取為8.0，其余擋位的齒寬系數(shù)kc取為8.5。因此一擋和倒擋齒輪齒寬b=8.0×3.00=24mm,其他擋位齒輪齒寬b=8.5×2.00=17mm。齒輪齒頂高系數(shù)ha*齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、齒輪強(qiáng)度、工作噪聲、齒輪相對(duì)滑動(dòng)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(yīng)力也減少。近年來(lái)，齒輪加工精度不斷提高，國(guó)家規(guī)定齒輪的齒頂高系數(shù)ha*為1齒輪變位修正的選擇為了改善齒輪傳動(dòng)的某些性能，常對(duì)齒輪進(jìn)行修正。修正方法有三種：加工時(shí)改變刀具與齒輪毛坯的相對(duì)位置，又稱變位；改變刀具的原始齒廓參數(shù)；改變齒輪齒廓的局部漸開(kāi)線，又稱修形。變位齒輪的主要優(yōu)點(diǎn)是不用改變加工標(biāo)準(zhǔn)齒輪所用刀具的參數(shù)，只需改變刀具與工件的相對(duì)位置及相應(yīng)地改變毛坯的外徑。加工出的齒輪與未變位的標(biāo)準(zhǔn)齒輪比較，齒廓仍為同一基圓的漸開(kāi)線，僅選取了不同的部位而已。為了避免齒輪產(chǎn)生根切、干涉，為了配湊中心距以及滿足各擋齒輪在彎曲強(qiáng)度、接觸強(qiáng)度、耐磨損、抗膠合和運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性等方面的不同要求，提高齒輪的壽命，故汽車(chē)變速器均采用變位齒輪。在選擇變位種類(lèi)及其變位系數(shù)時(shí)，應(yīng)對(duì)該齒輪在其使用條件下的破壞形式及原因作具體分析。若實(shí)際中心距為已定中心距，則應(yīng)采用高度變位。若需配湊中心距，則應(yīng)采用角度變位。角度變位還能獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故變速器設(shè)計(jì)多采用之。變速器齒輪的主要損壞形式是齒面剝落和疲勞斷裂，故變位系數(shù)主要應(yīng)按提高接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度和耐磨性來(lái)選擇。對(duì)于常用的高擋齒輪，應(yīng)按保證其接觸強(qiáng)度、抗膠合及耐磨損能力的要求去選擇變位及變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使兩齒輪的齒廓漸開(kāi)線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力，因此兩齒輪均應(yīng)選擇正變位且變位系數(shù)盡量取大些。對(duì)于低擋齒輪，由于傳遞的載荷較大而小齒輪的齒根較弱小齒輪齒根彎曲斷裂是主要破壞形式，故應(yīng)加強(qiáng)小齒輪而采用正變位。為提高抗膠合能力及耐磨性，應(yīng)通過(guò)選擇變位系數(shù)降低兩嚙合輪齒的相對(duì)滑動(dòng)系數(shù)并使之趨于齊平。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，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面對(duì)本設(shè)計(jì)采用的六擋變速器傳動(dòng)方案（如圖3-2）具體分析各擋齒數(shù)的分配，在分配過(guò)程中堅(jiān)持的一個(gè)原則是各擋齒輪的齒數(shù)比不是整數(shù)，以使齒輪磨損均勻。確定各擋齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意以下幾個(gè)問(wèn)題：小齒輪的直徑應(yīng)足夠大，否則輪轂過(guò)薄易斷，若小齒輪不滑動(dòng)，可將齒輪與軸制成一體，做成齒輪軸；大齒輪與其它零件不能發(fā)生干涉；嚙合齒輪線速度不宜過(guò)高（≤15m∕s），否則產(chǎn)生噪音；濺油齒輪浸油高度為20mm～40mm，過(guò)高則機(jī)械效率低；校核倒擋齒輪轉(zhuǎn)速是否超過(guò)軸承的最高轉(zhuǎn)速；布置三軸齒輪和掛倒擋的各齒是否咬死或干涉。圖3-2變速器傳動(dòng)方案布置確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動(dòng)比為（3-8）如果和的齒數(shù)確定了,則與的傳動(dòng)比可求出.為了求和的齒數(shù),先由式（3-9）求其齒數(shù)合，（3-9）代入數(shù)據(jù)得zh=104。根據(jù)所得結(jié)果對(duì)大小齒輪進(jìn)行分配。分配時(shí)應(yīng)注意中間軸一擋齒輪的齒數(shù)盡可能小，以便使z11/z12大些，在i1已定的條件下z2/z1小一些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，進(jìn)而方便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸承孔的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不易取多。一擋大齒輪齒數(shù)用z11=zh-z12計(jì)算求得。初選中間軸上一擋小齒輪齒數(shù)z12=30，則z11=zh-z12=74確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)由式（3-10）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比（3-10）而常嚙合傳動(dòng)的齒輪中心距與一擋齒輪的中心距相等，即（3-11）聯(lián)立式（3-10）和式（3-11），代入數(shù)據(jù)解得z1=28.76，z2=89.08，取整為z1=29，z2=89。根據(jù)式（3-8）核算一擋傳動(dòng)比由可得代入數(shù)據(jù)可得β=24.81°。即齒輪1、2的螺旋角精準(zhǔn)為β1=24.81°確定其他各擋齒輪齒數(shù)3.5.3.1確定二擋齒輪齒數(shù)二擋傳動(dòng)比為聯(lián)立兩方程解得z9=73.5z10=44.3，取整后z9=74z10=44，因此二擋傳動(dòng)比即作為最終傳動(dòng)比。