五菱宏光輕型貨車機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)

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1、 五菱宏光輕型貨車機(jī)械式變速器設(shè)計(jì) 系 別： 交通工程系 專 業(yè)： 車輛工程專業(yè) 年 級： 車輛工程15級 學(xué) 號： 2015060143 學(xué)生姓名： 朱冠宇 指導(dǎo)老師： 李春波 成 績： 摘要 在汽車的傳動(dòng)系統(tǒng)中，變速

2、器是無可替代的重要環(huán)節(jié)之一。無論是駕駛?cè)说牟僮鞲惺?，還是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)性能的體現(xiàn)，亦或是汽車運(yùn)行的穩(wěn)定性等，均與變速器的技術(shù)參數(shù)和構(gòu)造性能直接相關(guān)。汽車運(yùn)行過程中，必須滿足變速換擋、起步、倒擋等基本操作性能，故而利用總和設(shè)計(jì)變速器內(nèi)部，從而實(shí)現(xiàn)簡單、迅速、方便的操作流程。 本次進(jìn)行的變速器設(shè)計(jì)，充分結(jié)合了任務(wù)書中既定的基本參數(shù)，選取了五菱宏光這款車型作為設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，翻閱了大量的專業(yè)書籍和國家相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，結(jié)合市場調(diào)研的情況，實(shí)現(xiàn)了變速器的完整設(shè)計(jì)。 本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容為車輛手動(dòng)變速器的研究，給予了變速器一個(gè)具體詳盡的介紹，還針對變速器的換擋結(jié)構(gòu)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和檔位的布置等加以論述。與此同時(shí)，利用計(jì)算確

3、認(rèn)了變速器的齒輪結(jié)構(gòu)等部分，還一并計(jì)算了車輛整體的中心距、傳動(dòng)比即各檔位齒輪等，再次核算了零部件的計(jì)算內(nèi)容，選擇適用性、標(biāo)準(zhǔn)度更高的零部件。 關(guān)鍵詞：機(jī)械式變速器；中間軸；傳動(dòng)機(jī)構(gòu)；設(shè)計(jì) Abstract Transmission in the transmission system of vehicle is the most important link, its structure performance, technical parameters such as the experience of automobile engine performance, dr

4、iving human operating experience and the stability of the vehicle to run work has an immediate impact. Need to be in the car running start and shift gears, shifting the basic operations, through the transmission within the integrated design, can make the engine is simple, convenient and rapid to ach

5、ieve the basic operation. The graduation design according to specification given basic parameters, choose the DF -xiaokang as the basis of design, through to the related literature query and national standards of learning, and through market research, its transmission is a complete design. The

6、graduation design selection of models is byd F3R, this model is more common models on the market. In this study, in view of the selected models was carried out detailed analysis and calculation, especially for the gear parameters, the basic parameters, such as total transmission ratio, center distan

7、ce and the intensity, etc. Based on the research of the graduation design, formed a system of transmission. Key words : Mechanical Mechanic; Intermediate Shaft;Design Checking ;Transmission Mechanism 目　　錄 摘要 1 Abstract 1 第1章 緒論 1 1.1研究目的和意義 1 1.2研究現(xiàn)狀 1 1.

8、3 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容 2 1.4 本章小結(jié) 2 第2章 總體方案設(shè)計(jì) 4 2.1 基本設(shè)計(jì)參數(shù) 4 2.2 設(shè)計(jì)變速器的基本要求 4 2.3 變速器結(jié)構(gòu)分析 5 2.4 本章小結(jié) 5 第3章 基本參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算 7 3.1 各檔傳動(dòng)比的確定 7 3.2 關(guān)于各檔傳動(dòng)比的選定 8 3.3中心距的計(jì)算 9 3.4變速器的外形尺寸 9 3.5 本章小結(jié) 9 第4章 齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算 10 4.1 齒輪參數(shù) 10 4.1.1 模數(shù)的選取 10 4.1.2 齒形、壓力角及螺旋角 10 4.1.3 齒寬b 10 4.2 分配各擋位齒輪的齒數(shù) 11 4.2.1 一擋齒輪齒數(shù)

9、 11 4.2.2 其余各擋位的齒數(shù)與變位系數(shù) 13 4.3齒輪的設(shè)計(jì)校核 15 4.3.1齒輪的損壞形式 15 4.3.2計(jì)算齒輪的強(qiáng)度 16 4.3.3 計(jì)算齒輪彎曲強(qiáng)度 16 4.3.4計(jì)算輪齒接觸應(yīng)力 18 4.4 本章小結(jié) 19 第5章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 20 5.1軸的基本尺寸計(jì)算 20 5.2軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 21 5.3計(jì)算軸承壽命 27 5.4本章小結(jié) 29 第6章 同步器和操縱機(jī)構(gòu)選擇及箱體的選取 30 6.1 同步器選擇 30 6.1.1 鎖環(huán)式同步器的構(gòu)造 30 6.1.2 鎖環(huán)式同步器的運(yùn)作機(jī)理 30 6.1.3確定主要尺寸 31 6.2

10、變速器的操縱機(jī)構(gòu) 33 6.3 變速器箱體的選取 34 6.4 本章小結(jié) 35 結(jié) 論 36 致 謝 37 參考文獻(xiàn) 38 第1章 緒論 1.1研究目的和意義 自20世紀(jì)起，汽車行業(yè)發(fā)展形勢十分迅猛，此外，由于其涵蓋的領(lǐng)域十分多、牽涉的專業(yè)范圍廣泛，逐漸成為了推動(dòng)我國經(jīng)濟(jì)發(fā)展的主力軍。而在汽車系統(tǒng)中，變速器有著無可取代的重要地位，因此，在汽車市場中引起大量學(xué)者及相關(guān)專業(yè)研究人員的重視，在變速器領(lǐng)域的研發(fā)工作從停止過。 由于人們的生活經(jīng)濟(jì)水平的日益提升，物質(zhì)財(cái)產(chǎn)的逐漸豐富，人們對汽車的功能已經(jīng)不僅僅滿足于代步，從傳統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)、耐用、皮實(shí)等標(biāo)準(zhǔn)，逐漸轉(zhuǎn)變?yōu)閷λ俣?/p>

