摘要關(guān)于變速箱的設(shè)計(jì)一直是汽車(chē)工程領(lǐng)域的重要課題之一。它不僅直接影響著汽車(chē)的性能和駕駛感受，還與燃油經(jīng)濟(jì)性、可靠性以及成本等方面密切相關(guān)。在設(shè)計(jì)變速箱時(shí)，需要考慮諸多因素，從齒輪比和齒輪設(shè)計(jì)到換檔機(jī)構(gòu)以及安全和可靠性等方面都需要仔細(xì)權(quán)衡和設(shè)計(jì)。本次設(shè)計(jì)主要針對(duì)目前市場(chǎng)上的哈佛H5變速箱進(jìn)行設(shè)計(jì)，結(jié)合市場(chǎng)上現(xiàn)有的變速箱類(lèi)型，選擇了相對(duì)成熟且具有代表性的手動(dòng)變速箱作為本次設(shè)計(jì)的研究目標(biāo)。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，首先檢索了相關(guān)資料，了解了目前國(guó)內(nèi)外相關(guān)領(lǐng)域的發(fā)展現(xiàn)狀，在設(shè)計(jì)過(guò)程中，齒輪比和齒輪設(shè)計(jì)對(duì)于變速箱至關(guān)重要，每個(gè)齒輪的齒數(shù)和直徑都必須經(jīng)過(guò)分析計(jì)算，以確保合適的速比和轉(zhuǎn)速范圍。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，需要考慮到加速性能、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛舒適性等方面的需求。在手動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)過(guò)程中，換擋機(jī)構(gòu)同樣占據(jù)著重要的地位。不同類(lèi)型的換檔機(jī)構(gòu)會(huì)對(duì)變速箱的操作方式和便利性產(chǎn)生影響。換檔桿的布局和操作機(jī)制必須符合駕駛員的習(xí)慣和操作習(xí)慣，并且需要經(jīng)過(guò)精心設(shè)計(jì)和調(diào)整。安全和可靠性也是手動(dòng)五檔變速箱設(shè)計(jì)中需要重點(diǎn)考慮的因素之一。合適的設(shè)計(jì)可以防止誤操作，并提高駕駛員對(duì)車(chē)輛的控制能力。最后，本文總結(jié)了哈佛H5六檔變速器的設(shè)計(jì)思路和計(jì)算的經(jīng)驗(yàn)，并且對(duì)未來(lái)的研究方向進(jìn)行了展望。通過(guò)本文的研究和分析計(jì)算，我們可以看到哈佛H5六檔變速器在設(shè)計(jì)和性能方面還有很多需要改進(jìn)和完善的地方。未來(lái)的話(huà)我們還可以更進(jìn)一步深入研究更高檔位的手動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)理論和方法，提高其性能和品質(zhì)，同時(shí)拓展其應(yīng)用領(lǐng)域，為交通工具的綠色環(huán)保、智能發(fā)展做出更大的貢獻(xiàn)。關(guān)鍵詞：變速器;傳動(dòng)機(jī)構(gòu);齒輪;離合器;傳動(dòng)比AbstractTransmissiondesignisoneoftheimportanttopicsinthefieldofautomotiveengineering.Itnotonlydirectlyaffectstheperformanceanddrivingexperienceofthecar,butalsocloselyrelatedtofueleconomy,reliabilityandcost.Whendesigningagearbox,manyfactorsneedtobeconsidered,fromgearratiosandgeardesigntoshiftmechanismsandsafetyandreliability,whichneedtobecarefullyweighedanddesigned.ThisdesignismainlyaimedattheHarvardH5gearboxonthemarketatpresent.Combinedwiththeexistingtransmissiontypesonthemarket,therelativelymatureandrepresentativemanualgearboxisselectedastheresearchobjectofthisdesign.Inthedesignprocess,firstconsulttherelevantinformation,understandthecurrentdevelopmentstatusoftherelevantfieldsathomeandabroad,inthedesignprocess,gearratioandgeardesigniscrucialtothegearbox,thenumberofteethanddiameterofeachgearmustbecarefullycalculatedtoensuretheappropriatespeedratioandspeedrange.Inthedesignprocess,theneedsofaccelerationperformance,fueleconomyanddrivingcomfortneedtobetakenintoaccount.Shiftmechanismisalsooneoftheimportantconsiderationsinthedesignofmanualtransmission.Thedifferenttypesofshiftmechanismshaveanimpactonthewaythegearboxoperatesandtheconvenience.Thelayoutandoperatingmechanismoftheshiftlevermustconformtothehabitsandoperatinghabitsofthedriver,andneedtobecarefullydesignedandadjusted.Safetyandreliabilityarealsoimportantfactorstoconsiderinthedesignofamanualfive-speedtransmission.Therightdesigncanpreventmisoperationandimprovethedriver'sabilitytocontrolthevehicle.Finally,thispapersummarizesthedesignideaandcalculationexperienceofHarvardH5six-speedtransmission,andlooksforwardtothefutureresearchdirection.Throughtheresearchandanalysisofthispaper,wecanseethattheHarvardH5six-speedtransmissioninthedesignandperformanceofalotofimprovementsandimprovements.Inthefuture,wecanfurtherstudythedesigntheoryandmethodofhighergearmanualtransmission,improveitsperformanceandquality,andexpanditsapplicationfield,soastomakegreatercontributionstothegreenandintelligentdevelopmentoftransportationvehiclesKeywords:transmission;drivingmechanism;gearwheel;clutch;gearratio目錄摘要 IAbstract II第一章緒論 11.1設(shè)計(jì)的目的及意義 11.2國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 11.2.1國(guó)外研究現(xiàn)狀 11.2.2國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀 11.2.3未來(lái)發(fā)展趨勢(shì) 21.3課題來(lái)源及設(shè)計(jì)要求 2第二章整體方案的確定 42.1變速器的功用和要求 42.2變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 42.2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 42.2.2倒檔傳動(dòng)方案 62.3變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 62.3.1齒輪型式 72.3.2換檔結(jié)構(gòu)型式 72.4本章小節(jié) 7第三章主要參數(shù)的確定 93.1傳動(dòng)比的確定 93.2中心距的確定 113.3齒輪參數(shù)的確定 113.4各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 123.4.1確定一檔齒輪的齒數(shù) 133.4.