由得β=24.81°，即二擋齒輪螺旋角修正為β2=24.81°。3.5.3.2確定三擋齒輪齒數(shù)三擋傳動(dòng)比為聯(lián)立兩方程解得z7=61.89z8=55.9，取整后z7=62z8=56，因此三擋傳動(dòng)比即作為最終傳動(dòng)比。由得β=24.81°，即三擋齒輪螺旋角修正為β3=24.81°。3.5.3.3確定四擋齒輪齒數(shù)四擋傳動(dòng)比為聯(lián)立兩方程解得z5=50z6=67.8，取整后z5=50z6=68，因此四擋傳動(dòng)比即作為最終傳動(dòng)比。由得β=24.81°，即四擋齒輪螺旋角修正為β4=24.81°。3.5.3.4確定五擋齒輪齒數(shù)五擋傳動(dòng)比為聯(lián)立兩方程解得z3=38.8z4=78.9，取整后z3=39z4=79，因此五擋傳動(dòng)比即作為最終傳動(dòng)比。由得β=24.81°，即五擋齒輪螺旋角修正為β5=24.81°。3.5.3.5確定六擋齒輪齒數(shù)由于六擋是直接擋，利用同步器直接接合一軸與二軸，因此不需要對(duì)其齒輪齒數(shù)的確定。3.5.3.6確定倒擋齒輪齒數(shù)一擋和倒擋齒輪選用相同的模數(shù)。倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，因此初步選定倒擋齒輪齒數(shù)z15=23，應(yīng)初選z14=30，z13=70。由公式可得中間軸與倒擋軸之間中心距為選定為59mm。因此倒擋傳動(dòng)比為變速器齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算變速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算直齒圓柱齒輪的幾何尺寸計(jì)算直齒圓柱齒輪的幾何尺寸的計(jì)算公式及計(jì)算結(jié)果如表4-1，其中m=2.50mm、α=20°、QUOTE=1、QUOTE=0.25表4-1直齒圓柱齒輪的幾何尺寸名稱計(jì)算公式z11z12齒數(shù)z7430分度圓直徑d=mz18575齒頂高h(yuǎn)a=QUOTEm2.52.5齒根高h(yuǎn)f=（QUOTE+c*）m3.1253.125基圓直徑db=dQUOTEQUOTE173.8470.48齒頂圓直徑da=（z+2QUOTE）m19080齒根圓直徑df=（z-2QUOTE-2c*）m178.7568.75齒厚s=πm/23.933.93斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計(jì)算斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸的計(jì)算公式及計(jì)算結(jié)果如表4-2，其中mn=2.00mm、αn=20°、QUOTE=1、QUOTE=0.25、β=24.81°、αt=21.85°表4-2斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸名稱計(jì)算公式z1z2z3z4z5z6z7齒數(shù)z29893979506862端面模數(shù)QUOTEQUOTE2.22.22.22.22.22.22.2分度圓直徑d=zmt63.8195.885.8173.8110149.6136.4基圓直徑db=dQUOTEQUOTE59.2181.779.7161.3102.1138.8126.6齒跟高h(yuǎn)f=(QUOTE)mn2.52.52.52.52.52.52.5齒頂高h(yuǎn)a=mn2222222齒全高h(yuǎn)=4.54.54.54.54.54.54.5齒頂圓直徑da=d+2ha67.8199.889.8177.8114153.6140.4齒根圓直徑df=d-2hf58.8190.880.8168.8105144.6131.4當(dāng)量齒數(shù)QUOTEQUOTE39911952105679183名稱計(jì)算公式z8z9z10z13z14z15齒數(shù)z567444703023端面模數(shù)QUOTEQUOTE2.22.22.22.22.22.2分度圓直徑d=zmt123.2163.896.81546650.6基圓直徑db=dQUOTEQUOTE114.315289.8142.961.347齒跟高h(yuǎn)f=(QUOTE)mn2.52.52.52.52.52.5齒頂高h(yuǎn)a=QUOTEmn222222齒全高h(yuǎn)=QUOTEQUOTE4.54.54.54.54.54.5齒頂圓直徑da=d+2ha127.2167.8100.81587054.6齒根圓直徑df=d-2hf118.2158.891.81496145.6當(dāng)量齒數(shù)QUOTEQUOTE759959944031速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算齒輪損壞的形式變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動(dòng)換擋端部破壞以及齒面膠合。輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)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)得極少。而后者出現(xiàn)得多些。輪齒工作時(shí)，一對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)存在于齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點(diǎn)，稱之為齒面點(diǎn)蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，并可能造成折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的低擋和倒擋齒輪，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)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。