11、、性能、舒適度和能耗等多方位、多角度的要求。上述種種對于汽車的新需求，均可以利用發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器的研發(fā)實(shí)現(xiàn)，而汽車的經(jīng)濟(jì)性、操作性、傳動(dòng)效率及動(dòng)力性都受到變速器結(jié)構(gòu)的直接影響。利用優(yōu)化變速器和發(fā)動(dòng)機(jī)的技術(shù)設(shè)計(jì)，無論是汽車的經(jīng)濟(jì)性能，還是操作性能，都能夠達(dá)到當(dāng)前標(biāo)準(zhǔn)。 目前，盡管在變速器的技術(shù)研發(fā)方向已經(jīng)有了實(shí)質(zhì)性的進(jìn)展，但由于自動(dòng)變速離合器的研發(fā)工作受到廣大工作者的追捧。相對而言，傳統(tǒng)的機(jī)械變速離合器具有著十分顯著的優(yōu)勢，即提及占比小、構(gòu)造簡單、運(yùn)行穩(wěn)定和成本低廉。因此。在當(dāng)今的變速器市場中，機(jī)械變速離合器始終保持著其主導(dǎo)地位。 若想真正的設(shè)計(jì)意向優(yōu)化汽車性能、科學(xué)合理的機(jī)械變速離合器

12、，具有較大的難度，且過程十分繁瑣。因此，對于變速器的設(shè)計(jì)工作者也提出了逢高的要求，必須具備足夠強(qiáng)的心理素質(zhì)和全面的專業(yè)技術(shù)。首先，進(jìn)行系統(tǒng)性的查探，明確組成變速器的各個(gè)構(gòu)件，從而形成初步的總體設(shè)計(jì)思路，確保各個(gè)傳動(dòng)軸能夠在空間內(nèi)得到最優(yōu)化布置。其次，充分結(jié)合力學(xué)原理、制圖標(biāo)準(zhǔn)和機(jī)械原理等設(shè)計(jì)齒輪和軸，并對其進(jìn)行計(jì)算，分析受力情況。最后，合理選擇定型產(chǎn)品與變速器的同步器和操作系統(tǒng)相配合。 本篇設(shè)計(jì)擬以五菱宏光機(jī)械變速其的系統(tǒng)構(gòu)成、傳動(dòng)系統(tǒng)布置和設(shè)計(jì)理念等多個(gè)方向的認(rèn)識與了解，將傳動(dòng)齒輪受力和傳動(dòng)軸受力作為研究的入手點(diǎn)，對傳動(dòng)比加以優(yōu)化，使各項(xiàng)尺寸的計(jì)算更加精準(zhǔn)從而完成變速器的組成與具體布局，且

13、對各個(gè)零部件進(jìn)行校驗(yàn)。由于本篇設(shè)計(jì)對變速器進(jìn)行了十分全面與專業(yè)的剖析，在前人系統(tǒng)性理念中的設(shè)計(jì)步驟上完成的。具有一定的代表性，為金鉤的變速器設(shè)計(jì)提供更多的發(fā)展方向。 1.2研究現(xiàn)狀 隨著國際汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，國內(nèi)領(lǐng)先的變速器制造企業(yè)將國外領(lǐng)先的技術(shù)水平與各種先進(jìn)設(shè)備引入，并結(jié)合學(xué)習(xí)與交流的方式，實(shí)現(xiàn)了變速器的同步器、軸和齒輪等重要零部件的設(shè)計(jì)能力。與此同時(shí)，我國產(chǎn)品的裝配水平也得以提升，逐漸與國際技術(shù)接壤。但由于我國的發(fā)展時(shí)期較短，與國際先進(jìn)水平相較，仍存在著明顯的差距，尤其體現(xiàn)在震動(dòng)噪聲、齒輪產(chǎn)品強(qiáng)度和抗疲勞等領(lǐng)域。而我國國內(nèi)齒輪行業(yè)的技術(shù)水平落后，其主要原因?yàn)檩^低的數(shù)控水平、裝備技術(shù)

14、差、沒有強(qiáng)大的自主開發(fā)能力、不具備足夠的質(zhì)量控制能力等，導(dǎo)致成品制造的全過程有所欠缺。 世界上第一輛汽油汽車由德國工程師卡爾?本茨和戈特利布戴姆勒于1886年同時(shí)宣告制成,卡爾?本茨制造的是三輪汽車,后者制造的是四輪汽車。在三輪汽車中,汽油機(jī)發(fā)動(dòng)以后,動(dòng)力經(jīng)齒輪和鏈條傳至后軸,后軸系兩個(gè)半軸,中間裝有差速器,有利于車輛轉(zhuǎn)彎。前輪架位于一個(gè)叉形結(jié)構(gòu)架上,類似現(xiàn)代自行車的前叉裝置,上面有轉(zhuǎn)向手柄,用來操縱車輛轉(zhuǎn)彎。這輛車上還裝有變速桿,用來改變鏈條的傳動(dòng)比,使車速快慢自如，國外研究制造方向逐漸轉(zhuǎn)化為自動(dòng)擋領(lǐng)域，然而，從整體上看，在汽車市場中，手動(dòng)擋的主導(dǎo)地位尚未被自動(dòng)擋所取代。深入探析其原因，是

15、因?yàn)樯形葱纬杉饶軌驖M足穩(wěn)定性高、效率高的機(jī)械變速器，無法將駕駛的體驗(yàn)感加以提升。 總之，我國的汽車變速器將始終保持著多元化的發(fā)展路線。由于各種變速器都有著其獨(dú)特的優(yōu)勢和不足之處，因此，對于各種技術(shù)的應(yīng)用與發(fā)展，我國始終保持著鼓勵(lì)的姿態(tài)，而不是力求一種變速器的飛速發(fā)展，將另一種變速器取替。我國應(yīng)當(dāng)充分發(fā)揮目前變速器的種類優(yōu)勢，加快技術(shù)的創(chuàng)新與發(fā)展，從而形成獨(dú)特的具有中國特色的變速器創(chuàng)新思維。不久以后，我國將成為國際變速器發(fā)展的領(lǐng)先者。 1.3 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容 本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容為貨車機(jī)械式變速器的研究，針對變速器的換擋結(jié)構(gòu)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和檔位的布置等加以論述。與此同時(shí)，利用計(jì)算確認(rèn)了變速器的齒