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 143.4.3確定二檔齒輪的齒數(shù) 143.4.4確定三檔齒輪的齒數(shù) 153.4.5確定四檔齒輪的齒數(shù) 173.4.6確定五檔齒輪的齒數(shù) 183.4.7確定六檔齒輪的齒數(shù) 193.4.8確定倒檔齒輪的齒數(shù) 203.5本章小節(jié) 21第四章齒輪的強(qiáng)度校核 224.1傳動(dòng)扭矩的計(jì)算 224.2齒輪彎曲強(qiáng)度的校核 224.3齒輪接觸應(yīng)力的校核 234.4本章小節(jié) 26第五章軸的設(shè)計(jì)及校核 285.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 285.2第二軸的校核計(jì)算 295.3軸承校核 305.4本章小節(jié) 31第六章變速器同步器和操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 326.1同步器的結(jié)構(gòu) 326.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定 326.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽 326.2.2錐面半錐角α 336.2.3摩擦錐面平均半徑R 336.2.4錐面工作長(zhǎng)度b 336.2.5同步環(huán)徑向厚度 346.2.6鎖止角β 346.2.7同步時(shí)間t 346.3變速器的操縱機(jī)構(gòu) 346.3.1變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用 346.3.2變速器應(yīng)滿(mǎn)足以下要求 346.3.3換檔位置 356.4本章小節(jié) 35結(jié)論 36參考文獻(xiàn) 37致謝 38緒論1.1設(shè)計(jì)的目的及意義隨著中國(guó)經(jīng)濟(jì)的快速增長(zhǎng)和科技的進(jìn)步，汽車(chē)產(chǎn)業(yè)已經(jīng)成為支撐國(guó)家經(jīng)濟(jì)的骨干行業(yè)。在過(guò)去幾十年中，汽車(chē)已經(jīng)從奢侈品變成了廣泛家庭的必需品，尤其是轎車(chē)。由于汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)通常運(yùn)行在高轉(zhuǎn)速，其最大動(dòng)力和扭矩的輸出有一定的轉(zhuǎn)速區(qū)間，因此，為了充分利用發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，對(duì)于一個(gè)能夠精準(zhǔn)匹配發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與車(chē)輛行駛速度的變速系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，選擇是極其關(guān)鍵的。在變速器設(shè)計(jì)中，經(jīng)濟(jì)效率同樣占據(jù)了核心地位。本研究深入探討了哈佛H5變速器的構(gòu)造，并闡述了確定其重要參數(shù)的過(guò)程。設(shè)計(jì)上采用了傳統(tǒng)的手動(dòng)六速機(jī)械變速器，并確立了相關(guān)的設(shè)計(jì)參數(shù)。這種變速器不僅提升了駕駛感受，還提高了燃油效率和降低了排放，有益于環(huán)境保護(hù)。此外，該設(shè)計(jì)加深了對(duì)六速手動(dòng)變速器工作原理的理解，并創(chuàng)造了一款結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)潔、性能穩(wěn)定的產(chǎn)品，具有市場(chǎng)潛力。1.2國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀1.2.1國(guó)外研究現(xiàn)狀在1889年，法國(guó)的標(biāo)致汽車(chē)公司邁出了汽車(chē)變速器技術(shù)的重要一步，發(fā)明并成功實(shí)施了世界上第一臺(tái)手動(dòng)機(jī)械式四檔齒輪變速器。隨著時(shí)間的推移，汽車(chē)變速器已經(jīng)從一個(gè)簡(jiǎn)單的傳動(dòng)部件發(fā)展成為影響汽車(chē)整體性能的關(guān)鍵組件。通過(guò)對(duì)主減速器、變速器和發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的優(yōu)化搭配，可以實(shí)現(xiàn)汽車(chē)在動(dòng)力性能和燃油經(jīng)濟(jì)性上的雙贏。通過(guò)合理調(diào)配變速器、主減速器和發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)，可以使汽車(chē)在不同速度和負(fù)載下保持較高的動(dòng)力輸出和燃油經(jīng)濟(jì)性[2]。采用互鎖及自鎖裝置、倒檔安全輔助裝置等設(shè)計(jì)可以增強(qiáng)操縱的可靠性。這些裝置能夠保證在操作時(shí)避免發(fā)生檔位混亂、意外換檔、錯(cuò)誤掛入倒車(chē)檔或自動(dòng)脫離檔位等問(wèn)題，從而提升了駕駛的舒適度和安全性。利用同步器技術(shù)，換檔操作變得更加輕松和便捷，同時(shí)顯著降低了換檔時(shí)的沖擊感和噪聲。。同步器的作用是在換檔過(guò)程中使變速器內(nèi)部齒輪同步旋轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)平穩(wěn)的換檔，使駕駛員的換檔操作更加順暢和舒適[3]。與其他自動(dòng)變速器的一個(gè)顯著不同之處在于它不使用變矩器。這種結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)使得具有更高的傳動(dòng)效率和更廣泛的傳動(dòng)比范圍，從而提高了汽車(chē)的性能和燃油經(jīng)濟(jì)性[4]。雖然在技術(shù)上取得了重大突破，但在實(shí)際應(yīng)用中仍然需要克服一些挑戰(zhàn)，如高成本、復(fù)雜性和耐久性等方面的問(wèn)題。1.2.2國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀中國(guó)汽車(chē)變速器制造業(yè)的發(fā)展歷程與國(guó)家的工業(yè)化進(jìn)程緊密相連。隨著經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展和人民生活水平的提升，汽車(chē)作為現(xiàn)代交通工具，已經(jīng)成為人們?nèi)粘３鲂械闹匾x擇。這也促使了汽車(chē)變速器行業(yè)的迅猛發(fā)展，目前我國(guó)大約有50家主要的汽車(chē)變速器制造公司，其中約30家專(zhuān)心致志于乘用車(chē)變速器的研究和生產(chǎn)[5]。這些企業(yè)分布在多個(gè)地區(qū)，形成了較為分散的競(jìng)爭(zhēng)格局，沒(méi)有任何一家企業(yè)能夠占據(jù)絕對(duì)的市場(chǎng)主導(dǎo)地位，各企業(yè)在整個(gè)產(chǎn)業(yè)中的影響力相對(duì)有限。乘用車(chē)手動(dòng)變速器的汽車(chē)生產(chǎn)商主可以劃分為兩大類(lèi)：一類(lèi)是一汽、東風(fēng)、上汽等大型整車(chē)公司旗下的自主研發(fā)企業(yè)，它們除了滿(mǎn)足自身需求外，還有可能將剩余產(chǎn)能投入到獨(dú)立市場(chǎng)。另一類(lèi)是獨(dú)立的變速器制造商，它們?yōu)槎嗉艺?chē)廠(chǎng)提供配套服務(wù)，如格特拉克傳動(dòng)系統(tǒng)有限公司、中馬汽車(chē)變速器有限公司、唐山通力齒輪有限公司等。