負(fù)荷大的齒面相對(duì)滑動(dòng)速度又高的齒輪,在接觸壓力大且接觸處產(chǎn)生高溫作用的情況下使齒面間的潤(rùn)滑油膜破壞,導(dǎo)致齒面直接接觸,在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連,齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡,稱為齒面膠合.變速器齒輪的這種破出現(xiàn)較少。齒輪強(qiáng)度計(jì)算4.2.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）常嚙合齒輪彎曲應(yīng)力σw，查知：（4-1）式中：σw—彎曲應(yīng)力（MPa）；Ft—圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm），Tg=Temaxi；為節(jié)圓直徑（mm），d=mz；Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)，Kσ=1.5；Kf—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪Kf=1.1，從動(dòng)齒輪Kf=0.9；—齒寬(mm)；t—端面齒距，t=πm；y—齒形系數(shù)，查的取0.46—重合度系數(shù)，取2.0當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～800MPa,查知，[]=600MPa。由公式（4-1）得：=215MPa<[]滿足設(shè)計(jì)要求。（2）一擋斜齒輪彎曲應(yīng)力，查知：（4-2）式中—彎曲應(yīng)力（MPa）；—圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；；—斜齒輪螺旋角，=24.81°；—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.65；—齒寬(mm)；—法向齒距，；y—齒形系數(shù)，y=0.69當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～800MPa,查知，[]=600MPa。由公式（4-2）得：=429MPa<[]滿足設(shè)計(jì)要求。（3）二擋齒輪彎曲應(yīng)力σw，查知：（4-3）式中σw—彎曲應(yīng)力（MPa）；Ft—圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm），Tg=Temaxi；為節(jié)圓直徑（mm），d=mz；Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)，Kσ=1.5；Kf—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪Kf=1.1，從動(dòng)齒輪Kf=0.9；—齒寬(mm)；t—端面齒距，t=πm；y—齒形系數(shù)，查的取0.47—重合度系數(shù)，取2.0當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)查知，[]=350MPa。由公式（4-3）得：=349MPa<[]滿足設(shè)計(jì)要求。（4）三擋齒輪彎曲應(yīng)力σw，查知：（4-4）式中σw—彎曲應(yīng)力（MPa）；Ft—圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm），Tg=Temaxi；為節(jié)圓直徑（mm），d=mz；Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)，Kσ=1.5；Kf—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪Kf=1.1，從動(dòng)齒輪Kf=0.9；—齒寬(mm)；t—端面齒距，t=πm；y—齒形系數(shù)，查的取0.47—重合度系數(shù)，取2.0當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)查知，[]=350MPa。由公式（4-4）得：=274MPa<[]滿足設(shè)計(jì)要求。（5）四擋齒輪彎曲應(yīng)力σw，查知：（4-5）式中：σw—彎曲應(yīng)力（MPa）；Ft—圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm），Tg=Temaxi；為節(jié)圓直徑（mm），d=mz；Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)，Kσ=1.5；Kf—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪Kf=1.1，從動(dòng)齒輪Kf=0.9；—齒寬(mm)；t—端面齒距，t=πm；y—齒形系數(shù)，查的取0.47—重合度系數(shù)，取2.0當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)查文獻(xiàn)[2]可知，[]=350MPa。由公式（4-5）得：=226MPa<[]滿足設(shè)計(jì)要求。（6）五擋齒輪彎曲應(yīng)力σw，查文獻(xiàn)[2]可知：（4-6）式中：σw—彎曲應(yīng)力（MPa）；Ft—圓周力（N），；為計(jì)算載荷（N·mm），Tg=Temaxi；為節(jié)圓直徑（mm），d=mz；Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)，Kσ=1.5；Kf—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪Kf=1.1，從動(dòng)齒輪Kf=0.9；—齒寬(mm)；t—端面齒距，t=πm；y—齒形系數(shù)，查的取0.47—重合度系數(shù)，取2.0當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)查文獻(xiàn)[2]可知，[]=350MPa。由公式（4-6）得：=194MPa<[]滿足設(shè)計(jì)要求。