16、輪結(jié)構(gòu)等部分，還一并計(jì)算了車輛整體的中心距、傳動(dòng)比即各檔位齒輪等，再次核算了零部件，確保便于換擋、結(jié)構(gòu)簡單和穩(wěn)定性強(qiáng)的目的能夠?qū)崿F(xiàn)。 本篇畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的十分明確：其一，完成一款既能夠滿足構(gòu)造簡單、便于換擋的機(jī)械式變速器，還能夠保證其穩(wěn)定的運(yùn)作和較高的投入產(chǎn)出比。從而提高汽車的各項(xiàng)性能，延長汽車的使用年限，并未駕駛者提供更好的駕駛體驗(yàn)。其二，希望能夠利用該篇論文內(nèi)容的逐漸完善，補(bǔ)充自身知識點(diǎn)的漏洞，能夠加深力學(xué)、機(jī)械學(xué)等專業(yè)知識，從而為日后的就業(yè)提供更多的幫助。 1.4 本章小結(jié) 若想真正的設(shè)計(jì)意向優(yōu)化汽車性能、科學(xué)合理的機(jī)械變速離合器，具有較大的難度，且過程十分繁瑣。相對而言，傳統(tǒng)的機(jī)械

17、變速離合器具有著十分顯著的優(yōu)勢，即提及占比小、構(gòu)造簡單、運(yùn)行穩(wěn)定和成本低廉。因此。在當(dāng)今的變速器市場中，機(jī)械變速離合器始終保持著其主導(dǎo)地位。 本篇設(shè)計(jì)擬以五菱宏光機(jī)械變速其的系統(tǒng)構(gòu)成、傳動(dòng)系統(tǒng)布置和設(shè)計(jì)理念等多個(gè)方向的認(rèn)識與了解，將傳動(dòng)齒輪受力和傳動(dòng)軸受力作為研究的入手點(diǎn)，對傳動(dòng)比加以優(yōu)化，使各項(xiàng)尺寸的計(jì)算更加精準(zhǔn)，從而完成變速器的組成與具體布局。 第2章 總體方案設(shè)計(jì) 2.1 基本設(shè)計(jì)參數(shù) 在本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的課題中，筆者在車型的選擇上，以五菱宏光微型貨車為基礎(chǔ)，進(jìn)行了一系列的計(jì)算，其基本參數(shù)表2-1所示： 表2-1　五菱宏光基本參數(shù)表 名稱 數(shù)據(jù) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率

18、 79kw 最高車速 135km/h 總質(zhì)量 2400kg 最大扭矩 145N·m 外形尺寸 4500/1610/1875mm 輪胎規(guī)格 175/75R15 2.2 設(shè)計(jì)變速器的基本要求 在汽車的動(dòng)力系統(tǒng)中，變速器是其決定性零部件之一。變速器在工作過程中，為了滿足車輛使用的各種需求，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的速度與扭矩利用變速器將其實(shí)際工作的需求參數(shù)傳遞至驅(qū)動(dòng)輪。因此，整個(gè)車輛的傳統(tǒng)系統(tǒng)性能的優(yōu)良與變速器息息相關(guān)，整體車輪的操作性、穩(wěn)定性和經(jīng)濟(jì)性都受到變速器動(dòng)力性能的影響。近幾年中，隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，為了迎合人們的需求，轎車變速器也隨之進(jìn)行調(diào)整，其主要

19、方向?yàn)槿绾翁嵘d荷承受能力、如何縮小變速器的體積。無論變速器如何更新?lián)Q代，但其功能與基本結(jié)構(gòu)始終不變。對變速器的要求大體如下[1]： （1）保證變速器的傳動(dòng)比和檔位數(shù)量設(shè)計(jì)的合理性，即綜合考量發(fā)動(dòng)機(jī)的基本參數(shù)與車輛使用性能二者的相關(guān)性，實(shí)現(xiàn)最優(yōu)化的匹配。 （2）空檔位的設(shè)計(jì)，將變速器內(nèi)燃機(jī)的傳動(dòng)及時(shí)切斷。 （3）倒擋的設(shè)計(jì)，結(jié)合車輛日常應(yīng)用的需求。 （4）更換檔位時(shí)，應(yīng)具備快速、簡潔和易操作的屬性。 （5）運(yùn)轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性高，工作性能可靠、便于后期維護(hù)與裝配。 2.3 變速器結(jié)構(gòu)分析 三軸式變速器如圖2-1所示，中間軸的齒輪與輸出軸、輸入軸的齒輪相互嚙合。除此之外，輸出軸與輸入軸的中

20、心線均處在同一條直線上。這種變速器具有著下列兩點(diǎn)優(yōu)勢：其一，雜音小且抗損耗程度強(qiáng)，由于變速器的機(jī)體相對較大，扭矩也較大，直接將車輪自重與空間的問題加以解決，因此，在微型車、中等車中十分常見。其二，提升了直接輸出檔的傳動(dòng)效率。 圖2-1 中間軸式變速器 1、 第一軸；2、第二軸；3、中間軸 由于本次選取了五菱宏光貨車作為設(shè)計(jì)車型，因此，在進(jìn)行變速器的結(jié)構(gòu)布置上，選取了前置后驅(qū)的發(fā)動(dòng)機(jī)種類。結(jié)合該車型原有的變速器結(jié)構(gòu)，本次選用了中間軸五檔式變速器。在該種類型的變速器中，齒輪軸往往由一軸做成，并確保第二軸與第一軸位于同一直線，并利用嚙合套的原理，確保直接檔的實(shí)現(xiàn)。由于直接檔是直接輸出的，

