防后溜手動汽車變速箱設(shè)計

防后溜手動汽車變速箱設(shè)計,防后溜手動汽車變速箱設(shè)計,防后溜,手動,汽車,變速箱,設(shè)計 湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學(xué) 全 日 制 普 通 本 科 生 畢 業(yè) 設(shè) 計 防后溜手動汽車變速箱設(shè)計 AFTER ANTI SLIP DESIGN OF THE MANUAL TRANSMISSION 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 年級專業(yè)及班級： 2009 級汽車服務(wù)工程(1)班 指導(dǎo)老師及職稱： 講師 學(xué) 院： 工學(xué)院 湖南長沙 提交日期：2013 年 5 月 湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計 誠 信 聲 明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設(shè)計是本人在指導(dǎo)老師的指導(dǎo)下，進行研究工 作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權(quán)爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文 不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻 的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律 結(jié)果由本人承擔。 畢業(yè)設(shè)計作者簽名： 年 月 日 目 錄 摘要 1 關(guān)鍵詞 1 1 前言 2 1.1 變速器的發(fā)展環(huán)繞現(xiàn)狀 3 1.2 本次設(shè)計目的和意義 3 1.3 變速器的基本設(shè)計要求 4 1.4 本次設(shè)計要求 4 2 傳動機構(gòu)布置方案分析及設(shè)計 4 2.1 傳動機構(gòu)結(jié)構(gòu)分析與類型選擇 4 2.2 變速器主傳動方案的選擇 6 2.3 倒檔傳動方案 6 2.4 變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計 7 2.4.1 齒輪形式 7 2.4.2 換檔機構(gòu)形式 8 2.4.3 防脫檔措施 8 2.4.4 變速器軸承設(shè)計 9 2.5 傳動方案的最終確定 9 3 齒輪設(shè)計及計算校核 10 3.1 傳動比范圍 10 3.2 齒輪參數(shù) 11 3.3 各檔齒輪齒數(shù)的分配和各檔傳動比 13 3.3.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 13 3.3.2 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 14 3.3.3 確定其他各檔的齒數(shù) 14 3.3.4 確定倒檔齒輪齒數(shù) 15 3.3.5 變速器齒輪的變位 16 3.3.6 齒輪主要參數(shù) 17 3.4 齒輪強度計算及校核 19 3.4.1 各軸的轉(zhuǎn)矩計算 19 3.4.2 斜齒齒輪彎曲強度校核 19 3.4.3 斜齒齒輪接觸應(yīng)力校核 21 4 軸和軸承的設(shè)計計算 22 4.1 軸的功用及設(shè)計要求 22 4.2 初選軸的尺寸 22 4.3 軸的剛度與強度計算 23 4.3.1 軸的剛度校核 23 4.3.2 軸的強度校核 24 4.4 鍵的設(shè)計與校核 25 5 防后溜裝置單向離合器的設(shè)計 25 5.1 單向離合器的選擇 26 5.2 楔塊式單向離合器的基本機構(gòu)和工作原理 26 5.3 單向離合器的計算 27 6 同步器的設(shè)計 30 6.1 鎖環(huán)式同步器的工作原理 30 6.2 同步環(huán)主要尺寸的確定 31 7 變速器的操縱機構(gòu) 32 7.1 互鎖裝置 33 7.2 自鎖裝置 33 結(jié)論 33 參考文獻 34 致謝 35 1 防后溜手動變速箱的設(shè)計 學(xué) 生： 指導(dǎo)老師 (湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院 長沙 410128) 摘 要：變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。特別對于一款手動檔的汽車而言，一個 簡單且完美的變速器具有非常重要的意義。在生活中，我們經(jīng)常可以看到許多手動檔的汽車在起 步或者上坡?lián)Q檔的時候出現(xiàn)溜車現(xiàn)象。本文設(shè)計研究的防后溜手動變速箱，主要利用汽車構(gòu)造、 汽車設(shè)計、材料力學(xué)等相關(guān)知識解決汽車怎樣防后溜的問題。在原有變速箱的主動軸上增設(shè)一個 阻止逆轉(zhuǎn)防后溜裝置。其允許變速器主動軸按發(fā)動機驅(qū)動方向單向旋轉(zhuǎn)，而不允許主動軸反向旋 轉(zhuǎn)。從而實現(xiàn)汽車在發(fā)動機的牽引下運動，能進不能退。設(shè)計給出了防后溜變速箱設(shè)計方案，經(jīng) 過嚴謹設(shè)計過程完成了一款變速器設(shè)計，并經(jīng)過校驗，證明設(shè)計的變速器能夠符合現(xiàn)實功用要求， 設(shè)計方案具有比較強的可借鑒性。 關(guān)鍵詞：變速器；防后溜裝置；主動軸；同步器；傳動比； After anti slip design of the manual transmission Student：Li Peng Tutor：Li Junzheng (College of engineering, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract: transmission is one of the most important components in automobile transmission system. Especially for a manual transmission car, a simple and perfect transmission has a very important significance. In life, we often can see a lot of manual transmission car appears sliping phenomenon when starting or upslope shift. Study on the anti slip after manual gearbox, the main use of automobile structure, automobile design, mechanics of materials and other related knowledge to solve the car how to prevent slips problem. A stop reversal after anti slip device of the driving shaft in the gear box. It allows the transmission drive shaft by the engine driving the direction of rotation, and does not allow the drive shaft reverse rotation. In order to achieve the car in the engine under the traction motor, can not retreat. Design is given after anti slip design of gearbox, after rigorous design process completed a gearbox design, and 2 through the verification, proof of transmission design can meet the practical function requirements, design scheme has a strong reference. Key words: the transmission; After the sneak device; The driving shaft; Synchronizer; Transmission ratio 1 前言 變速器是汽車動力系統(tǒng)中的重要部件，它直接影響著駕駛的操控感覺和乘坐的舒 適性。