4.2.2.2齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算齒輪接觸強(qiáng)度可由公式4-7求得：（4-7）式中：σj—齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；F—齒面上的法向力（N），；F1—圓周力在（N），；α—節(jié)點(diǎn)處的壓力角；β—齒輪螺旋角，；E—齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取；E=190×103MPab—齒輪接觸的實(shí)際寬度，24mm；—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）；直齒輪：斜齒輪：其中，分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力ρj如表4-3所示：表4-3變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪ρj/MPa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通過(guò)計(jì)算可以得出各擋齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一擋：二擋：三擋：四擋：五擋：對(duì)照上表可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。變速器軸及軸承設(shè)計(jì)與計(jì)算變速器軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算變速器在工作時(shí)，由于齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設(shè)計(jì)變速器時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。初選軸的直徑在已知變速器中心距A時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑d≈0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值：對(duì)中間軸，d/L=0.16~0.18;對(duì)第二軸，d/L≈0.18~0.21。第一軸花鍵部分直徑d（mm）可按式5-1初選（5-1）式中，K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0~4.6；Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N·m）。代入數(shù)據(jù)得d=30mm。軸的強(qiáng)度驗(yàn)算由于各齒輪處其受力簡(jiǎn)圖如下，所以可對(duì)各擋齒輪處軸受力進(jìn)行分析與設(shè)計(jì)。圖5-1各擋齒輪處受力簡(jiǎn)圖對(duì)于輸出軸有：（5-2）（5-3）（5-4）式中：i——至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比d——計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑α——節(jié)點(diǎn)處壓力角（α=20°）β——螺旋角Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，也是第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·mm。根據(jù)以上公式，將有關(guān)數(shù)據(jù)代入并整理即得各輸出齒輪上的受力，今將其列于下表：表5-1輸出軸上各齒輪受力輸出軸齒輪圓周力Ft（N）徑向力Fr（N）軸向力Fa（N）z1130433.6811080.59—z923581.329455.6110901.09z718534.557431.968568.09z515265.536121.157056.9z313137.065267.686072.96因?yàn)檩敵鲚S的轉(zhuǎn)距要遠(yuǎn)大于輸入軸，特別是低擋和倒擋時(shí)，所以只進(jìn)行輸出軸的校核，那么輸入軸也就相應(yīng)的滿足了彎曲強(qiáng)度要求。計(jì)算各擋相應(yīng)的彎矩MV、MH。軸在轉(zhuǎn)矩Tj和彎矩同時(shí)作用下，其應(yīng)力由式5-5、5-6求得：（5-5）（5-6）式中：d為軸的直徑(mm)，花鍵處取內(nèi)徑；W為抗彎截面系數(shù)。由公式5-7計(jì)算得出：RH1+RH2=Ft aRH1=bRH2（5-7）由此解出RH1和RH2MH1=RH1×a MH2=RH2×b（5-8）RV1+RV2=Fr aRV1=bRV2（5-9）由此解出RV1和RV2MV1=RV1×a MV2=RV2×b（5-10）其計(jì)算結(jié)果如表5-2所示：表5-2輸出軸各擋彎矩及彎曲應(yīng)力擋彎矩位及應(yīng)力一擋二擋三擋四擋五擋ＭV(N?mm)741712898087.99715996.56509680.39298832.23MH(N?mm)2037174.222239739.191785622.371270841.64745257.29M(N?mm)3553912.883090391.392301941.771606159.22980984.99σ(MPa)397.45145.81187.67381.77370.27軸的許用彎曲應(yīng)力為：[σ]=400MPa,經(jīng)計(jì)算，由上表知均符合剛度要求。變速器軸承的選用與計(jì)算通過(guò)初步設(shè)計(jì)，一軸前端選用角接觸球軸承，代號(hào)為7208C，經(jīng)查的標(biāo)準(zhǔn)為：d=40mm，D=80mm，B=18mm，α=15°。二軸支撐在殼體處軸承選用7204C，經(jīng)查的標(biāo)準(zhǔn)為：d=20mm，D=47mm，B=14mm，α=15°。中間軸前端軸承采用代號(hào)為7210C的軸承，其外形尺寸為：d=50mm，D=90mm，B=20mm，α=15°，后端采用代號(hào)為7206C的軸承，其外行尺寸為：d=30mm，D=62mm，B=16mm，α=15°。對(duì)第一軸二檔時(shí)右端軸承壽命進(jìn)行計(jì)算：額定轉(zhuǎn)速n=3000r/min軸承壽命計(jì)算如公式5-7所示：（5-7）式中：n——轉(zhuǎn)速(r/min)c——基本額定動(dòng)載荷P——當(dāng)量動(dòng)載荷ε——指數(shù)，對(duì)滾子軸承ε=10/3C=26800N,C0=20500N(額定靜載荷)，P=0.5Fr+0.46Fa=1842.31N代入得對(duì)第二軸二檔時(shí)左端軸承壽命進(jìn)行計(jì)算，其中C=11200N,=7460N(額定靜載荷)P=0.5Fr+0.46Fa=5228.43代入得以上所算為各個(gè)軸承中壽命最小的,由此可見(jiàn)所選用的軸承合理。