這些企業(yè)為中國(guó)汽車(chē)制造業(yè)提供了堅(jiān)實(shí)的支撐。自20世紀(jì)80年代初，中國(guó)開(kāi)始研究手動(dòng)變速器(MT)技術(shù)，雖然在理論研究的層面上我們與國(guó)際水平并駕齊驅(qū)，但在將研究成果轉(zhuǎn)化為產(chǎn)品的過(guò)程中，與國(guó)際先進(jìn)水平還存在明顯的差距。國(guó)內(nèi)企業(yè)和研究機(jī)構(gòu)在MT技術(shù)研究上主要聚焦于提升系統(tǒng)的適應(yīng)性、可靠性和安全性，以及降低成本。北京理工大學(xué)正與多家國(guó)內(nèi)汽車(chē)企業(yè)和變速器制造商合作研發(fā)MT產(chǎn)品，這一合作有助于推動(dòng)MT技術(shù)的商品化和產(chǎn)業(yè)化。經(jīng)過(guò)20多年的研發(fā)，中國(guó)的MT技術(shù)逐漸成熟，為商品化和產(chǎn)業(yè)化打下了基礎(chǔ)。推廣MT系列化產(chǎn)品不僅滿(mǎn)足國(guó)內(nèi)市場(chǎng)需求，還具有巨大的市場(chǎng)發(fā)展?jié)摿ΑｋS著技術(shù)進(jìn)步和市場(chǎng)需求的增長(zhǎng)，中國(guó)乘用車(chē)變速器行業(yè)有望在未來(lái)實(shí)現(xiàn)更大的突破和發(fā)展。然而，面對(duì)國(guó)際市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)和國(guó)內(nèi)市場(chǎng)需求的變化，中國(guó)汽車(chē)變速器制造業(yè)仍面臨許多挑戰(zhàn)。如何提高產(chǎn)品技術(shù)水平、降低成本、增強(qiáng)品牌影響力，以及如何應(yīng)對(duì)新能源汽車(chē)變速器技術(shù)的變革，都是該行業(yè)需要解決的重要問(wèn)題。未來(lái)，中國(guó)汽車(chē)變速器制造業(yè)需繼續(xù)增加研發(fā)投入，提升自主創(chuàng)新能力，來(lái)應(yīng)對(duì)市場(chǎng)變化和行業(yè)挑戰(zhàn)，目標(biāo)是確?？沙掷m(xù)發(fā)展。1.2.3未來(lái)發(fā)展趨勢(shì)1.變速器向多檔位設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)變已成為一種發(fā)展趨勢(shì)。。自動(dòng)變速器的發(fā)展趨勢(shì)是向增加檔位數(shù)量的方向發(fā)展，這對(duì)駕駛體驗(yàn)、車(chē)輛性能和燃油經(jīng)濟(jì)性等多個(gè)方面都有影響。近年來(lái)，無(wú)論是國(guó)際市場(chǎng)還是中國(guó)市場(chǎng)，自動(dòng)變速器都在向8AT、9AT等更多檔位方向發(fā)展。技術(shù)創(chuàng)新主要體現(xiàn)在變速器的結(jié)構(gòu)和檔位設(shè)計(jì)上，例如通過(guò)行星齒輪排與定軸齒輪傳動(dòng)相結(jié)合的方式來(lái)實(shí)現(xiàn)速比的變化，從而增加自動(dòng)變速器的檔位數(shù)。2.電動(dòng)車(chē)變速器正成為新的研究焦點(diǎn)。除了已有的自動(dòng)變速技術(shù)，電動(dòng)汽車(chē)的出現(xiàn)對(duì)傳統(tǒng)變速器行業(yè)既構(gòu)成了挑戰(zhàn)，也提供了新的機(jī)遇。在電動(dòng)車(chē)領(lǐng)域，配備多檔位變速器是必然趨勢(shì)，可以更好地發(fā)揮電機(jī)特性，減少電機(jī)的體積和重量，提高續(xù)航里程和中高速段的加速性能[10]。因此，電動(dòng)車(chē)未來(lái)將更多地采用多檔位變速器。3.自動(dòng)變速器技術(shù)的進(jìn)展包含了眾多不同的發(fā)展方向。自動(dòng)變速器的發(fā)展在國(guó)內(nèi)具有地域性和傳承關(guān)系，不同類(lèi)型的自動(dòng)變速器技術(shù)在不同國(guó)家有著不同的發(fā)展歷程和優(yōu)勢(shì)[11]。中國(guó)的自動(dòng)變速器技術(shù)路線(xiàn)將呈現(xiàn)百家爭(zhēng)鳴的態(tài)勢(shì)，核心在于追求低碳、高效、低成本。1.3課題來(lái)源及設(shè)計(jì)要求本次設(shè)計(jì)項(xiàng)目是基于實(shí)際生產(chǎn)需求而確定的，目標(biāo)是設(shè)計(jì)一款三軸六檔手動(dòng)變速器。本次課題研究的主要內(nèi)容是：1.在設(shè)計(jì)變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)時(shí)（不包括同步器），需要完成對(duì)標(biāo)準(zhǔn)零部件的基本選擇2.完成強(qiáng)度計(jì)算。3.分析軸、齒輪等關(guān)鍵部件的初步制造工藝。4.分析變速器裝配過(guò)程中的工藝要求，涵蓋裝配順序、軸承間隙的調(diào)整、以及潤(rùn)滑等方面。在變速器的設(shè)計(jì)過(guò)程中，我們首先需要確立各個(gè)檔位的傳動(dòng)比和必要的中心距。在此基礎(chǔ)上，我們將計(jì)算齒輪的各類(lèi)參數(shù)，以便選取最適合的齒輪并對(duì)其性能進(jìn)行驗(yàn)證。接下來(lái)，我們對(duì)變速器的軸和軸承進(jìn)行初步的選擇，確保它們能夠滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，并進(jìn)行嚴(yán)格的校核。這一系列步驟完成后，我們將最終繪制出變速器的所有零件圖和整體裝配圖，為制造和組裝提供精確的指導(dǎo)。本論文所設(shè)計(jì)出的變速器能夠處理以下問(wèn)題：a.正確選擇恰當(dāng)?shù)淖兯倨鳈n位數(shù)和傳動(dòng)比，確保它們與發(fā)動(dòng)機(jī)特性相協(xié)調(diào)，以保障汽車(chē)具有良好的動(dòng)力性能和經(jīng)濟(jì)性；b.提供空檔功能，以確保在特定條件下發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)可以長(zhǎng)時(shí)間分離；設(shè)定倒檔，使汽車(chē)能夠執(zhí)行倒車(chē)操作；c.操縱簡(jiǎn)單、方便、迅速、省力；d.傳動(dòng)效率高，工作平穩(wěn)、無(wú)噪聲；e.體小、質(zhì)輕、承載能力強(qiáng)，工作可靠；f.制造相對(duì)容易、成本物美價(jià)廉、維修簡(jiǎn)單方便、使用壽命長(zhǎng)；g.遵循汽車(chē)零件的標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和總成系列化的設(shè)計(jì)原則，并依照相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行規(guī)定。本次設(shè)計(jì)是針對(duì)市場(chǎng)上廣受歡迎的哈佛H5車(chē)型進(jìn)行的，所有相關(guān)的設(shè)計(jì)參數(shù)均是從這款車(chē)型中提取和借鑒的，確保了設(shè)計(jì)的針對(duì)性和適用性：主減速比：4.782最高時(shí)速：165km/h輪胎型號(hào)：245/65R17發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)：GW4D20M最大扭矩：370Nm最大功率：122kw扭矩轉(zhuǎn)速：3000r/min整體方案的確定2.1變速器的功用和要求作為汽車(chē)動(dòng)力系統(tǒng)核心部件的變速器，它連接發(fā)動(dòng)機(jī)與驅(qū)動(dòng)輪，負(fù)責(zé)調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的扭矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)各種行駛狀況。變速器能夠?qū)l(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的扭矩轉(zhuǎn)換并傳遞至驅(qū)動(dòng)輪，從而驅(qū)動(dòng)汽車(chē)前行，并提供多種傳動(dòng)比，確保發(fā)動(dòng)機(jī)在高效工作區(qū)間內(nèi)運(yùn)行，同時(shí)滿(mǎn)足車(chē)輛在不同速度下的行駛要求。