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，手動變速 器會在不久的將來被淘汰，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，手動變速器仍然占有一定的比例，可以看出手動變速器不 會過早的離開 2。 首先，從商用車的特性上來說，手動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，面對如此重的載荷，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，他們的最愛還是手動變速器。從我國 的具體情況來看，手動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“手動”駕車的，他們對手動變速器的認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，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一 些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽 車駕駛學(xué)校中，教練車都是手動變速器的，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。 最后，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，手動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)濟型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是 5 檔手動變速。 所以，我相信變速器永遠不會被淘汰，那么設(shè)計一款具有防后溜的手動變速箱具 有明顯的社會效益和經(jīng)濟效益。本論文將根據(jù)汽車變速性能的特點以及實際的需求設(shè) 計一個防后溜手動變速器。 3 1.1 變速器的發(fā)展環(huán)繞現(xiàn)狀 從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看, 全世界的各大廣商都對提高 AT 的性 能及研制無級變速器 CVT 表現(xiàn)積極, 汽車業(yè)界非常重視 CVT 在汽車上的實用化進程。 然而,因無級變速器技術(shù)難度很大, 發(fā)展相對較慢 , 從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難 題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器、電控液力自動變速器、金 屬帶鏈式無級變速器、電控機械式自動變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引 式無級變速器等數(shù)種, 并具有各自優(yōu)勢, 但其中金屬帶式無級變速器前景看好。ECT 變扭器中的自動變速器油在高速運動中, 由于油液分子間的內(nèi)摩擦和油液分子與各工 作輪葉片表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會產(chǎn)生 油液溫度升高造成功率損失, 存在傳動效率低油耗較大的不足, 另外還存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、 成本高及維修難度大等較明顯缺點。歐洲格特拉克變速箱公司開發(fā)的電控機械自動變 速器則克服了 AT 效率低等缺點, 與 AT 相比, 具有更大的發(fā)展優(yōu)勢?？墒? AMT 依舊 需要復(fù)雜的電控系統(tǒng)來控制。據(jù)該公司預(yù)測, 到 2008 年, 歐洲的 50的 MT 將會被 AMT 代替, 同時部分市場也將會被占領(lǐng)。 總之, 變速器是汽車除發(fā)動機外的主要裝置之一, 伴隨著汽車技術(shù)更新?lián)Q代和市場 需求，在向?qū)崿F(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就。變速器會應(yīng)對市場 要求朝操縱舒適、輕柔、傳動效率高、低油耗、環(huán)保與低噪聲方向發(fā)展, 汽車變速器 市場的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長。 1.2 本次設(shè)計目的和意義 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展,車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變 速器設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。盡管近年來，自動變速器和無級變速器技術(shù) 迅猛發(fā)展，對長期以來主導(dǎo)市場地位的手動變速器產(chǎn)生很大沖擊，但手動變速器已應(yīng) 用了很長一個時期,經(jīng)過反復(fù)改進,成為現(xiàn)在的形式,制造技術(shù)趨于成熟化，與其它種類 變速器相比較，具有以下優(yōu)點： （1）手動變速器技術(shù)已經(jīng)發(fā)展了幾十年，制造技術(shù)更加成熟，長期處于主導(dǎo)變速 器市場的地位，各方面技術(shù)經(jīng)過長期市場考驗，通過逐步積累，技術(shù)已經(jīng)相當成熟。 （2）手動變速器傳動效率較高，理論上比自動變速器更省油。 （3）手動變速器結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝成熟，市場需求大，能夠產(chǎn)生生產(chǎn)規(guī)模效益， 生產(chǎn)成本低廉。 （4）維修方便，維修成本便宜。 4 （5）可以給汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感。 但是手動變速箱由于換檔結(jié)構(gòu)的特點在安全性上有一定的不足，所以本次設(shè)計具 有防后溜裝置的手動變速箱，在市場經(jīng)濟的形勢下，既可以取得足夠的社會經(jīng)濟效益， 同時還能提高廣大駕駛者的安全性。 1.3 變速器的基本設(shè)計要求 變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置， 。變速器的功 用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具 有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車 倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時， 還應(yīng)有功率輸出裝置。 