同步器的選擇與計(jì)算同步器的選擇 同步器是在接合套換擋機(jī)構(gòu)的基礎(chǔ)上發(fā)展起來(lái)的，包括接合套、花鍵轂、對(duì)應(yīng)齒輪上的接合齒圈，并增設(shè)了使接合套與對(duì)應(yīng)的接合齒圈的圓周速度迅速達(dá)到并保持一致（同步）的機(jī)構(gòu)，及阻止兩者在達(dá)到同步之前即接合的結(jié)構(gòu)。同步器是利用摩擦原理實(shí)現(xiàn)同步的，可以分為常壓式、慣性式、自行增力式等形式。常壓式同步器工作很不可靠，現(xiàn)已基本淘汰?，F(xiàn)代汽車(chē)上廣泛采用的是慣性式同步器，它從結(jié)構(gòu)上可以分為以下幾種：鎖銷(xiāo)式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式。此次變速器采用鎖環(huán)式同步器。鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)如圖6-1圖6-1鎖環(huán)式慣性同步器1、11-變速器齒輪2-套筒3-輸出軸4、12-滾針軸承5、10-鎖環(huán)6-滑塊7-彈簧圈8接合套鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)5或10和齒輪1或11凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是做在鎖環(huán)5或10上的齒和做在嚙合套上齒的端部，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，滑塊凸起部分嵌入口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑塊寬一個(gè)接合齒。鎖環(huán)式同步器的工作原理是：換檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動(dòng)定位銷(xiāo)和鎖環(huán)移動(dòng)，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(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角度，并滑塊予以定位。接下來(lái)，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖6-2b），使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(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(shí)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(guò)程結(jié)束，完成換檔過(guò)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(kāi)，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過(guò)鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖6-2d），完成同步換檔。同步器的設(shè)計(jì)計(jì)算摩擦系數(shù)f摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤(rùn)滑油種類(lèi)和溫度等因素有關(guān)。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(duì)錐面的表面粗糙度要求較高，用來(lái)保證在使用過(guò)程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度差，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(qiáng)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(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。摩擦因數(shù)對(duì)換擋齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，換檔省力或縮短同步時(shí)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(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來(lái)保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。同步環(huán)主要尺寸的確定6.2.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)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(guò)窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。試驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂寬對(duì)f的影響很大，f隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費(fèi)力，故齒頂寬不易過(guò)大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些，可使被刮下來(lái)的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會(huì)使接觸面減少，增加磨損速度。6.2.2.2錐面半錐角α摩擦錐面半錐角α越小，摩擦力矩越大,但α過(guò)小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tanα≥f。