21、因此在傳遞時(shí)，達(dá)到了最佳的投入產(chǎn)出比。與三軸式變速器相較而言，高檔位的傳遞效率有所下降，且運(yùn)轉(zhuǎn)的震動(dòng)相對較大，從而縮短了軸承和齒輪的使用壽命。 對于變速器來說，盡管倒擋的存在十分特殊，卻不得不承認(rèn)其存在的重要價(jià)值。盡管倒擋的使用次數(shù)相對于其他檔位來說，幾乎是最少的，一般用于車輛停車的狀態(tài)中。因此，往往采取齒輪滑動(dòng)的方式完成其操作要求，與其他檔位互不相干[2]。 2.4 本章小結(jié) 在汽車的動(dòng)力系統(tǒng)中，變速器是其決定性零部件之一。整個(gè)車輛的傳統(tǒng)系統(tǒng)性能的優(yōu)良與變速器息息相關(guān)，整體車輪的操作性、穩(wěn)定性和經(jīng)濟(jì)性都受到變速器動(dòng)力性能的影響。本次選用了中間軸五檔式變速器。在該種類型的變速器中，齒輪軸

22、往往由一軸做成，并確保第二軸與第一軸位于同一直線，并利用嚙合套的原理，確保直接檔的實(shí)現(xiàn)。由于直接檔是直接輸出的，因此在傳遞時(shí)，達(dá)到了最佳的投入產(chǎn)出比。 第3章 基本參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 各檔傳動(dòng)比的確定 計(jì)算主傳動(dòng)比應(yīng)結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與車輛行駛時(shí)二者的相關(guān)性，其計(jì)算公式如下： （3-1） 式中 　——汽車的總重量（N）； ——滾動(dòng)阻力系數(shù)，路面情況良好時(shí)??； ——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩（）； ——主減速器主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速與從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速的比值； ——變速器主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速與從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速的比值； ——汽車在運(yùn)行過程中的傳動(dòng)效率，取值范圍為； ——車輪滾動(dòng)半徑； ——最大爬坡度，在該次設(shè)計(jì)任務(wù)

23、書中，要求爬上30%的坡，約。 （3-2） 式中 ——汽車在運(yùn)行時(shí)的速度（）； ——汽車發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)行時(shí)的轉(zhuǎn)速（）； ——汽車在跑動(dòng)中輪胎滾動(dòng)一周的半徑（）； ——變速器主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速與從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速的比值； ——主減速器主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速與從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速的比值。 汽車的基本參數(shù)已經(jīng)在上文的章節(jié)中明確給出了，135km/h為車輛行駛的最快速度；汽車的檔位中，最高檔為超速檔，其傳動(dòng)比；由于汽車車輪的輪胎規(guī)格已確認(rèn)為175/75R15，可以此對車輪滾動(dòng)半徑加以

24、計(jì)算，求得結(jié)果512.25mm。3600r/min。 車輪的主傳動(dòng)比的計(jì)算須根據(jù)車輛的最大爬坡斜度進(jìn)行。大多數(shù)情況下，通過最大坡度時(shí)，車輪往往處于一檔位運(yùn)行的狀態(tài)，即為了能夠滿足車輛整體強(qiáng)度的需求，滿足必須不小于驅(qū)動(dòng)力這一條件，且滾動(dòng)阻力也涵蓋在內(nèi)。 上式中提及，汽車的總質(zhì)量m=2400kg，，爬坡角度，車輪滾動(dòng)半徑r=0.52125m，汽車最大扭矩145N·m，傳動(dòng)效率，主傳動(dòng)比，g=9.8m/s2。 由上述公式（3-1）可得： （3-3） 在實(shí)際的計(jì)算過程中，必須滿足一檔位運(yùn)動(dòng)時(shí)的驅(qū)動(dòng)力大于各種附著力的合力這一

25、條件，方能滿足爬坡不打滑的需求，其具體的計(jì)算公式為3-4： （3-4） 即： （3-5） 式中 ——驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，； ——驅(qū)動(dòng)輪與地面間附著系數(shù)，若為混凝土或?yàn)r青路面=0.5~0.6之間，取。 將數(shù)據(jù)代入（3-5）式后： 綜上所述，一檔位的傳動(dòng)比范圍可求得為： 因此，在進(jìn)行檔位傳動(dòng)比的選擇時(shí)，暫取值為5.1。 3.2 關(guān)于各檔傳動(dòng)比的選定 依照上文的計(jì)算過程，可了解一檔位的傳動(dòng)比初值已定。

26、在設(shè)計(jì)變速器的結(jié)構(gòu)時(shí)，直接檔位是最高檔位的常見設(shè)計(jì)方式，可根據(jù)工比計(jì)算中間檔位的傳動(dòng)比，其公式如（3-6）[4] （3-6） 由于與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的符合度、實(shí)際齒輪數(shù)等影響因素的存在，無法避免計(jì)算量與實(shí)際量間的誤差。 3.3中心距的計(jì)算 中心距的計(jì)算與優(yōu)選工作大多利用經(jīng)驗(yàn)公式完成，如公式3-7所示： （3-7） 式中 ——變速器中心距（）； ——中心距系數(shù)，貨車??； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距

27、為145（）； ——變速器一檔傳動(dòng)比為； ——變速器傳動(dòng)效率，取。 綜合考量中心距的特點(diǎn)和計(jì)算結(jié)果，中心距的值暫取為90mm。 3.4變速器的外形尺寸 由于中心距將對變速器的外形尺寸產(chǎn)生決定性的影響，因此，集合上述內(nèi)容中暫取的中心距進(jìn)行計(jì)算，如下所示： 所以378mm是本次設(shè)計(jì)的外形尺寸。 3.5 本章小結(jié) 變速器基本參數(shù)的設(shè)計(jì)在本章完成。以變速器的傳動(dòng)比浮動(dòng)區(qū)間和檔數(shù)作為入手點(diǎn)，根據(jù)既定車型的參數(shù)，利用相關(guān)的公式加以計(jì)算，求得傳動(dòng)比的浮動(dòng)區(qū)間。在此基礎(chǔ)上，結(jié)合齒輪的數(shù)據(jù)，完成最后的選定。對各個(gè)檔位的分配齒數(shù)進(jìn)行一一計(jì)算，確保中心距的數(shù)據(jù)準(zhǔn)確。 第4章 齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算