所以在對(duì)變速箱進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，變速箱的性能應(yīng)該盡可能滿(mǎn)足以下要求：1.高效率。變速箱應(yīng)具有較高的傳動(dòng)效率，減少能量損失。高效率的變速箱能夠更好地利用發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的動(dòng)力，減少能量在傳遞過(guò)程中的損失，提高燃油經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性能。2.可靠性。變速箱結(jié)構(gòu)應(yīng)堅(jiān)固耐用，保證長(zhǎng)時(shí)間穩(wěn)定工作。變速箱在汽車(chē)使用過(guò)程中承受著巨大的扭矩和沖擊，因此要求其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)能夠經(jīng)受住長(zhǎng)時(shí)間的高負(fù)荷工作，不易出現(xiàn)故障或損壞。3.平順性。換擋過(guò)程應(yīng)盡量平順，減少駕駛時(shí)的沖擊感和不適。平順的換擋能夠提供更好的駕駛體驗(yàn)，減少駕駛員和乘客的不適感。4.經(jīng)濟(jì)性。在確保滿(mǎn)足性能需求的基礎(chǔ)上，變速箱的設(shè)計(jì)應(yīng)盡量降低制造成本和維護(hù)成本。經(jīng)濟(jì)性是變速箱設(shè)計(jì)中一個(gè)關(guān)鍵的考慮因素，因?yàn)榈统杀镜淖兯傧淠軌驕p少整車(chē)的制造成本，從而增強(qiáng)在市場(chǎng)上的競(jìng)爭(zhēng)力。2.2變速器結(jié)構(gòu)方案的確定2.2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇有級(jí)變速器和無(wú)級(jí)變速器是兩種常見(jiàn)的汽車(chē)變速器類(lèi)型，它們?cè)诮Y(jié)構(gòu)、成本、傳動(dòng)效率和適用性方面有所不同。有級(jí)變速器通過(guò)一系列固定的齒輪比例來(lái)改變傳動(dòng)比，從而提供不同的檔位。每個(gè)檔位都有其特定的傳動(dòng)比，駕駛員通過(guò)換擋來(lái)選擇合適的檔位以適應(yīng)不同的行駛條件。有級(jí)變速器的結(jié)構(gòu)相對(duì)簡(jiǎn)單，制造成本較低，因此在各類(lèi)汽車(chē)上得到了廣泛的應(yīng)用。由于其齒輪傳動(dòng)的高效率（傳動(dòng)效率可達(dá)0.96至0.98），有級(jí)變速器能夠有效地將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳遞到車(chē)輪，增加了汽車(chē)的動(dòng)力同時(shí)提高了燃油的經(jīng)濟(jì)性。在設(shè)計(jì)有級(jí)變速器時(shí)，需要確定傳動(dòng)比范圍，這個(gè)范圍決定了汽車(chē)在不同道路條件下的爬坡能力和最高速度。例如，對(duì)于行駛在良好路面上的客車(chē)，傳動(dòng)比范圍通常在5.0到8.0之間；而對(duì)于越野車(chē)，由于需要應(yīng)對(duì)更加復(fù)雜的路況，傳動(dòng)比范圍會(huì)更大，通常在10.0到20.0之間。三軸式有級(jí)變速器是一種常見(jiàn)的機(jī)械設(shè)計(jì)，由輸入軸（第一軸）、輸出軸（第二軸）和中間軸這三個(gè)關(guān)鍵軸組成。如圖2.1所展示，在這種變速器結(jié)構(gòu)中，第一軸上的齒輪與第二軸上的多個(gè)檔位齒輪通過(guò)中間軸上的相應(yīng)齒輪實(shí)現(xiàn)嚙合。值得注意的是，第一軸和第二軸共享同一條中心線(xiàn)。特別地，直接檔是三軸式變速器中的一種特殊檔位，它使得第一軸和第二軸能夠直接相連，從而直接傳遞扭矩，避免了通過(guò)中間軸齒輪的傳遞過(guò)程。在這種狀態(tài)下，中間軸的齒輪和軸承不承受扭矩，只有第一軸和第二軸負(fù)責(zé)動(dòng)力的傳輸。這種設(shè)計(jì)的優(yōu)點(diǎn)在于，由于傳遞路徑簡(jiǎn)化，直接檔的傳遞效率極高，能量損耗相對(duì)較低。然而，在其他非直接檔位，由于扭矩需要通過(guò)更多的齒輪和軸承傳遞，會(huì)導(dǎo)致更多的能量損失。另外，三軸式變速器的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，可能帶來(lái)較高的制造和維護(hù)成本。兩軸式變速器是另一種常見(jiàn)的汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)，它相對(duì)于三軸式變速器來(lái)說(shuō)具有更簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)。在兩軸式變速器中，通常只有一個(gè)輸入軸（即第一軸）和一個(gè)輸出軸（即第二軸），而中間軸被省略，其結(jié)構(gòu)圖如圖2.2所示。這種設(shè)計(jì)使得變速器緊湊，并在非最高檔位提供更高的傳動(dòng)效率和低噪音。在兩軸式變速器中，輸出軸常與主減速器主動(dòng)齒輪合并這種設(shè)計(jì)有助于進(jìn)一步簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)并減少部件數(shù)量?？偟膩?lái)說(shuō)，兩軸式變速器以其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、高效和成本效益高的特點(diǎn)，在現(xiàn)代汽車(chē)工業(yè)中得到了廣泛應(yīng)用。它的設(shè)計(jì)非常適合前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的車(chē)型，有助于提升車(chē)輛的燃油經(jīng)濟(jì)性、性能和駕駛體驗(yàn)。隨著汽車(chē)技術(shù)的發(fā)展，兩軸式變速器也在不斷地優(yōu)化和改進(jìn)，以滿(mǎn)足更高的性能和環(huán)保標(biāo)準(zhǔn)。圖2.圖2.1三軸式變速器圖2圖2.2兩軸式變速器在本設(shè)計(jì)的變速器方案中，我們選擇了中間軸式結(jié)構(gòu)。由于倒檔齒輪需要常嚙合以保持性能，我們特別采用了斜齒輪設(shè)計(jì)，以滿(mǎn)足這一要求。2.2.2倒檔傳動(dòng)方案在汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)中，倒檔的布局是一個(gè)關(guān)鍵要素，它需要權(quán)衡換檔的便捷性、傳動(dòng)比的選擇、變速器的整體體積和重量，以及生產(chǎn)和維護(hù)的難度。您提出的倒檔布局方案各有其優(yōu)勢(shì)和局限性。在圖2.3b的方案中，通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)，使用中間軸上的單一檔位齒輪，有效減少了中間軸的長(zhǎng)度，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)了變速器整體尺寸的減小。盡管這一設(shè)計(jì)有助于提升變速器的緊湊性，但在換檔操作過(guò)程中，它要求兩對(duì)齒輪必須同時(shí)參與嚙合，增加了換檔機(jī)制的復(fù)雜性，這可能會(huì)使得換檔過(guò)程更為復(fù)雜。增加了駕駛員的操作難度。圖2.3c方案能夠獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，適用于需要較大傳動(dòng)比的應(yīng)用場(chǎng)景，換檔程序不合理，可能會(huì)導(dǎo)致?lián)Q檔不順暢，影響駕駛體驗(yàn)。圖2.3d方案針對(duì)圖2.3c方案的缺點(diǎn)進(jìn)行了修改，可能提供了更加合理的換檔程序，改善了駕駛體驗(yàn)，但可能是基于圖2.3c方案的改進(jìn)，因此可能仍然存在一些類(lèi)似的挑戰(zhàn)。圖2.3e方案把中間軸上的一、倒檔齒輪做成一個(gè)整體，然后加長(zhǎng)齒寬。這種設(shè)計(jì)可能有助于簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，減少零件數(shù)量。