一般取α=6°～8°、α=6°時(shí)，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)，則有粘著和咬住的傾向；在α=7°時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取7°。6.2.2.3摩擦錐面平均半徑RR設(shè)計(jì)得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會(huì)影響到同步環(huán)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R取大些。本次設(shè)計(jì)中采用的R為50～60mm。6.2.2.4錐面工作長(zhǎng)度b縮短錐面工作長(zhǎng)度b，便使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短，但同時(shí)也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)式6-1計(jì)算確定b。 (6-1)同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機(jī)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。轎車(chē)同步環(huán)厚度比貨車(chē)小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。貨車(chē)同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時(shí)選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強(qiáng)度。設(shè)計(jì)中考慮到降低成本取相同的b取5mm。6.2.2.5同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機(jī)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。轎車(chē)同步環(huán)厚度比貨車(chē)小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。貨車(chē)同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時(shí)選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強(qiáng)度。本設(shè)計(jì)中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。鎖止角β鎖止角β選取的正確，可以保證只有在換擋的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換檔。影響鎖止角β選取的因素主要有摩擦因數(shù)f擦錐面的平均半徑R,鎖止面平均半徑和錐面半錐角α。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～46°范圍內(nèi)變化。本次設(shè)計(jì)鎖止角β取30°。同步時(shí)間t同步器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好EQ。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。軸向力大，同步時(shí)間減少,而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車(chē)型要求作用到手柄上的力也不相同,為此，同步時(shí)間與車(chē)型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選?。簩?duì)轎車(chē)變速器高擋取0.15～0.30s,低擋取0～0.80s;對(duì)貨車(chē)變速器高擋取0.30～0.80s，低擋取1.00～1.50s。轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算換檔過(guò)程中依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零件統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動(dòng)盤(pán)，中間軸及其上的齒輪，與中間軸上齒輪相嚙合的第二周上的常嚙合齒輪。其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算：首先求得各零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，然后按不同檔位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上。對(duì)已有的零件，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量值通常用扭擺法測(cè)出;若零件未制成,可將這些零件分解為標(biāo)準(zhǔn)的幾何體,并按數(shù)學(xué)公式合成求出轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。變速器操縱機(jī)構(gòu)及殼體的設(shè)計(jì)根據(jù)汽車(chē)使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機(jī)構(gòu)完成選擋和實(shí)現(xiàn)換擋或退到空擋。變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求：換擋時(shí)只能掛入一個(gè)擋位換擋后應(yīng)使齒輪在全齒長(zhǎng)上嚙合，防止自動(dòng)脫擋或自動(dòng)掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。操縱方式的選擇變速器的操縱方式主要有三種：直接操縱手動(dòng)換擋、遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換擋方式和電控自動(dòng)換擋方式。