28、4.1 齒輪參數(shù) 4.1.1 模數(shù)的選取 確定適宜的模數(shù)應(yīng)綜合考慮以下幾個(gè)因素：首先，若需降低噪聲，則要適度減低模數(shù)、增加齒寬。與此同時(shí)，若仍想縮減其質(zhì)量，就必須減低其齒寬，對其模數(shù)加以提升，從而既能夠符合制造工藝，又能夠滿足傳動(dòng)組成的要求?？偠灾?，以擬設(shè)計(jì)汽車所歸屬的種類作為參照，對其系統(tǒng)進(jìn)行深入分析，利用模數(shù)將低的方式，實(shí)現(xiàn)噪聲的減少。 在運(yùn)作過程中，由于低檔位齒輪對于扭矩的需求相對較大，應(yīng)當(dāng)適當(dāng)上調(diào)其模數(shù)。而高檔位可選取相同的模數(shù)。在同步器匯、嚙合套中選用漸開式的齒輪。因此，在本次設(shè)計(jì)的過程中，將選取為齒輪法向的模數(shù)，初步選擇齒輪的模數(shù)為[5]。 4.1.2 齒形、壓力角及螺旋

29、角 為了保證傳動(dòng)過程的穩(wěn)定程度、運(yùn)行中噪聲的減少和齒輪重合度的提升，結(jié)合乘用型轎車的齒輪壓力角大小，一般選擇較小值來進(jìn)行計(jì)算，因此，擬定壓力角=20°。 在變速器中，斜齒輪是十分常見，由于其嚙合距離相對較長，具有更高的穩(wěn)定工作性能。由于其工作運(yùn)行時(shí)，軸向力的產(chǎn)生，不得不根據(jù)軸的總和強(qiáng)度從而選擇適用的斜齒輪。斜齒輪處于正常工作狀態(tài)下，軸承將接受即傳遞的軸向力。因此，在應(yīng)用斜齒輪的設(shè)計(jì)中，往往會(huì)設(shè)置相對的兩隊(duì)齒輪同時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)，從而將軸向力抵消。因此，在中間軸中，將斜齒輪設(shè)置為右旋的狀態(tài)；在第一、二軸時(shí)，將斜齒輪設(shè)置為左旋的狀態(tài)。進(jìn)行螺旋角的擬定時(shí)，其區(qū)間為22°-34。暫取30

30、°[5]。 4.1.3 齒寬b 齒輪工作能否保持狀態(tài)的穩(wěn)定性才是重點(diǎn)關(guān)注對象，齒輪的強(qiáng)度以及其軸向尺寸均應(yīng)予以重視，并保證受力的均勻性。 若想要實(shí)現(xiàn)變速器質(zhì)量及軸向尺寸的最小智，就應(yīng)當(dāng)選用低齒寬的方式。正齒輪齒寬所具有的優(yōu)勢特征被減弱，且提升了其工作量。正是受此影響，具備寬齒的齒輪正常運(yùn)作的過程中，被變形軸線傾斜所影響，導(dǎo)致齒寬方向無法保持其連續(xù)性，且遭到了不同程度的磨損。一般情況下，對齒寬的尺寸進(jìn)行確定時(shí)，大多參照齒輪模數(shù)m的數(shù)值。 直齒， 為齒寬系數(shù)，取值范圍是4.5~8.0，取=6 斜齒，的取值范圍是6.0~8.5 ，取=6 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，提高的設(shè)計(jì)

31、值，實(shí)現(xiàn)接觸線的增加和接觸應(yīng)力的減小，進(jìn)而保證傳動(dòng)過程的穩(wěn)定性，從而延長齒輪的使用年限。 斜齒 b==62.5=15 mm 4.2 分配各擋位齒輪的齒數(shù) 根據(jù)上述章節(jié)中暫定的中心距、模數(shù)及螺旋角數(shù)據(jù)，對傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù)加以計(jì)算和確定。盡量保持設(shè)計(jì)過程中的齒數(shù)是非整數(shù)。從而延長齒輪的使用壽命[5]。 圖4-1 五擋變速器的傳動(dòng)方案 4.2.1 一擋齒輪齒數(shù) 在進(jìn)行第一檔位的傳動(dòng)比計(jì)算十分重要，其計(jì)算公式如4-1： （4-1） 利用該公式進(jìn)行計(jì)算，先明確

32、和的齒數(shù)，再求得和的傳動(dòng)比。因此，可將齒數(shù)和開始著手加以計(jì)算，再明確及齒數(shù)，公式為4-2和4-3： 直齒： （4-2） 斜齒： （4-3） 由于一檔位所采用的齒輪類型為斜齒輪，因此，根據(jù)公式4-2和4-3可計(jì)算的： 首先，圓整當(dāng)前產(chǎn)生的結(jié)果，在此及出生明確數(shù)目。位于中間軸處的齒輪應(yīng)選取最小值。確定了傳動(dòng)比時(shí)，若想要最大值為第一軸長所嚙合的齒輪，可以使的傳動(dòng)比降低一定的數(shù)值。 齒輪與軸這兩者之間存在一定的尺寸關(guān)系，必須