圖2.3f方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪的情況，換檔更為簡(jiǎn)單，提高了駕駛的舒適性，但可能需要在空間布局和齒輪設(shè)計(jì)上做出妥協(xié)。圖2.3g方案適用于需要充分利用空間、縮短變速器軸向長(zhǎng)度的貨車(chē)。在設(shè)計(jì)倒檔布置方案時(shí)，需要在多個(gè)因素之間進(jìn)行權(quán)衡，包括換檔的平順性、傳動(dòng)比的要求、空間利用、成本和駕駛員的舒適性等。隨著汽車(chē)技術(shù)的發(fā)展，倒檔布置方案也在不斷地優(yōu)化和創(chuàng)新，以滿(mǎn)足更高的性能和環(huán)保標(biāo)準(zhǔn)。本設(shè)計(jì)采用圖2.3f所示的傳動(dòng)方案。一檔和倒檔的齒輪都布置在靠近軸的支承處，可以減少軸的彎曲和扭曲，從而保持齒輪的正確嚙合，減少齒輪嚙合時(shí)的沖擊和噪聲，提高變速器的平順性和齒輪的壽命，增加軸的剛性，防止因軸的變形而導(dǎo)致齒輪的不正常磨損。按照從低檔到高檔的順序布置齒輪，可以使裝配過(guò)程更加簡(jiǎn)單和直觀(guān)，減少了裝配錯(cuò)誤的可能性?？傊?，圖2.3f所示的傳動(dòng)方案是一種平衡了性能、耐用性、裝配和維護(hù)便利性的設(shè)計(jì)選擇。圖2圖2.3變速器倒檔傳動(dòng)方案2.3變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析在制定變速器的設(shè)計(jì)方案時(shí)，我們不僅要確保設(shè)計(jì)方案能夠滿(mǎn)足實(shí)際使用中的性能需求，適應(yīng)現(xiàn)有的生產(chǎn)條件，提供便捷的維修服務(wù)，還要符合標(biāo)準(zhǔn)化、通用化和系列化的行業(yè)規(guī)范。。同時(shí)，在選擇變速器的結(jié)構(gòu)方案時(shí)，需要細(xì)致考量齒輪的類(lèi)型和規(guī)格、換檔機(jī)制的設(shè)計(jì)樣式、軸承的選用標(biāo)準(zhǔn)、潤(rùn)滑系統(tǒng)的布局優(yōu)化，以及密封性能的技術(shù)要求。2.3.1齒輪型式斜齒輪相比直齒輪有許多優(yōu)點(diǎn)，包括更長(zhǎng)的壽命和更低的噪聲，這使得它們?cè)诂F(xiàn)代汽車(chē)變速器中得到了廣泛的應(yīng)用。斜齒輪的嚙合方式使得齒輪接觸面積逐漸變化，從而減少了齒輪磨損的速度，延長(zhǎng)了齒輪的使用壽命。斜齒輪的嚙合過(guò)程比直齒輪更加平順，因此產(chǎn)生的噪聲較低，提升了駕駛的舒適性。2.3.2換檔結(jié)構(gòu)型式同步器是目前應(yīng)用最廣泛的換檔結(jié)構(gòu)，它的設(shè)計(jì)允許駕駛員在換檔時(shí)不需要擔(dān)心齒輪的速度匹配，因?yàn)橥狡鲿?huì)在換檔之前自動(dòng)同步齒輪的速度。這極大地提高了駕駛的舒適性、安全性和變速器的耐用性。雖然同步器的制造和維護(hù)成本較高，但其優(yōu)點(diǎn)使得它成為現(xiàn)代汽車(chē)變速器的首選換檔結(jié)構(gòu)。在本設(shè)計(jì)中，選擇了鎖環(huán)式同步器，這種同步器依靠摩擦力進(jìn)行同步。其設(shè)計(jì)保證了在同步動(dòng)作發(fā)生前，配合套件與待嚙合的花鍵齒圈不會(huì)發(fā)生接觸，這樣就可以防止齒輪間的撞擊和噪音產(chǎn)生。同步器的結(jié)構(gòu)示意如圖2.4所示：圖2圖2.4同步器結(jié)構(gòu)示意圖2.4本章小節(jié)本章主要是對(duì)目前變速器的主流布置形式進(jìn)行詳細(xì)的分析對(duì)比，最終確定了本次設(shè)計(jì)車(chē)型采用中間軸式的布置方案，同時(shí)對(duì)倒檔的布置形式和換檔機(jī)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)的對(duì)比并完成了最終的選型。主要參數(shù)的確定3.1傳動(dòng)比的確定在確定最小檔位傳動(dòng)比時(shí)，必須全面考慮車(chē)輛的最大爬坡能力、最大路面抓地力、最低穩(wěn)定速度、主減速器比例以及輪胎的滾動(dòng)半徑等多個(gè)因素，以確保準(zhǔn)確設(shè)定。a.根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度確定當(dāng)汽車(chē)攀爬陡峭坡道時(shí)，由于車(chē)速較低，空氣阻力相對(duì)較小，可以忽略不計(jì)。在這種情況下，車(chē)輛最大的驅(qū)動(dòng)力主要用于克服輪胎與路面之間的滾動(dòng)摩擦力和攀爬坡道的阻力。故有：Temaxi根據(jù)最大爬坡度的需求，變速器的Ⅰ檔傳動(dòng)比應(yīng)按照以下計(jì)算方法來(lái)確定：ig1≥mg式中m——汽車(chē)總質(zhì)量；g——重力加速度；f——道路阻力系數(shù)；Ψmax——道路最大阻力系數(shù)；αmaxrrTemaxi0ηt主減速比i0的確定：i0=0.377r式中rrrnpig?Vamax這次設(shè)計(jì)的變速器ig?=1，一般貨車(chē)的最大爬坡度約為60%，即αmax由公式（3-3）得：i由公式（3-2）得：Ψ查閱哈佛H5的汽車(chē)參數(shù)可以知道m(xù)=2755kgib.根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著條件確定變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為：igⅠ≤G式中G2 φ——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ=0.6～0.8因?yàn)槠?chē)滿(mǎn)載時(shí)后軸的軸荷分配范圍為60%～68%，本次設(shè)計(jì)取68%，所以G2=2755×10×68％=18734N由公式（3-3）和公式（3-4）得：i綜合a和b條件得：6.3≤ig1變速器的1檔傳動(dòng)比應(yīng)該按照前面所說(shuō)的條件來(lái)確定。一般情況下，變速器的最高檔是直接檔，有時(shí)也叫超速檔。而中間檔的傳動(dòng)比在理論上是按照等比級(jí)數(shù)來(lái)確定的。q=n?1因?yàn)閝=n?1iig3=在實(shí)際應(yīng)用中，傳動(dòng)比的理論值可能會(huì)與實(shí)際值存在一些差異，這是因?yàn)辇X數(shù)必須是整數(shù)，而且在常用檔位之間，公比通常會(huì)選擇較小值。此外，還需要考慮到與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理配合。一旦確認(rèn)了變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、傳動(dòng)比以及檔位數(shù)，就可以開(kāi)始選擇和計(jì)算其他必要的基本參數(shù)。3.2中心距的確定三軸式變速器的中心距A（mm）可以通過(guò)對(duì)現(xiàn)有變速器數(shù)據(jù)的統(tǒng)計(jì)分析來(lái)初步確定，這一過(guò)程依據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行A=K式中KATⅠmaxTImaxTemax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N?migⅠηg——由公式（3-6）得：T由公式（3-5）得:A=中心距的初步選擇也可以通過(guò)計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并按照特定公式來(lái)直接確定出：A=KAe3式中KAe由公式（3-7）得:A=商用車(chē)輛變速器中心距約在65～170之間變動(dòng),初步選定中心距A=1123.3齒輪參數(shù)的確定（1）齒輪模數(shù)建議使用下面的公式來(lái)選擇齒輪模數(shù)，所選模數(shù)的尺寸需要符合JB111-60標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定值。第一軸上常嚙合斜齒輪法向模數(shù)mmn=0.473其中Temax=370Nm，可得出一檔直齒輪的模數(shù)mm=0.333TImax通過(guò)計(jì)算m=3.27。同步器和嚙合套一般采用漸開(kāi)線(xiàn)齒形配合。由于生產(chǎn)技術(shù)的限制，同一變速器內(nèi)部的嚙合套模數(shù)通常統(tǒng)一，對(duì)于轎車(chē)和輕卡，這個(gè)模數(shù)一般在2到3.5的范圍。