對防后溜手動變速器的基本設(shè)計要求： （1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 （2）設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。 （3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。 （4）設(shè)置動力輸出裝置。 （5）換檔迅速、省力、方便。 （6）工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 （7）變速器應(yīng)有高的工作效率。 （8）變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修 方便等要求 1。 1.4 本次設(shè)計要求 在上述的要求下，本次設(shè)計還要在原有的變速箱上設(shè)計一個防后溜裝置，為的是 克服現(xiàn)有手動變速箱的機動車在坡道上臨時停車和從新起步的繁瑣和不變，本次設(shè)計 的防后溜手動變速箱，只要掛上上坡行駛的相應(yīng)檔位。即使踩下離合器及松開手動制 動器，該車也不會順坡反向溜車。 2 傳動機構(gòu)布置方案分析及設(shè)計 2.1 傳動機構(gòu)結(jié)構(gòu)分析與類型選擇 （1）兩軸式變速器。兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動汽車上，變速器傳 動比較小。 5 兩軸式變速器的特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱 置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用齒輪圓柱齒輪； 多數(shù)方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其他檔位均采用常嚙合齒輪傳動。 與中間軸式變速器相比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡單、輪 廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經(jīng)過一對齒輪傳遞動力，故傳動 效率高同時噪聲也低?？墒莾奢S式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在高檔工作時齒輪和 軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。 （2）中間軸式變速器。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機 后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上 的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動盤，而第二周的末端經(jīng)花鍵與萬向軸連接。 （3）三軸式變速器如圖 1 所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別 與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳 遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞 轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(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（影響變速器尺 寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另 一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 由于本設(shè)計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，因此采用中間軸式變速器。 1.第一軸；2.第二軸；3.中間軸 1.The first axis; 2.The second axis; 3.Synchronizer 圖 1 轎車三軸式四檔變速器 Fig 1 Sedan middle stalk types four file gearboxes 6 2.2 變速器主傳動方案的選擇 圖 2 是中間軸式五檔變速器傳動方案示例 2。圖 2a 所示方案中，除一、倒檔用直 齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖 2b、c、d 所示方案的各前進檔均 采用常嚙合齒輪傳動。圖 2d 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱 體內(nèi)，這樣布置可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需 要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 以下列各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或 嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那 么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 變速器用圖 2c 所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上 可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖 2c 所示方案的 高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里， 而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 圖 2 中間軸式五檔變速器傳動方案 Fig 2 Diagram of middle stalk type five file gearboxes 2.3 倒檔傳動方案 圖 3 為常見的倒檔布置方案。本設(shè)計采用圖 3.f 所示的傳動方案。因為圖 3.f 所示 方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。 圖 4.b 所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間 7 軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖 4.c 所示方案能獲得 較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖 3.d 所示方案針對前者的缺點做了修 改，因而取代了圖 3.c 所示方案。圖 3.e 所示方案是將中間軸上的一，倒檔齒輪做成一 體，將其齒寬加長。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒檔傳動采 用圖 3.g 所示方案。其缺點是一，倒檔須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中 的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些。 因為變速器在一檔和倒檔工作時有較大的力，變速器的低檔與倒檔，布置在在靠 近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高檔 順序布置各檔齒輪 2。 