33、加以兼顧。由于小齒輪位于中間軸，其尺寸與中間軸尺寸存在一定的相關(guān)性。目前，商用型汽車中間軸齒輪的可選區(qū)間為12-17，因此，擬定齒輪=14，輸出軸中的一檔齒輪為60-14=46。 根據(jù)上文擬定的中心距求捏合腳，公式為4-4： （4-4） 得：=所以總變位 即高度變位 利用齒數(shù)比u= 查得： 則 可以清晰的發(fā)現(xiàn)，盡管發(fā)生了變位，但兩個(gè)互相嚙合的齒輪，其分度仍保持中著節(jié)園重合與相切的狀態(tài)。因此，齒輪高不發(fā)生改變。 針對齒數(shù)和齒數(shù)和加以計(jì)算，在此基礎(chǔ)上進(jìn)行實(shí)際計(jì)算，由于中心距會(huì)產(chǎn)生辯護(hù)，因而需要利用反推的方式對中心距加以計(jì)算。并以修正后的中心距

34、作為依據(jù)，對各個(gè)檔位加以論述。則修正后的中心距A取值為90mm。 按照公式4-5求得傳動(dòng)比： （4-5） 由于常嚙合傳動(dòng)齒輪中心距=一檔位齒輪中心距，即公式4-6： A=/2 （4-6） 按照上列公式4-6，可計(jì)算得知常嚙合齒輪的齒數(shù)，=23 =34 經(jīng)過核對驗(yàn)算 在可接受的誤差范圍內(nèi) 故可得齒輪1、2精確的螺旋角為18.2° 湊配中心距： 斜齒端面模數(shù)為： 嚙合角 按照齒數(shù)

35、比=1.44 查得變位系數(shù) 故 4.2.2 其余各擋位的齒數(shù)與變位系數(shù) 二擋齒輪為斜齒輪螺旋角且與常嚙合齒輪存在一定差異 （4-6） （4-7） 在正常運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，兩個(gè)齒輪間的軸向力也需要得到滿足，即公式為： （4-8） 對上述公式4-6,、4-7和4-8加以連接。當(dāng)螺旋角度為20.54°的時(shí)候求得，二檔位的齒數(shù)為： 湊配中心距

36、： 斜齒面模數(shù)： 嚙合角： 結(jié)合齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 經(jīng)過上列公司是的推導(dǎo)，可求得當(dāng)三擋齒輪齒數(shù) 時(shí)，方能滿足軸向力的平衡狀態(tài)的要求。 中心距為： 斜齒端面模數(shù)： 嚙合角： 參考齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 四擋齒輪齒數(shù) 時(shí)，軸向力呈現(xiàn)相互平衡的狀態(tài)。 湊配中心距： 斜齒端面模數(shù)： 嚙合角： 參考齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 倒擋的齒輪的模數(shù)往往與一檔更加相近。初步暫時(shí)23為選擇倒擋的齒輪的齒數(shù)，并進(jìn)行輸入軸與倒檔軸的中心距的計(jì)算，設(shè) 中心距： 若想實(shí)現(xiàn)嚙合過程中，倒擋齒輪之間的零干擾

37、，需在齒輪11和12的制高點(diǎn)預(yù)留一定的空隙，且大于等于0.5mm，因此，=44時(shí)滿足距離的需要。 假設(shè)當(dāng)齒輪11和齒輪12嚙合時(shí)中心距： ==88.5A且mm 故倒檔軸與中間軸的中心距： 故 根據(jù)齒數(shù)比 查得 綜上所述，可以計(jì)算得出本次設(shè)計(jì)變速器的齒輪參數(shù)如表4-1 表4-1 齒輪參數(shù) 齒輪 齒數(shù) 分度圓直徑 模數(shù) 螺旋角 齒寬 Z1 23 72.78 3.16 18.2 18 Z2 34 107.6 3.16 18.2 45 Z4 28 91.2 3.26 23.2 20 Z6 39 72.60

38、3.16 18.4 20 Z8 18 53.19 3.21 20.7 21 Z13 44 122 3.21 0 18 4.3齒輪的設(shè)計(jì)校核 4.3.1齒輪的損壞形式 導(dǎo)致齒輪在日產(chǎn)運(yùn)轉(zhuǎn)中發(fā)生損壞的情況有三種，分別為齒輪端部折斷、端部受損即齒面剝落。 形成齒輪折斷這一現(xiàn)象的主體原因有兩個(gè)：其一，沖擊荷載超過齒輪的承受范圍；其二，齒輪的使用時(shí)間不斷累積，再加上荷載的反復(fù)沖擊，導(dǎo)致齒輪根部出現(xiàn)裂痕，一旦打破了臨界值，就會(huì)發(fā)生疲勞折斷的情況。相對而言，該現(xiàn)象在變速器內(nèi)部發(fā)生較為常見。 更加具象的說，在齒輪運(yùn)作的過程中，受到荷載的影響，相互嚙合的齒面始終處于擠壓

39、、碰撞的狀態(tài)。與此同時(shí)，由于潤滑油遭受壓力，導(dǎo)致其溫度的攀升，擴(kuò)大了裂紋，導(dǎo)致齒面的表面逐漸脫落，又稱之為點(diǎn)蝕。長久以往，隨著點(diǎn)蝕的情況愈加嚴(yán)重，之間擴(kuò)大的空隙形成嚙合之間的動(dòng)載荷，最終導(dǎo)致齒輪折斷[7]。 4.3.2計(jì)算齒輪的強(qiáng)度 在變速器內(nèi)，齒輪的運(yùn)作條件并不發(fā)生任何改變，與此同時(shí)，對齒輪進(jìn)行加工與制作中所選取的工藝流程、原材料和精確度等也各項(xiàng)也基本相同。在本篇設(shè)計(jì)內(nèi)容中，選取了比亞迪車型，40Cr是其齒輪的材料，制造方式為剃齒或插齒，并結(jié)合了淬火、滲碳等熱處理方式，確保齒輪的精度高于七級[7]。 4.3.3 計(jì)算齒輪彎曲強(qiáng)度 1．直齒輪彎曲應(yīng)力

40、 （4-3-1） = （4-3-2） 由公式（4-3-1）和公式（4-3-2）整理可得: （4-3-3） 式中 ——齒輪在運(yùn)轉(zhuǎn)所受的彎曲應(yīng)力（）； ——圓周力（N）； ——應(yīng)力集中系數(shù)，取1.65； ——摩擦力的影響系數(shù)，主動(dòng)輪取值為1.1，從動(dòng)輪取值為0.9； ——齒輪的齒寬（）。 ——齒輪的斷面齒距，取π（）； ——齒輪的齒型系數(shù)； ——齒輪