在本設(shè)計(jì)案例中也是如此，斜齒輪的模數(shù)被選為4。（2）壓力角α、螺旋角β、齒寬b和齒形汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角應(yīng)根據(jù)表3-1中的規(guī)定選取。表3-1汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項(xiàng)目車(chē)型齒形壓力角α螺旋角β轎車(chē)高齒并修形的齒形14.5°，15°，16°16.5°25~45°一般貨車(chē)GB156-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形20°20~30°重型車(chē)同上低、倒檔齒輪22.5°25°小螺旋角在壓力角較小的情況下，齒輪的重合度提高，這有助于傳動(dòng)更加平穩(wěn)且降低噪音；而在壓力角較大時(shí)，能增強(qiáng)齒輪的彎曲強(qiáng)度和接觸表面強(qiáng)度。轎車(chē)為了提升重疊度和降低噪音，一般選用較小的壓力角，而貨車(chē)為了提高承載能力，則更可能選擇較大的壓力角。在本設(shè)計(jì)的變速器中，齒輪的壓力角設(shè)定為20°，而嚙合套或同步器的壓力角為30°；斜齒輪的螺旋角是30°。在明確斜齒輪的螺旋角時(shí)，需要保證中間軸上的軸向力保持平衡。為此，中間軸上的齒輪都應(yīng)該設(shè)計(jì)成順時(shí)針旋轉(zhuǎn)（右旋），而第一軸和第二軸上的斜齒輪則應(yīng)設(shè)計(jì)成逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)（左旋），這樣軸向力可以通過(guò)軸承座傳遞到變速器殼體上承受。齒輪寬度b是影響齒輪承載能力的關(guān)鍵因素，寬度增加會(huì)提升齒輪的承載能力。然而，實(shí)驗(yàn)結(jié)果顯示，當(dāng)齒寬增加到一定程度后，由于載荷分布不均，齒輪的承載能力可能反而下降。所以，在確保齒輪強(qiáng)度的前提下，要盡量選擇較小的齒寬，這樣的話(huà)有利于減輕變速器的整體重量并且縮小軸向尺寸。通常，齒輪的齒寬會(huì)選擇根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)確定：直齒b=(4.5~8.0)斜齒b=(6.0~8.5)第一軸上常用的齒輪副齒寬系數(shù)可以設(shè)置得較大，這樣做可以增加接觸線(xiàn)的長(zhǎng)度，減少接觸應(yīng)力，進(jìn)而提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性并增加齒輪的壽命。3.4各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定在中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角確定之后，可以根據(jù)變速器需要的檔位數(shù)、傳動(dòng)比以及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)來(lái)分配不同檔位齒輪的齒數(shù)。現(xiàn)在，我將以本設(shè)計(jì)為例，說(shuō)明分配各檔齒輪齒數(shù)的過(guò)程。3.4.1確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔齒輪采用的是斜齒輪傳動(dòng)，取其模數(shù)4，壓力的角度αn=2，則這可計(jì)算知道一檔的傳動(dòng)比值。i為了算出Z11和Z12的齒數(shù)，應(yīng)該要先算齒數(shù)和Z?:Zh其中A=112、m=4。中間軸上小齒輪的最小齒數(shù)受到軸徑大小和剛度要求的約束。中型汽車(chē)可在12～17范圍內(nèi)選用，本設(shè)計(jì)取Z12Z考慮到安全性和穩(wěn)定性需要對(duì)中心距和螺旋角度β修正處理，具體可根據(jù)公式計(jì)算：A=mcosβ可以通過(guò)計(jì)算知道修正的螺旋角度β=20.28°。由于實(shí)際使用時(shí)中心距沒(méi)有發(fā)生改變，仍為112,所以不需要進(jìn)行變位處理。dd可以進(jìn)一步計(jì)算出一檔齒輪副的齒根高?f1和?f2、齒頂高?a1和?a2、齒頂圓直徑da1和da2、齒根圓直徑d??式中：??式中：ddddh=3.4.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由公式求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定Z2常嚙合齒輪中心距離是和第一檔齒輪中心距離相同的。A=Mn(Z由此可得：Z1+Z而利用已獲得的數(shù)據(jù)，可以進(jìn)行計(jì)算得出：Z聯(lián)立可得：Z1=15、Z3.4.3確定二檔齒輪的齒數(shù)在設(shè)計(jì)時(shí)采用斜齒輪作為二檔的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度αn=20°，螺旋的角度β=20°，因此可以計(jì)算出二檔的iZ同時(shí)取Z21=34，Z22cos通過(guò)函數(shù)轉(zhuǎn)化求出其值β=20.28°修正二檔傳動(dòng)比i根據(jù)上面的數(shù)據(jù)還可以計(jì)算出二檔的齒輪變位系數(shù)相關(guān)參數(shù)理論中心距A1、端面壓力角αt、端面嚙合角αt,、當(dāng)量齒數(shù)zv3和Atanαtcosαtzzξ此外取值，=-0.02，可以進(jìn)一步計(jì)算出二檔的齒輪的參數(shù)分度圓直徑d3和d4、齒頂高?a3和?a4、齒根高?f3和?f4、齒頂圓直徑da3和da4、dd??式中：yn=（A?A1 ?式中：ddddh=3.4.4確定三檔齒輪的齒數(shù)在設(shè)計(jì)時(shí)旋轉(zhuǎn)斜齒輪作為三檔的齒輪，選擇模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度αn=20°，螺旋的角度β=20°，因此可以計(jì)算出三檔的iZ同時(shí)取Z31=29，Z32cos通過(guò)函數(shù)轉(zhuǎn)化求出其值修正三檔傳動(dòng)比i這樣可以推導(dǎo)出來(lái)三檔的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當(dāng)量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒高h(yuǎn)：AtanαtcosαtξZZ此外取值，可知：dd??式中：yn=（A?A??式中：ddddh=3.4.5確定四檔齒輪的齒數(shù)在設(shè)計(jì)時(shí)利用斜齒輪作為四檔的齒輪，確定模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度αn=20°，螺旋的角度β=20°，因此可以計(jì)算出四檔的iZ同時(shí)取，則可以計(jì)算出修正的螺旋角度β的數(shù)值：cos由三角函數(shù)計(jì)算可以知道修正的數(shù)值修正四檔傳動(dòng)比i這樣可以推導(dǎo)出來(lái)四檔的齒輪變位系數(shù)參數(shù)中的理論中心距A1、端面壓力角αt、端面嚙合角αt,、變位系數(shù)之和、當(dāng)量齒數(shù)Zv7和Zv8、分度圓直徑d7和d8、齒頂圓直徑?a7Atancosαt,ξZZ此外取值可知：dd??式中：yn=（A?A??式中：dddd?3.4.6確定五檔齒輪的齒數(shù)在設(shè)計(jì)時(shí)利用斜齒輪作為五檔的齒輪，選擇模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度αn=20°，螺旋的角度β=20°，因此可以知道五檔的iZ同時(shí)取Z51=19Z52cos由三角函數(shù)計(jì)算可以知道修正的數(shù)值β=20.282°修正五檔傳動(dòng)比i這樣可以計(jì)算出五檔的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當(dāng)量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h(yuǎn)：Atanαt=tancosαt,ξZv9Z此外取值可知：dd??式中：yn=（A?A??式中：cdddd?