圖 3 倒檔布置方案 Fig 3 Gearboxes pour file to spread a project 2.4 變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計 變速器的設(shè)計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確 定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等 因素。 2.4.1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和 倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪音低 等優(yōu)點；缺點是制造復(fù)雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪 均采用斜齒圓柱齒輪。 8 2.4.2 換檔機構(gòu)形式 變速器換檔結(jié)構(gòu)形式有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 直齒滑動齒輪換檔方式一般僅用于一檔和倒檔上，其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，制 造、拆裝和維修工作容易；缺點是因變速器內(nèi)各傳動齒輪有不同的角速度，所以用軸 向滑動直齒圓柱齒輪換檔會在齒輪端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪音，這不僅使齒輪端部磨 損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張。 用嚙合套換檔方式換檔不僅換檔行程短，同時因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù) 多，而輪齒又不參與換檔，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換檔沖擊，仍然 要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn) 部分的總轉(zhuǎn)動慣量增大。重型貨車檔位間的公比較小，換檔機構(gòu)連接件之間的角速度 差也小，而且要求換檔手感強，因此可采用嚙合套換檔。與同步器換檔比較，嚙合套 換檔具有結(jié)構(gòu)簡單，壽命長，維修方便，能夠降低制造成本及減小變速器長度等優(yōu)點。 同上述兩種換檔方法比較，同步器結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同 步環(huán)（摩擦件）使用壽命短。但使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪音，且與 駕駛員的操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安 全性?，F(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。 凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)，但必 須遵循檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔的原則 8.9.10。 2.4.3 防脫檔措施 自動脫檔是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器軸剛度不足以及振 動等原因，都可能導(dǎo)致自動脫檔。為解決這個問題，除工藝上采取措施之外，目前在 結(jié)構(gòu)上采取的有效措施有將兩接合齒輪的嚙合位置錯開；將嚙合套做的較長；將嚙合 套齒座上前齒圈的齒厚切薄；將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角，使嚙合齒 面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力這幾種方案。 (1)將兩接合齒輪的嚙合位置錯開。在嚙合時，使接合齒輪端超過被接合齒約 13mm。使用中糧齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，利于阻 止接合齒自動脫檔。 (2)將嚙合套做的較長。在嚙合時，是接合齒（主動）超過被接合齒（被動） 。在 傳動過程中，利用研磨成形成凸肩，以阻止接合齒自動脫開。 (3)將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ谐?0.30.6mm） ，這樣，換檔后嚙合套 9 的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫檔。 (4)將嚙合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜 23）,使接合齒 面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力，這種方案應(yīng)用較多。將接合吃的齒側(cè)設(shè)計并加工成臺 階狀，也具有相同的阻止自動脫檔的效果 11。 2.4.4 變速器軸承設(shè)計 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套 等。變速器應(yīng)結(jié)構(gòu)緊湊，大尺寸的軸承布置困難。第二軸上前端支承在第一軸常嚙合 齒輪的內(nèi)腔中，由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后 部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子 軸承。 2.5 傳動方案的最終確定 通過對變速器型式、傳動機構(gòu)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè) 計任務(wù)與要求，最終確定的傳動方案如圖 4 所示。其傳動路線： 圖 4 五檔變速器結(jié)構(gòu)圖 Fig 4 Diagram of structure of five file gearboxes 1 檔：一軸12中間軸1099、11 間同步器二軸輸出 2 檔：一軸12中間軸875、7 間同步器二軸輸出 10 3 檔：一軸12中間軸655、7 間同步器二軸輸出 4 檔：為直接檔，即一軸11、3 間同步器二軸輸出 5 檔：加速時：一軸12中間軸14431、3 間同步器二軸輸出 倒檔：一軸12中間軸1213119、11 間同步器二軸輸出 3 齒輪設(shè)計及計算校核 本次設(shè)計主要是針對汽車市場的絕大部分汽車，所以相關(guān)參數(shù)接近最常見的車型。 具體數(shù)據(jù)如表 1 表 1 主要參數(shù) Table1 main parameters 基本參數(shù) 參數(shù)值 主減速比 4.072 最高時速（km/h） 180 輪胎型號 195/60R16 發(fā)動機型號 HR16DE 最大扭矩（Nm/rpm） 153 /4400 最大功率（kw/rpm） 86 /6000 最高轉(zhuǎn)速（r/min） 6500 汽車自重(kg) 1180 承載質(zhì)量(kg) 480 3.1 傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動比的比值，取決于汽 車行駛的道路條件和發(fā)動機的功率與汽車的質(zhì)量之比（比功率） 4。目前乘用車的傳 動比范圍在 3.04.5 之間，總質(zhì)量輕些的商用車在 5.08.0 之間。 選擇最低檔傳動比 6時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車 的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 對于經(jīng)常在城市和良好公路上行駛的汽車，最大爬坡度在 10左右。