41、的模數(shù)； ——計(jì)算載荷（）； ——齒輪的節(jié)圓直徑（）； 若計(jì)算載荷將作用于第一軸的最大轉(zhuǎn)矩作為其取值，則倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力為400-850MPa[8]。 一擋從動(dòng)齒輪 一擋主動(dòng)齒輪 倒擋直齒輪作用彎曲應(yīng)力為400-850N/mm，因此滿足要求。 2．斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4-3-4） = （4-3-5）

42、 （4-3-6） （4-3-7） （4-3-8） 式中 ——齒輪運(yùn)作中所承受的彎曲應(yīng)力（）； ——齒輪所承受的圓周力（N）； ——應(yīng)力集中系數(shù)，取1.5； ——齒輪的齒寬（）。 ——齒輪的齒型系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)； ——法向模數(shù)（）； ——計(jì)算載荷（）； ——齒輪的節(jié)圓直徑（）； ——斜齒輪螺旋角； ——齒數(shù)； ——重合度影響系數(shù)，取2.0。 將上

43、述各參數(shù)帶入計(jì)算可得： （4-3-9） 四擋齒輪彎曲應(yīng)力 若將作用于第一軸處的最大轉(zhuǎn)矩設(shè)為計(jì)算載荷取值，則高檔位及常嚙合齒輪，許用應(yīng)力處于180-350MPa。因此，與其需求相匹配。 4.3.4計(jì)算輪齒接觸應(yīng)力 接觸應(yīng)力的計(jì)算公式： （4-3-10） （4-3-11）

44、 （4-3-12） 式中 ——輪齒的接觸應(yīng)力（）。 ——齒面上的法向力（N）； ——計(jì)算載荷（）； ——齒輪的節(jié)圓直徑（）； ——節(jié)點(diǎn)處壓力角（度）； ——齒輪所采用材料的彈性模量，依照設(shè)計(jì)手冊其值為20.6×104； ——實(shí)際中齒輪于嚙合過程中的接觸寬度（）； 、——主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，直齒輪 、， 斜齒輪 ， ； 、是主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑。 一擋齒輪的接觸應(yīng)力： δ=0.418 =1249.9MPa 四擋齒輪的接觸應(yīng)力： δ=0.418

45、 =713.7 上述校驗(yàn)工作均處于適宜區(qū)間內(nèi)，參考其相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)加以匹配。 假設(shè)計(jì)算載荷=作用于第一軸上的載荷，此時(shí)齒輪的許用接觸應(yīng)力如表5-1[9]。 表4-3-1 變速器許用應(yīng)力 齒輪 4.4 本章小結(jié) 在本章節(jié)內(nèi)容中，第一，分析齒輪的參數(shù)并加以選用；第二，將各個(gè)檔位齒輪具備的數(shù)量加以明確；第三，在上述基礎(chǔ)上，完成各檔齒輪的變位系數(shù)與齒數(shù)的確定。對齒輪損壞的情況一一說明，分別計(jì)算不同齒輪的強(qiáng)度，與此同時(shí)，對選用的齒輪強(qiáng)度及剛度加以校驗(yàn)，確保其滿足要求，并分別計(jì)算各個(gè)檔位齒輪的接觸應(yīng)力。 第5章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 變速器的

46、正常運(yùn)作過程中往往會(huì)受到各種因素的干擾，例如各種轉(zhuǎn)矩、多種彎矩或復(fù)合作用力等。一旦軸的剛性難以滿足標(biāo)準(zhǔn)，再受到復(fù)合的波動(dòng)，導(dǎo)致預(yù)設(shè)的撓度被超過，逐漸產(chǎn)生了軸變形，從而大大降低了變形器嚙合緊密程度，導(dǎo)致其使用壽命的縮減。因此，對軸的剛度和強(qiáng)度都有著較高的標(biāo)準(zhǔn)。設(shè)計(jì)變速器的結(jié)構(gòu)時(shí)，針對軸的設(shè)計(jì)，往往將剛度計(jì)算、強(qiáng)度計(jì)算及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)三者綜合考量。 5.1軸的基本尺寸計(jì)算 一旦可以確定中間軸式變速器的中心距，則軸的最大直徑比上支承距離位于以下區(qū)間：對輸入軸， =0.16-0.18；對輸出軸，0.18-0.21。 按照該式對輸入軸花鍵部分直徑（mm）進(jìn)行初選：

47、 （5-1） 式中 ——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（）。 輸入軸花鍵部分直徑： =23.78～27.34mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度=310mm。 根據(jù)扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件，軸的最小直徑為： （5-2） 式中 d——軸的最小直徑（mm）； ——軸的許用剪應(yīng)力（）； P——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率（）； n——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（）。 得： mm 因此，25mm為擬定軸的最小直徑 5.2軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 所謂軸的剛度，主要是一種作用力，由軸工作

48、時(shí)產(chǎn)生，是齒輪相互作用形成的，這種作用力的產(chǎn)生對撓度與水平面完成了一定的影響，可能會(huì)導(dǎo)致齒輪發(fā)生位移，不能在完全咬合。所以，一般情況下，在進(jìn)行系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)，需要考慮剛度的問題。 軸的撓度及轉(zhuǎn)角見圖6-1，如果將其垂直內(nèi)面的撓度調(diào)整為，將水平面內(nèi)撓度調(diào)整為為、轉(zhuǎn)角為δ，則算法如下[9]： 圖6-1 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 （5-3） （5-4）

49、 （5-5） 式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； ——彈性模量（），=2.1×105 ； ——慣性矩（mm4），對于實(shí)心軸，； ——軸的直徑（mm），花鍵處應(yīng)以平均直徑算； 、——支座A、B至齒輪中作用力的長度（mm）； ——支座間相距的長度（mm）。 軸的全撓度mm。 位于垂直面的撓度不會(huì)低于0.05，不會(huì)超過0.1，位于水平面的撓度不會(huì)低于0.1，不會(huì)超過0.15（以上單位均為毫米）。齒輪所處平面其轉(zhuǎn)角＜0.002rad。 （1） 變速器中各齒輪的圓周力、切向力、軸向力 一軸：