=3.4.7確定六檔齒輪的齒數(shù)在設(shè)計(jì)時(shí)利用斜齒輪作為六檔的齒輪，選擇模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度αn=20°，螺旋的角度β=20°，因此可以知道六檔的傳動(dòng)比i=Z61同時(shí)取，則可以計(jì)算出修正的螺旋角度β的數(shù)值：cos由三角函數(shù)計(jì)算可以知道修正的數(shù)值β=20.282°修正六檔傳動(dòng)比i這樣可以計(jì)算出六檔的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距A1、端面壓力角αt、端面嚙合角αt,、變位系數(shù)之和、當(dāng)量齒數(shù)Zv11和Zv12、分度圓直徑d11和d12、齒頂圓直徑?a11Atanαtcosαt,ξZZ此外取值ξ11=-0.03dd??式中：yn=（A?A??式中：cdddd?=3.4.8確定倒檔齒輪的齒數(shù)在這個(gè)設(shè)計(jì)里，倒檔傳動(dòng)比igr設(shè)定為6.26。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪13的齒數(shù)大致和一檔主動(dòng)齒輪z1接近或相同，定為15。通常，倒檔惰輪14齒數(shù)z14一般在21～23范圍內(nèi)選擇，初選igr=可計(jì)算出z15在本設(shè)計(jì)中，由于倒檔齒輪也是斜齒輪，因此可以確定中間軸和倒檔軸之間的中心距離：A然后倒檔軸與第二軸的中心距推導(dǎo)如下：中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部A2=m3.5本章小節(jié)在本節(jié)中，我們通過(guò)深入分析初始數(shù)據(jù)，完成了對(duì)變速器最大傳動(dòng)比的計(jì)算和確定，同時(shí)也明確了各個(gè)不同檔位的具體傳動(dòng)比大小。這些計(jì)算結(jié)果為選擇合適的變速器中心距提供了重要的依據(jù)。在此基礎(chǔ)上，我們繼續(xù)推導(dǎo)并確定了齒輪設(shè)計(jì)中的關(guān)鍵參數(shù)，包括模數(shù)、壓力角、螺旋角和齒寬等，這些參數(shù)的確定為后續(xù)章節(jié)中對(duì)齒輪強(qiáng)度的校核工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)，確保了設(shè)計(jì)的準(zhǔn)確性和可靠性。齒輪的強(qiáng)度校核4.1傳動(dòng)扭矩的計(jì)算由于設(shè)計(jì)使用的發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩是，而且齒輪傳動(dòng)的有效效率，離合器傳動(dòng)的有效效率，軸承傳動(dòng)的有效效率。因此可通過(guò)下表4-1知道各個(gè)檔的最大扭矩：表4-1各軸的最大扭矩名稱(chēng)計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果單位輸入軸=352N·m輸出軸一檔2134.37N·m輸出軸二檔1471.98N·m輸出軸三檔1020.35N·m輸出軸四檔702.54N·m輸出軸五檔485.08N·m輸出軸六檔334.54N·m倒檔512.96N·m4.2齒輪彎曲強(qiáng)度的校核由于在校核過(guò)程中，我們只關(guān)注受力最大和最為危險(xiǎn)的第一檔和倒檔的齒輪。因此，將分別對(duì)這兩個(gè)檔位的齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度的計(jì)算。斜齒輪的彎曲應(yīng)力σwσw=2T式中各個(gè)符號(hào)含義與取值見(jiàn)下表4-2表4-2各個(gè)符號(hào)含義及取值名稱(chēng)符號(hào)單位備注理論載荷N·mm-齒數(shù)Z--續(xù)表4-2各個(gè)符號(hào)含義及取值名稱(chēng)符號(hào)單位備注法向模數(shù)mm4斜齒輪螺旋角度°20應(yīng)力集中系數(shù)-齒形系數(shù)-可按當(dāng)量齒數(shù)得；齒寬系數(shù)-取7.5重合度影響系數(shù)=2.0根據(jù)計(jì)算和設(shè)計(jì)指南，只有當(dāng)許用應(yīng)力介于180MPa至350MPa之間時(shí)，才能符合常嚙合齒輪的使用要求。（1）一檔齒輪彎曲應(yīng)力、的計(jì)算，，，，T11=2134.37N.m，T1=352N.m，（2）倒檔齒輪彎曲應(yīng)力σw13齒輪副:由于倒檔的齒輪充當(dāng)惰輪,所以它的的主動(dòng)齒輪是Z14=23，從動(dòng)齒輪為Z15=45。然后經(jīng)過(guò)惰輪后主動(dòng)齒輪是Z15=45，從動(dòng)輪是Z13=15。上述所說(shuō)的齒輪副都達(dá)到彎曲強(qiáng)度的標(biāo)準(zhǔn)要求。4.3齒輪接觸應(yīng)力的校核σj公式中各種符號(hào)含義見(jiàn)下表4-3表4-3齒輪接觸應(yīng)力公式符號(hào)含義名稱(chēng)符號(hào)單位備注理論載荷N·mm-輪齒的接觸應(yīng)力MPa-節(jié)圓的直徑mm-螺旋角度°續(xù)表4-3齒輪接觸應(yīng)力公式符號(hào)含義名稱(chēng)符號(hào)單位備注壓力角度°-齒輪材料的彈性模量MPa-齒輪嚙合寬度mm-主動(dòng)齒輪的曲率半徑mm直齒輪、斜齒輪從動(dòng)齒輪的曲率半徑mm主動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑mm-從動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑mm-如果Tg=Temax2表4-4變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔與倒檔的許用接觸應(yīng)力常嚙合齒輪與高檔的許用接觸應(yīng)力所以可知通過(guò)計(jì)算知道彈性模量的值，齒的寬度可以使用公式計(jì)算。（1）一檔齒輪1，2的接觸應(yīng)力的計(jì)算T11=2137.37N.m，T1=485N.m，Zddρρ（2）二檔齒輪3，4的接觸應(yīng)力的計(jì)算T12=1471.98N.m，T1=352N.m，Zddρρ（3）三檔齒輪5，6的接觸應(yīng)力的計(jì)算T13=1020.35N.m，T1=352N.m，Zddρρ（4）四檔齒輪7，8的接觸應(yīng)力的計(jì)算T14=702.54N.m，T1=352N.m，Zddρρ（5）五檔齒輪9，10的接觸應(yīng)力的計(jì)算T1=352N.m，T15=485.08N.m，Zddρρ（6）六檔齒輪11，12的接觸應(yīng)力的計(jì)算T1=352N.m，T16=334.54N.m，Zddρρ（7）倒檔齒輪的接觸應(yīng)力的計(jì)算，T1=352N.mZ13=15，Zddρρ4.4本章小節(jié)這一章節(jié)主要是為了保證設(shè)計(jì)的齒輪滿(mǎn)足其工作條件要求下，在合理的去選擇材料的時(shí)候進(jìn)行了簡(jiǎn)要的分析、考慮加工時(shí)的工藝和熱處理的方式，并且依據(jù)了前面設(shè)定的變速器齒輪的關(guān)鍵參數(shù)，利用這些公式來(lái)去對(duì)齒輪進(jìn)行一個(gè)接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度的一個(gè)校核，并且最后對(duì)所有的齒輪的計(jì)算和驗(yàn)算，確定了所設(shè)計(jì)變速器的齒輪滿(mǎn)足強(qiáng)度的要求。軸的設(shè)計(jì)及校核在本設(shè)計(jì)變速器中，軸的強(qiáng)度和剛度已確保有足夠安全余量。強(qiáng)度校核只需針對(duì)第一檔，因其傳遞最大扭矩，軸承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故此著重考慮，它也成為了校核的重點(diǎn)對(duì)象。接下來(lái)，將對(duì)第一軸和第二軸進(jìn)行詳細(xì)的強(qiáng)度校核。5.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核鑒于第一軸在運(yùn)行過(guò)程中承受的彎矩非常微小，以至于可以認(rèn)為其影響微乎其微，因此我們可以做出假設(shè)，即它主要只受到扭矩的影響，而其他因素如彎矩等可以忽略不計(jì)。在這種情形下，軸的扭矩強(qiáng)度條件的推導(dǎo)公式為：τT=TW式中：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；T軸所受的扭矩，N·mm；軸的抗扭截面系數(shù)，mm3P軸傳遞的功率，kw；d計(jì)算截面處軸的直徑，mm；[]許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。