在瀝青路面 上車輪的滾動阻力系數(shù) 為 0.02。f 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間 的滾動阻力及爬坡阻力。故有 6maxaxmax0max )sinco( gfgriTTgIe 則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比： 11 （1）0maxiTrgie 式中 m汽車總質(zhì)量； g 重力加速度； max道路最大阻力系數(shù)； 驅(qū)動輪的滾動半徑；r Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； i0主減速比； 汽車傳動系的傳動效率。 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件： （22maxGriTgIe ） 求得的變速器 I 檔傳動比為： （30max2iTriegI ） 式中 G2汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷； 路面的附著系數(shù)，計算時取 =0.50.6。 由已知條件：滿載質(zhì)量為 1660kg； =311mm； Te r max=153Nm； i0=4.072； =0.96。 根據(jù)公式（3-1）可得： igI 2.31。 根據(jù)公式（3-2）可得： igI 4.23。 故取 igI =3.8 超速檔的傳動比一般為 0.70.8，本設(shè)計取五檔傳動比 ig =0.75。 汽車變速器各檔的傳動比應(yīng)該按等比級數(shù)分配： = （4gIVIgIiiq ） 式中 q常數(shù)，各檔之間的公比。 可得： 1minaxgq （5） 的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些， 12 另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出： =1.5。q 故有： =2.53、 1.67、 1.13（修正為 1） 。gIigIigIVi 3.2 齒輪參數(shù) （1）齒輪模數(shù) m 齒輪模數(shù)是一個重要的參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、 噪聲、工藝要求等。選取齒輪模數(shù)，要保證齒輪有足夠的強度，同時兼顧對噪音和質(zhì) 量的影響。減小模數(shù)，會增加齒寬，會使噪音減??；反之，則能減輕變速器質(zhì)量。對 乘用車，降低噪音意義較大，一般采用小模數(shù)、大齒寬的齒輪，其模數(shù)一般為 2.253.0;對商用車，減小變速器質(zhì)量意義較大，一般采用較大模數(shù)的齒輪,其模數(shù)一 般為 3.506.0。另外，所選模數(shù)應(yīng)符合國家標準 GB/T 1357-1987漸開線圓柱齒輪 模數(shù)的規(guī)定，優(yōu)先選用第一系列模數(shù)，盡量不選括號內(nèi)的模數(shù) 16.17。本設(shè)計一檔齒 輪模數(shù)取 3，其他取 2.5。 表 2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自 GB1357-1987） （mm） Table2 Automobile transmission gear modulus (from the GB1357-1987) (mm) 第一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 第二系列 1.75 2.25 2.75 (3.25) 3.50 (3.75) （2）壓力角 力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪音較低；壓力角較大時，可提高輪齒的 抗彎強度和表面接觸強度。對于乘用車，為了降低噪音，應(yīng)選用 14.5、15、16、 16、5等小些的壓力角。對于商用車，為提高齒輪強度，應(yīng)選用 22.5或 25等大 些的壓力角；嚙合套或同步器的壓力角有 20、25、30等。國家規(guī)定的齒輪標準 壓力角為 20，嚙合套或同步器為 30。所以本設(shè)計中選取齒輪壓力角為 20，嚙 合套或同步器的壓力角 為 30。 （3）螺旋角 隨著齒輪的螺旋角增大，齒輪嚙合的重合度增加，齒的強度也相應(yīng)提高。不過當 螺旋角大于 30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低 檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，以 1525為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重 合度來說，應(yīng)當選擇較大的螺旋角。 中間軸上的齒輪螺旋方向應(yīng)一律右旋，則第一，第二軸上的斜齒輪取為左旋。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：對乘用車，中間軸式變速器為 13 2234。本設(shè)計初選取一檔、二檔、倒檔齒輪螺旋角為 23，三檔、四檔、五檔 齒輪螺旋角為 27。 （4）齒寬 b 在選擇齒寬時，應(yīng)注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪 強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 通常根據(jù)齒輪模數(shù) ）n(m的大小來選定齒寬 2，對直齒： mkbc， c為齒寬系數(shù)， 取 4.58.0；對斜齒： ckb， c取 6.08.5。 本設(shè)計取齒寬系數(shù)為 7.0。 （5）齒輪變位系數(shù)和齒頂高系數(shù) 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 變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接 近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。 角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零，且可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標， 故采用得較多。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要 選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，最高檔和一軸齒輪副的 c可取-0.20.2。隨著 檔位的降低，總變位系數(shù) c應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的c 值。一檔齒輪的 c值可以選用 1.0 以上。 規(guī)定齒頂高系數(shù) ha*=1，徑向間隙系數(shù) c*=0.25。 （6）齒輪材料的選取。 為提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力，現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都 采用滲碳合金鋼，其表面的硬度高，而心部具有較高韌性。在選用鋼材及熱處理時， 對切削加工性能及成本也應(yīng)考慮。值得指出的是，對齒輪進行強力拋丸處理后，齒輪 彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。 