1.直接操縱手動(dòng)換擋方式變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過(guò)變速桿直接完成換擋功能的手動(dòng)換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單，已得到廣泛應(yīng)用。近年來(lái)，單軌式操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點(diǎn)是減少了變速叉軸，各擋同用一組自鎖裝置，因而使操縱機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化，但它要求各擋行程相等。采用直接操縱方式灰暗當(dāng)?shù)那疤崾亲兯倨麟x司機(jī)較近。2.遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換擋方式在變速器離駕駛員較遠(yuǎn)時(shí)，需要通過(guò)轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)才能完成換擋功能。通常，使用一套連桿機(jī)構(gòu)來(lái)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)換。為使此套機(jī)構(gòu)能夠正常工作，對(duì)它的基本要求是：具有足夠的剛度，并且各連接件間隙不能過(guò)大，否則，換擋手感不明顯，并且變速器桿容易顫動(dòng)。為滿足上述要求，變速桿支座應(yīng)固定在受車(chē)架變形、汽車(chē)振動(dòng)影響較小的地方，最好將換擋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器連成一體，以避免對(duì)操縱不利的影響。3.電控自動(dòng)換擋方式盡管有級(jí)式機(jī)械變速器應(yīng)用廣泛，但是它有換擋工作復(fù)雜、對(duì)駕駛員操縱技術(shù)要求高并使駕駛員容易疲勞等缺點(diǎn)。綜上所述，此次選用直接操縱換擋方式。鎖止裝置的選擇為了保證變速器在任何情況下都能準(zhǔn)確、安全、可靠地工作，其操縱機(jī)構(gòu)必須設(shè)置鎖止裝置它包括自鎖、互鎖和倒擋鎖裝置。換擋過(guò)程中，若操縱變速桿推動(dòng)撥叉前、后移動(dòng)的距離不足時(shí)，則接合套與相應(yīng)的接合齒圈將不能在全齒寬上嚙合，因而影響齒輪的壽命。即使達(dá)到了全齒寬嚙合，也可能由于其它原因或汽車(chē)振動(dòng)，使接合套自動(dòng)產(chǎn)生軸向移動(dòng)，因而減少了的嚙合長(zhǎng)度，甚至完全脫離嚙合（即自動(dòng)脫擋）。為防止變速器自動(dòng)脫擋，并保證接合齒圈以全齒寬嚙合，應(yīng)在操縱機(jī)構(gòu)中設(shè)置自鎖裝置。自鎖裝置通常是由鋼球和彈簧組成。互鎖裝置是保證移動(dòng)某一變速換擋撥叉時(shí)。其它撥叉軸被鎖住，互鎖裝置的結(jié)構(gòu)主要有互鎖銷(xiāo)式、擺動(dòng)鎖塊式、轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式。在汽車(chē)行駛過(guò)程中，為了防止誤掛倒擋而造成安全事故和損壞傳動(dòng)系，在操縱機(jī)構(gòu)中都設(shè)有倒擋鎖。變速器殼體的設(shè)計(jì)變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時(shí)質(zhì)量也要小，并具有足夠大的剛度，用來(lái)保證軸和軸承工作時(shí)不會(huì)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(jì)時(shí)還應(yīng)當(dāng)注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與傳動(dòng)齒輪齒頂之間保持有5～8mm的間隙，否則由于增加了潤(rùn)滑油的液壓阻力會(huì)導(dǎo)致噪聲的產(chǎn)生和使變速器過(guò)熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。為了加強(qiáng)變速器殼體的剛度，在殼體上應(yīng)設(shè)計(jì)有加強(qiáng)肋。加強(qiáng)肋的方向與軸支承處的作用力方向有關(guān)。變速器殼體不應(yīng)該有不利于吸收齒輪振動(dòng)和噪聲的大平面。對(duì)于采用壓鑄鋁合金殼體時(shí)，可以設(shè)計(jì)一些三角形的交叉肋條，用來(lái)增加殼體剛度和降低總成噪聲。結(jié)合上述分析確定本設(shè)計(jì)中使用的加強(qiáng)肋為交叉三角形。為了注油和放油，在變速器殼體上設(shè)計(jì)有注油孔和放油孔。注油孔位置應(yīng)設(shè)計(jì)在潤(rùn)滑油所在平面處，同時(shí)利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應(yīng)設(shè)計(jì)在殼體的最低處同時(shí)放油螺塞應(yīng)采用永久磁性螺塞，可以吸住存留于潤(rùn)滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了使從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤(rùn)滑油再流回變速器殼體內(nèi)，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開(kāi)設(shè)回油孔。為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。固定式機(jī)器，尤其是固定式重型機(jī)器，其機(jī)座和機(jī)箱的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，剛度要求也較高，因而通常都為鑄造。鑄造材料常用即便于施工有廉價(jià)的鑄鐵（包括普通灰鑄鐵、球墨鑄鐵與變性灰鑄鐵等）；只有需要強(qiáng)度高、剛度大時(shí)用鑄鋼；當(dāng)減小質(zhì)量具有很大的意義時(shí)（如運(yùn)行式機(jī)器的機(jī)座和箱體等）才用鋁合金等輕合金。