其中d=30；代入上式得：τ由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強(qiáng)度要求。軸的扭轉(zhuǎn)變形則要通過(guò)每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)表達(dá)。它的計(jì)算公式為：φ=5.73×104TG式中，T軸所受的扭矩，N·mm；G為軸的剪切彈性模量，MPa,對(duì)于鋼材，G=8.1×1軸截面的極慣性矩，mm4，I將已知數(shù)據(jù)代入上式得：φ=5.73×對(duì)于一般情況的傳動(dòng)軸可取；所以符合剛度要求。5.2第二軸的校核計(jì)算(1)軸的強(qiáng)度校核所需要的齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Ft=2TFr=2TFa=2T式中計(jì)算齒輪傳動(dòng)比，為三檔傳動(dòng)比3.526；d計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑mm；節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為20°；螺旋角為20°；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為510000N·mm。代入上式可得：FFF危險(xiǎn)截面的受力圖5.1所示：水平面：FA218+99=水平面內(nèi)所受力矩：M圖5圖5.1危險(xiǎn)截面受力分析垂直面：FA,垂直面所受力矩：M該軸所受扭矩為：F故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為：M==(79.19×1000)2=1.01×則在轉(zhuǎn)矩和彎矩相互作用下的軸應(yīng)力σ（MPa）:σ=32Mπd3≤[σ]將代入上式可得：，在低檔工作時(shí)[σ]=400MPa，因此有：σ[σ]；符合要求。(2)軸的剛度校核第二軸在垂直面的撓度f(wàn)c和在水平面的撓度f(wàn)A=F1a2b2fs=F2a式中,F1齒輪齒寬中間平面內(nèi)的徑向力（N）,這里等于；F2齒輪齒寬中間平面內(nèi)的圓周力（N），這里等于；E彈性模量（MPa），E=2.1×105（MPa），I慣性矩（），I=πd4/64，a、b指的是齒輪坐上的作用的力距與支座A、B的距離L支座之間的距離a=218b=99L=(218+99)將數(shù)值代入得：ff軸的全撓度為f=f5.3軸承校核根據(jù)之前的分析，我們可以確定輸出軸的型號(hào)，然后通過(guò)查閱《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》知道它代號(hào)為GB283-87。接下來(lái)，我們將按照下面公式進(jìn)行計(jì)算，圓柱型的滾子軸承Cr=43200N，Cro=50500N，e=0.37,Y=1.6。由以上數(shù)據(jù)能夠知道軸承的計(jì)算預(yù)壽命長(zhǎng)度為L(zhǎng)軸承壽命的校核Ⅰ）、水平平面分析R,V1+RFr2b=R得2R,Ⅱ）、內(nèi)部分析，取FFⅢ）、軸向力分析Fa01=Fa2+Ⅳ）、當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)算Cr=43200NCro=50500NFa01R故軸承的左側(cè),軸承的右側(cè)可以知道左側(cè)的徑向當(dāng)量動(dòng)載荷值Pr軸承壽命的校核:L?=10660n左側(cè)：L可以知道右側(cè)的徑向當(dāng)量動(dòng)載荷值P右側(cè)：L由左側(cè)和右側(cè)的使用壽命校核計(jì)算分析，可以知道輸出軸檢查合格。5.4本章小節(jié)在本章節(jié)中，我們首先概述了軸的工藝要求，以保證其能夠滿(mǎn)足工作條件。通過(guò)分析和計(jì)算，我們知道了軸的最小直徑，同時(shí)，考慮到軸承等部件，我們確定了軸的實(shí)際直徑以及各段階梯軸的具體長(zhǎng)度。為了確保使用過(guò)程中的安全可靠性，我們進(jìn)一步對(duì)軸的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行了核查與確認(rèn)，選用了恰當(dāng)?shù)妮S承類(lèi)型，并對(duì)其壽命進(jìn)行了評(píng)估，確保了其滿(mǎn)足使用上的需求。變速器同步器和操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)6.1同步器的結(jié)構(gòu)在先前已提及，本設(shè)計(jì)選用的同步器類(lèi)型是鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如圖所示：圖6圖6.1鎖環(huán)式同步器1、9-變速器齒輪2-滾針軸承3、8-結(jié)合齒圈4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)）5-彈簧6-定位銷(xiāo)10-花鍵轂11-結(jié)合套如圖（6.1）同步器，同步器在汽車(chē)變速器中扮演著關(guān)鍵角色，它通過(guò)摩擦效應(yīng)實(shí)現(xiàn)齒輪間的速度匹配，以減輕換檔時(shí)的震動(dòng)和磨損。換檔時(shí)，駕駛員施加的力量推動(dòng)嚙合套軸向移動(dòng)，同時(shí)帶動(dòng)定位銷(xiāo)和鎖環(huán)。隨著嚙合套的推進(jìn)，鎖環(huán)錐面與齒輪錐面接觸，產(chǎn)生角速度差異，從而在錐面間形成摩擦力矩，讓鎖環(huán)相對(duì)于嚙合套和滑塊旋轉(zhuǎn)并且定位。當(dāng)嚙合套的齒端接觸到鎖環(huán)的鎖止面，其移動(dòng)受阻，同步器鎖定，完成換檔初階段。換檔力維持鎖環(huán)在錐面上的位置并增加摩擦力矩，而鎖止面產(chǎn)生的反向撥環(huán)力矩起作用。直到齒輪和鎖環(huán)的角速度一致，同步過(guò)程結(jié)束，換檔的第二階段也隨之完成。。當(dāng)摩擦力矩消失，撥環(huán)力矩將鎖環(huán)拉回原位，使得兩個(gè)鎖止面分開(kāi)，同步器的鎖定狀態(tài)得以解除。在換檔力的推動(dòng)下，接合套的接合齒穿過(guò)鎖環(huán)，并與齒輪的接合齒成功嚙合，實(shí)現(xiàn)了同步換檔的最終步驟。6.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定6.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽同步器的工作性能受到螺紋槽螺線(xiàn)頂部設(shè)計(jì)的重要影響。如果螺紋槽螺線(xiàn)的頂部設(shè)計(jì)較為狹窄，那么在換檔過(guò)程中，它能夠更有效地清除摩擦錐面間的油膜。這有助于提高同步效率，因?yàn)橛湍さ拇嬖跁?huì)降低摩擦系數(shù)，影響同步器的工作。然而，若頂部寬度過(guò)窄，會(huì)導(dǎo)致接觸面壓強(qiáng)增大，這可能會(huì)加速磨損。過(guò)高的接觸壓力會(huì)使得摩擦面的磨損加快，降低同步器的使用壽命。圖6.3a和圖6.3b分別給出了適用于不同類(lèi)型汽車(chē)的尺寸，這表明同步器的設(shè)計(jì)需要根據(jù)車(chē)輛的類(lèi)型和使用條件進(jìn)行調(diào)整。設(shè)計(jì)時(shí)需要綜合考慮油膜刮除效果、接觸面積和磨損速度，以及車(chē)輛的性能要求，以確定最佳的螺紋槽尺寸大小。通常軸向泄油槽的數(shù)量范圍是6到12個(gè)，槽寬范圍是3到4。這些尺寸的選擇旨在確保足夠的油膜刮除效果，同時(shí)避免過(guò)大的接觸壓力。圖6圖6.2鎖環(huán)同步器工作原理6.2.2錐面半錐角α在同步器設(shè)計(jì)中，摩擦錐面的半錐角是一個(gè)關(guān)鍵參數(shù)，它直接影響摩擦力矩的強(qiáng)弱。如果摩擦錐面的半錐角較小，那么摩擦力矩將會(huì)相應(yīng)增大。因?yàn)榘脲F角越小，接觸面積就越小，從而單位面積的摩擦力矩就越大。但是，半錐角過(guò)小可能會(huì)引起自鎖等問(wèn)題。自鎖是指在某些條件下，摩擦錐面上的摩擦力矩過(guò)大，導(dǎo)致齒輪無(wú)法轉(zhuǎn)動(dòng)。為了避免自鎖現(xiàn)象，需要確保摩擦錐面上的摩