國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用 20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為 5863HRC，心部硬度為 3348HRC 國外汽車變速器齒輪大都選用鉻鎳合金鋼。 3.3 各檔齒輪齒數(shù)的分配和各檔傳動比 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方 案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)， 以使齒面磨損均勻。 14 3.3.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 已知一檔傳動比 （6）1092zigI 為了確定 Z9和 Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ：Z （7）nmAzcos2 其中 A =77mm、 m =3；故有 ，取整得 47。當乘用車中間軸式的變速器5.47Z 時，則 ，此處取 =16，則可得出 =31。8.35gIi 范 圍 內(nèi) 選 擇可 在 1510 10Z9Z 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式 7 看 出中心距有了變化，這時應(yīng)從 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距 A，再以這個修正 后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 因為計算齒數(shù)和 后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的 和Z Z 齒輪變位系數(shù)重新計算中心距 ，再以修正后的中心距 作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依A 據(jù)。 = =76.59mm cos2n0Z2347 取整為 A=78mm。 3.3.2 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由式 6 求出常嚙合齒輪的傳動比 （8）91012zigI 由已知數(shù)據(jù)可得： 6.12 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距： （9）cos2)(1zmAn 由此可得： （10nz21 ） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出： 。59.21Z 15 聯(lián)立方程式可得： =18、 =37。則根據(jù)式 6 可計算出一檔實際傳動比為： igI 1Z2 =3.98。 3.3.3 確定其他各檔的齒數(shù) 二檔傳動比: （11）8712zigI 而 故有： ，對于斜齒輪：53.2gIi 3./87z （12）nmAcos2 故有： 4.5787Z 聯(lián)立方程式得： 。根據(jù)式 11 可計算出二檔實際傳動比為：2387Z、 2.83。gIi 從減少或消除中間軸上的軸向力出發(fā)，齒輪還須滿足下列關(guān)系： （13）zIV82sin 發(fā)現(xiàn)上述數(shù)據(jù)剛好滿足。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 、 2.29；五檔齒輪 2965Z、 gIi 、 0.84。391643Z、 gVi 綜上所得修正后的各檔傳動比如表 3 表 3 修正后的各檔傳動比 Table1 Revised each block transmission 檔位 傳動比 一檔 3.98 二檔 2.53 三檔 2.29 四檔 1 五檔 0.84 倒檔 5.07 16 3.3.4 確定倒檔齒輪齒數(shù) 一般情況下，中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小，取 。152Z 而通常情況下，倒檔軸齒輪 取 2123，此處取 =23。13Z13Z 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 0.5mm 以上的間隙，則齒輪 11 的齒頂圓直徑 應(yīng)為1eDAe25.012 即： =2822.5151=125.5mm2121eeDA 可得： = 2=48.2 取 48。21mZe5. 1Z 本設(shè)計取 。371Z 由 （141231zigr ） 可計算出 。07.5gri 因本設(shè)計倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距： ，取 。mzmAn6.1cos2)(31 mA53 而倒檔軸與第二軸的中心距： ，取 。zn.82cs)(13 84 3.3.5 變速器齒輪的變位 （1）一檔齒輪的變位 端面嚙合角 ：t 得 =21.57 （15）10-9cos/anttt 端面嚙合角 ：t 得 =24.05 ttAcoscs0 t （16） 17 變位系數(shù)之和 =0.42 （17）nttc iviza2)(109（ 齒輪 10 不根切的最小變位系數(shù)為： 058.716mi10938.zu10 查變位系數(shù)表得： ，5.07.1c9 計算精確值 ： 得 =25.33 10-9109cos2mAZn 10-9 （2）二檔齒輪的變位 端面嚙合角 ： 得 =21.57t8-7/tan t 嚙合角 ： 得 =24.05 t ttAcoscs0t 變位系數(shù)之和 =0.53 （18nttc iviza2)(87（ ） 375.1zu8 查變位系數(shù)表得： ， 4.0812.08c7 計算精確值 得 =24.01 10-987cos2mAZn 8-7 （3）其它各檔位齒輪的變位系數(shù)。根據(jù)以上方法可得： 三檔參數(shù)： ， ， =28.19.61.056-5 四檔參數(shù)： ， ， =28.191808221 五檔參數(shù)： ， ， =28.19.4.34-3 倒檔參數(shù)： ， ， ， =24.011201.01r 3.3.6 齒輪主要參數(shù) 表 4 為漸開線斜齒輪圓柱齒輪的計算公式 8： 18 表 4 漸開線斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算 Table4 The geometry size calculation of inclined gear 名稱 代號 計算公式 端面模數(shù) tmcos/ntm 分度圓直徑 dzd 齒頂高 ah nanyh)( 齒根高 f fc 齒全高 fa 齒頂圓直徑 adhd2 齒根圓直徑 f ff 當量齒數(shù) vz 3vcos/z 節(jié)圓直徑 d Ad2 注：表中長度單位均為 mm，角度單位均為（） 。 式中 ；ncnynmA/)(0 由表 4 可以得出齒輪參數(shù)，歸納如下表 5： 表 5 齒輪主要參數(shù) Table5 Gear main parameters 齒輪 齒數(shù) 模數(shù)(mm) 分度圓直徑（mm） 齒頂圓直徑(mm) 齒跟圓直徑(mm) 16 3 53.12 60.15 47.7210z 31 3 102.89 108.22 95.819 24 2.5 65.68 71.25 61.488 33 2.5 90.31 94.43 84.667z 29 2.5 82.26 87.58 77.016 26 2.5 73.75 78.67 68.355 19 齒輪 齒數(shù) 模數(shù)(mm) 分度圓直徑（mm） 齒頂圓直徑(mm) 齒跟圓直徑(mm) 39 2.5 110.62 115.79 105.174z 16 2.5 45.38 50.80 40.183 37 2.5 104.95 107.32 99.632 18 2.5 51.05 56.32 48.391z 15 2.5 41.05 48.37 36.552 23 2.5 62.95 69.02 57.3513 40 2.5 101.26 108.43 97.01z 3.4 齒輪強度計算及校核 3.4.1 各軸的轉(zhuǎn)矩計算 發(fā)動機最大扭矩為 153 Nm，齒輪傳動效率 99%，離合器傳動效率 98%，軸承傳 動效率 96%。 