對(duì)于運(yùn)行式機(jī)器，如飛機(jī)、汽車(chē)、拖拉機(jī)及運(yùn)行式起重機(jī)等，減小機(jī)體的質(zhì)量非常重要，故常用鋼或輕合金型材焊接。大型機(jī)座的制造，則常采取非零鑄造，然后焊成一體的辦法。綜合上述分析確定本設(shè)計(jì)中變速器殼體用鋁合金鑄造而成?？偨Y(jié)進(jìn)行相關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)是理工生學(xué)習(xí)階段一次非常難得的理論與實(shí)際相結(jié)合的機(jī)會(huì)，通過(guò)這次比較完整的變速器設(shè)計(jì)，我擺脫了單純的理論知識(shí)學(xué)習(xí)狀態(tài)。我綜合運(yùn)用所學(xué)的專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)，解決實(shí)際工程問(wèn)題的能力，同時(shí)也提高我查閱文獻(xiàn)資料、設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)規(guī)范以及電腦制圖等其他專業(yè)能力水平，而且通過(guò)對(duì)整體的掌控，對(duì)局部的取舍，以及對(duì)細(xì)節(jié)的斟酌處理，都使我的能力得到了鍛煉，經(jīng)驗(yàn)得到了豐富，并且意志品質(zhì)力，抗壓能力及耐力也都得到了不同程度的提升。這是我們都希望看到的也正是我們進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的所在。在此次設(shè)計(jì)過(guò)程中，我的最大的感覺(jué)可以用兩個(gè)字來(lái)形容一下，那就是“充實(shí)”。我覺(jué)的這樣說(shuō)一點(diǎn)也不夸張，在其中我學(xué)到并懂得了很多以前甚至沒(méi)有接觸過(guò)的或是接觸過(guò)而沒(méi)有明白的東西，例如說(shuō)在設(shè)計(jì)過(guò)程中所用到的各種軟件包括繪圖辦公等軟件。我所設(shè)計(jì)的題目是汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)，但是通過(guò)設(shè)計(jì)以后我所掌握的東西并不只是這方面的知識(shí)，首先，要想設(shè)計(jì)出合格的變速器就必須對(duì)汽車(chē)的整個(gè)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)做個(gè)系統(tǒng)的了解，它包括了操縱機(jī)構(gòu)、離合器、驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)等很多零部件，只有對(duì)它們的結(jié)構(gòu)、部位、尺寸等基本了解了以后才可以進(jìn)行我的設(shè)計(jì)工作。所以在這其中學(xué)到了不少的與我設(shè)計(jì)相關(guān)的專業(yè)知識(shí)，比如傳動(dòng)比的確定；其次熟悉了精度的選擇與確定，配合的選擇，加固了材料力學(xué)，金屬工藝學(xué)，機(jī)械設(shè)計(jì)等知識(shí)。最后，就著手開(kāi)始進(jìn)行CAD的繪圖工作，在經(jīng)過(guò)這次的繪圖后我可以說(shuō)是是我能夠更加熟練地運(yùn)用CAD繪圖。順利如期的完成本次畢業(yè)設(shè)計(jì)給了我很大的信心，讓我了解專業(yè)知識(shí)的同時(shí)也對(duì)本專業(yè)的發(fā)展前景充滿信心，無(wú)論變速器整體結(jié)構(gòu)還是它的主要功用，我都有了一個(gè)全新的認(rèn)識(shí)。但在我的設(shè)計(jì)中也存在很大的不足，希望老師多多指正，我將在以后的工作中讓這些不足變的完善，更好的創(chuàng)新。只有發(fā)現(xiàn)問(wèn)題面對(duì)問(wèn)題才有可能解決問(wèn)題，不足和遺憾不會(huì)給我打擊只會(huì)更好的鞭策我前行，今后我更會(huì)關(guān)注新技術(shù)新設(shè)備新工藝的出現(xiàn)，并爭(zhēng)取盡快的掌握這些先進(jìn)的知識(shí)，更好的為祖國(guó)的四化服務(wù)。參考文獻(xiàn)[1]王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì).第四版.機(jī)械工業(yè)出版社，2007[2]陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造.第五版.人民交通出版社，2008[3]大連理工大學(xué)工程畫(huà)教研室.機(jī)械制圖.第五版.高等教育出版社，2005[4]濮良貴,紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).第八版.高等教育出版社，2008[5]于永泗,齊民.機(jī)械工程材料.第七版.大連理工大學(xué)出版社，2007[6]劉品,李哲.機(jī)械精度設(shè)計(jì)與檢測(cè)基礎(chǔ).第五版.哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2008[7]高松,莊繼德,任傳波,鄒廣德.汽車(chē)性能優(yōu)化.機(jī)械工業(yè)出版社，2008[9]劉鴻文.材料力學(xué).第四版.高等教育出版社，2004[10]孫桓,陳作模,葛文杰.機(jī)械原理.第七版.高等教育出版社，2008[11]祝凌云,李斌.Pro/ENGINEER運(yùn)動(dòng)仿真和有限元分析.人民郵電出版社，2004[12]《汽車(chē)工程手冊(cè)編輯》委員會(huì).汽車(chē)工程手冊(cè).人民交通出版社,2001.5[13][日]小田柿浩三.汽車(chē)設(shè)計(jì).機(jī)械工業(yè)出版社,2001[14]肖永清.楊忠敏.汽車(chē)的發(fā)展與未來(lái).化學(xué)工業(yè)出版社，2006[15]譚慶昌，趙洪志，曾平.機(jī)械設(shè)計(jì).吉林科學(xué)技術(shù)出版社，2000[16]秦榮榮，崔可維.機(jī)械原理.吉林科學(xué)出版社，2000[17]宋連榮，關(guān)穎彬，侯洪生.畫(huà)法幾何