第一軸： = =15398%96%= 143.94Nm1T承離 maxe 中間軸： = =143.9496%99%37/18= 281.20Nm212i齒承 第二軸：一檔： =281.200.960.9931/16=517.80Nm1093i齒承 二檔： =281.200.960.9933/24=367.47Nm872T齒承 三檔： =281.200.960.9929/26=298.09Nm653i齒承 四檔： Nm9.24承 五檔 =281.200.960.9916/39= 109.64Nm4335iT齒承 倒檔： =281.200.960.9923/15=409.79Nm122r齒承 3.4.2 斜齒齒輪彎曲強度校核 （19）ZtwbyK F 式中 為彎曲應(yīng)力（MPa） ； 為圓周力（N） ， ，其中 為計算載荷Wt dTgt/2g （Nmm） ， d 為節(jié)圓直徑； 為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取值為 1.50； 為重合度影K zK 響系數(shù)，取 =2.0； b 為齒寬（mm） ，取 18； t 為法向齒距（mm） ， ； y 為z nmt 齒形系數(shù)，如圖 6 所示。 20 將 ， 代入式 20 可得：dTFgt/2mt （20Zn gwyKzTc3os2 ） 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 時，對乘用車常嚙合齒輪和maxe 高檔齒輪，許用應(yīng)力 2在 180350MP a范圍。 圖 5 齒形系數(shù)圖 Fig 5 Diagram of form factor （1）計算一檔齒輪的彎曲應(yīng)力。 已知參數(shù)： ， ， ， ， ，319z60z3.242v9z1v0z Nm， Nm。20.82T8.57T 查圖 6 可知： ，9y14.0y aKmzcnw MP5.2410758.234.9os 3931019 yTcn 86.164.0.2 310310 、 均在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，故滿足設(shè)計要求。9w （2）同理可求其余各檔齒輪的彎曲應(yīng)力。 二檔： awMP82.317 awMP23.78 21 三檔： awMP01.2745 awMP92.16 四檔： 391 072 五檔： .6.4 、 、 、 、 、 、 、 均在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，故滿足設(shè)計1w23w45w78w6 要求。 3.4.3 斜齒齒輪接觸應(yīng)力校核 （21bzgjdbET1cos418.0 ） 式中： 為輪齒的接觸應(yīng)力（MP a） ； 為計算載荷（N .mm） ； 為節(jié)圓直徑(mm)；jg d 為節(jié)點處壓力角（） ， 為齒輪螺旋角（） ； 為齒輪材料的彈性模量（MP a） ；E 為齒輪接觸的實際寬度(mm)； 、 為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，斜齒bzb 輪 、 ； 、 為主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。2cosinzr2cosinbrzrb 將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸/maxeT 應(yīng)力 見表 6。j 彈性模量 =20.6104 Nmm-2，齒寬 。EncKb 表 6 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 Table6 Transmission gear of allowable contact stress 齒輪 滲碳齒輪（MPa） 液體碳氮共滲齒輪（MPa） 一檔和倒檔 19002000 9501000 常嚙合齒輪和高檔 13001400 650700 （1） 計算一檔齒輪的接觸應(yīng)力。 mm mm1.53)/(210-90uAd 90.1201-9du mm mm2cosin2zr 53.cosinbr 已知 ， ， ， Nm， Nm。39z610.82T8731T 19002000MP aadbETbzj MP4176cs48.931 19002000MP abzj 9.20o.01021 （2） 計算二檔齒輪的接觸應(yīng)力。 22 mm68.5)1/(28-78uAd mm32907 mm47.cosinzr mm512b 已知 ， ， ， Nm， Nm。37z248z01.0.8T47.362T 19002000MP aadbETbzj MPcos1.0732 19002000MP abzj 06.14748.28 （3） 其余各齒輪的接觸應(yīng)力。 按照上述方法校核其余各檔齒輪的接觸應(yīng)力，校核結(jié)果如下表 7： 表 7 各齒輪的接觸應(yīng)力 Table7 The gear contact stress 齒輪 接觸應(yīng)力（MPa） 1120.026z 1092.095 944.104 920.363z 938.142 1317.941 1368.80z 1918.6512 1864.383 由此可知，各齒輪接觸應(yīng)力均小于許用接觸應(yīng)力。所以設(shè)計滿足要求。 4 軸和軸承的設(shè)計計算 4.1 軸的功用及設(shè)計要求 變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩和彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不 足，在負荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲， 并會降低齒輪的使用壽命。設(shè)計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、 軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上的花鍵型式和尺寸等。軸的結(jié)構(gòu)主要依據(jù)變 23 速器結(jié)構(gòu)布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。 4.2 初選軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝 要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。 而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選定： 中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大直徑 4： （22Ad）（ 60.45. ） 則 mAd 8.461.3578.6.045. ）（）（ 故可取第二軸的最大直徑 ，中間軸的最大直徑 。md42ax d39ax中 第一軸花鍵部分： （23）3axeTK 式中： K 為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0-4.6， 為發(fā)動機的最大扭矩（Nm） 。m 則 mTde 60.249.156.4033max）（ 故可取第一軸花鍵部分直徑為 23mm。 為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的最大直徑 與軸的長度 L 的關(guān)系可按下式選取：maxd 中間軸： /L=0.16 0.18； 故中間軸的長度可初選為 243mm。max中d 第二軸： /L =0.18 0.21； 故第二軸的長度可初選為 230mm。2 第一軸的長度： L= /(0.16 0.18)， L 取 143mm。 4.3 軸的剛度與強度計算 4.3.1 軸的剛度校核 變速器的剛度用軸的撓度和轉(zhuǎn)角來評價。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作 用力，必須先求第二軸的支點反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向 力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應(yīng)當對每個檔位都進行檢驗。作用在第 一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取 。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常maxeT 嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可不必計算。軸在垂直 面內(nèi)撓度為 ，在水平面內(nèi)撓度為 和轉(zhuǎn)角為 ，可分別用下式計算：cf sf （24）EILbaFc3 21 24 （25）EILbaFfs32 （26I1 ） 式中： 為齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ； 為齒輪齒寬中間平面上的圓周1F2F 力（N） ； 為彈性模量（MP a） ， =2.06105MPa； 為慣性矩（mm 4） ，對于實心軸，EEI ； 為軸的直徑（mm） ，花鍵處按平均直徑計算； 、 為齒輪上的作用力64dI ab 距支座 、 的距離（mm） ； 為支座間的距離（mm） 。ABL 軸的全撓度為 mm。2.02scff 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 =0.050.10mm， =0.100.15mm。cfsf 齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過 0.002rad11。 軸的受力分析如圖 6 所示 中間軸已知： N， N， =39mm， ，35.1087tF37.42610rFdm13.2a10 mm mm。6210b.5L =0.09944 210r103a6ELdbfcm.05. =0.04Fft421010s1.7.21010 scff =-0.00047rad 0.002rad4r103aF6ELdb 其余各檔時中間軸與第二軸的剛度校核計算方法同上，可知變速器在各檔工作時 均滿足剛度要求。 圖 6 變速器軸的繞度和轉(zhuǎn)角 25 Fig6 Transmission shaft around the degree and corner 4.3.2 軸的強度校核 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水 平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力 和 之后，計算相應(yīng)的cFs 彎矩 和 12。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應(yīng)力為：cMs （2732dMW ） （Nm）22nscT 式中 d 為計算截面處軸的直徑（mm） ，花鍵取內(nèi)徑；W 為抗彎截面系數(shù)（mm） 。在 抵檔工作時， 。MPa40 變速器的中間軸用與齒輪相同的材料制造，二軸用 45 號鋼制造。 第一軸的軸應(yīng)力計算： 在垂直方向的彎矩為 MPa37.1621dFbCac 在水平方向的彎矩為 MPa.9s 則 MPa5.422nscTM 故第一軸的軸應(yīng)力為 MPa6.3dW 所以第一軸的強度合格。 第二軸的軸應(yīng)力計算： 在垂直方向的彎矩為 MPa10.4-99bAaBcc 在水平方向的彎矩為 MPa6873Mss 則 MPa2.22nscT 故第二軸的軸應(yīng)力為 MPa5.3dW 所以第二軸的強度合格。 中間軸的軸應(yīng)力計算： 在垂直方向的彎矩 MPa3647.5-)(22210 caEFcbFMarc 在水平方向的彎矩為 MPa1.9)(ss 則 MPa.54322nscT 26 故第二軸的軸應(yīng)力為 MPa43.532dMW 所以中間軸的強度合格。 4.4 鍵的設(shè)計與校核 鍵是一種標準零件，主要用來實現(xiàn)軸與軸之間的周向固定以傳遞轉(zhuǎn)矩。根據(jù)各類 鍵的結(jié)構(gòu)特點、使用要求或工作條件選擇鍵的類型，根據(jù)軸徑和標準來決定鍵的尺寸。 在本設(shè)計中，軸與齒輪用平鍵連接。 在中間軸第 5 檔齒輪與中間軸以平鍵連接，其直徑 d=25mm,齒輪寬為 20mm，所 以平鍵的尺寸 為：鍵寬 b=8mm，鍵高 h=7mm，鍵長 l=18mm。 軸傳遞的力矩： =281.200.960.9916/39= 109.64Nm432iT齒承 表 8 鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力和許用壓強 Mpa 許用值 輕微沖擊（Mpa） 0120 40 (1)鍵的擠壓強度校核： Mpa23.102518964.2bld (2)鍵的許用壓強計算： .9l 由此可知：改鍵的許用壓力和許用壓強都滿足條件，同理可求其他鍵的強度和壓力 都滿足其工作環(huán)境。 5 防后溜裝置單向離合器的設(shè)計 5.1 單向離合器的選擇 單向離合器俗稱單向軸承，也是僅能單一方向（順時針方向或逆時針方向）傳動 的機械傳動基礎(chǔ)件。當動力源驅(qū)動被動元件時只能單一方向傳動，若動力源轉(zhuǎn)變方向 時， （如順時針變?yōu)槟鏁r針方向） ，被動元件則會自動脫離不產(chǎn)生任何動力傳送的功能。 單向離合器的作用是使某元件只能按一定的方向旋轉(zhuǎn)，在另一個方向上鎖止?？煞譃?滾 子 式 單 向 離 合 器 和楔 塊 式 單 向 離 合 器 兩種類型。本設(shè)計采用楔 塊 式 單 向 離 合 器 本設(shè)計將其安裝于在變速箱的輸入軸上，其固定套與變速箱的殼體相固連，轉(zhuǎn)子與變 速器的主動軸相連接，固定套與轉(zhuǎn)子之間裝有鎖環(huán)保持架和鎖塊。 27 5.2 楔塊式單向離合器的基本機構(gòu)和工作原理 楔塊式單向超越離合器 5其工作依賴于楔塊的摩擦角，使其楔在兩滾道之間以實 現(xiàn)傳遞扭矩、間歇分度、防止逆轉(zhuǎn)功能。楔塊的一條對角線A的長度略大于內(nèi)外圓環(huán)之 間的距離B，而另一條對角線C的長度則略小于B。當外環(huán)相對于內(nèi)環(huán)往順時針方向旋轉(zhuǎn) 時，楔塊在摩擦力作用下相對于自己的中心作順時針轉(zhuǎn)動而立起，由于自鎖作用被卡 死在內(nèi)外環(huán)之間，使內(nèi)外環(huán)無法作相對轉(zhuǎn)動，單向離合器處于接合狀態(tài)。當外環(huán)相對 于內(nèi)環(huán)往逆時針方向旋轉(zhuǎn)時，楔塊在摩擦力的作用下繞自己的中心逆時針旋轉(zhuǎn)而傾斜， 自鎖解除，內(nèi)外環(huán)可以相對轉(zhuǎn)動，單向離合器處于分離狀態(tài)。 圖 8 楔塊式超越離合器結(jié)構(gòu)示意圖 Fig 8 Wedge type overrunning clutch structure diagram 5.3 單向離合器的計算 （1