50、 二軸： 中間軸： （2） 變速器輸入軸的剛度 一檔運(yùn)作時(shí)： 已知條件：a=248mm；b=22mm；L=270mm；d=32mm，得: 二檔運(yùn)作時(shí)： 已知條件：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，得： 三檔運(yùn)作時(shí) 已知條件：a=77mm；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，得： = 當(dāng)運(yùn)作處于四、五檔的狀態(tài)時(shí)，一方面由于其與支撐出長度較短

51、，另一方面由于受力沒有其他檔位高，所以其撓度與轉(zhuǎn)角的影響可以忽略不計(jì)。 （3）變速器輸出軸的剛度 一檔運(yùn)作時(shí)： 已知條件： 得： 二檔運(yùn)作時(shí)： 已知條件： ，得： 三檔運(yùn)作時(shí)： 已知條件 ，得： = 當(dāng)運(yùn)作處于四、五檔的狀態(tài)時(shí)，一方面由于其與支撐出長度較短，另一方面由于受力沒有其他檔位高，所以其撓度與轉(zhuǎn)角的影響可以忽略不計(jì)。 輸入軸校核 處于一檔狀態(tài)時(shí)，將軸中的支反力代入公式： 已知條件： 垂直面內(nèi)支反力： 計(jì)算C點(diǎn)的支反力可以通過取矩B點(diǎn)按照下述公式計(jì)算得到：

52、 （5-6） 將相關(guān)數(shù)據(jù)代入6-6得： 同理可得。 依照力矩平衡及力的平衡能夠知曉： （5-7） （5-8） 將相關(guān)數(shù)據(jù)代入 中，可得： B點(diǎn)最大彎矩： 水平面內(nèi)彎矩： 合成彎矩： 一般來講，軸在工作時(shí)產(chǎn)生的軸向

53、力，會(huì)對其水平面與垂直面造成一定影響，軸齒輪會(huì)因此發(fā)生變形現(xiàn)象，其受到的應(yīng)力可以通過計(jì)算彎矩得到，具體計(jì)算公式為6-6[10]： （5-9） 式中 。 D代表軸的直徑大小，W代表軸的抗彎系數(shù)，將具體的數(shù)據(jù)代入后，得到以下情況： 當(dāng)運(yùn)作狀態(tài)處于抵擋時(shí)，符合相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)。 中間軸校核 齒輪受力： 已知條件： 。 垂直面內(nèi)支反力： 計(jì)算C點(diǎn)的支反力可以通過取矩B點(diǎn)按照下述公式計(jì)算得到：

54、 （5-10） 將相關(guān)數(shù)據(jù)代入6-10中，可得： 同理可得： 水平面內(nèi)支反力： 以力矩與力的平衡原理可知： （5-11） （5-12） 將相關(guān)數(shù)據(jù)代入6-11和6-12中，可得： B點(diǎn)最大彎矩： N·mm 水平面內(nèi)彎矩： N·mm 合成彎矩： 受轉(zhuǎn)矩T及彎矩二者共同影響的軸，其應(yīng)力為6-13：

55、 （5-13） （5-14） 將相關(guān)數(shù)據(jù)代入6-13和6-14中，可得： 于低檔運(yùn)作時(shí)，，故匹配相應(yīng)的要求[13]。 5.3計(jì)算軸承壽命 一般來說，某種型號在選擇汽車變速器的軸承時(shí)，參照的標(biāo)準(zhǔn)是其本身的特征，同時(shí)參考相關(guān)文獻(xiàn)的研究情況，目前，尚沒有一個(gè)統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)可以參照。但在軸承壽命的計(jì)算方面，國家則進(jìn)行了統(tǒng)一的規(guī)定，必須按照要求計(jì)算檢驗(yàn)軸承是否符合標(biāo)準(zhǔn)。一般來說，軸承壽命的計(jì)算，主要是計(jì)算滾子和軸承接觸面的壽命。 以前文的論述文標(biāo)準(zhǔn)，本文選擇了30

56、205型號的軸承，該軸承配置圓錐滾子，其基本參數(shù)是，軸承的預(yù)期壽命： 當(dāng)量載荷是計(jì)算軸承壽命時(shí)必須要考慮的問題，由于設(shè)計(jì)預(yù)期與實(shí)際情況有所差距，所以軸承壽命的計(jì)算不能以預(yù)期承受力作為計(jì)算的數(shù)據(jù)，在計(jì)算時(shí)，要以實(shí)際承受力為基礎(chǔ)，通過計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)，并進(jìn)行一定轉(zhuǎn)換工作得到當(dāng)量動(dòng)載荷的值，計(jì)算公式如6-15[15]： （5-15） 式中 代表徑向載荷系數(shù)，代表軸向的載荷系數(shù)：，。 代表載荷系數(shù)，其中載荷系數(shù)需要包含載荷性質(zhì)，如果是計(jì)算汽車的載荷系統(tǒng)，那么的可取區(qū)間為1.2-1.8，此處取，代入6-15：

57、 目前，國際對軸承壽命的要求是至少滿足二十五萬千米，即可以通過計(jì)算汽車的車速與總里程得到軸承壽命，計(jì)算公式如6-16： （5-16） 汽車平均車速。 汽車于軸承失效前的行駛時(shí)長： 軸承可使用年限的計(jì)算如公式6-17： （5-17） 其中代表軸承壽命系數(shù)，根據(jù)相關(guān)研究可知，滾子軸承的壽命系數(shù)為10/3，n代表運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)下軸承的轉(zhuǎn)速，代入6-17計(jì)算得： = 7394

58、6.3h 通過上述計(jì)算過程及結(jié)果可知，本文的研究選擇第一個(gè)軸承為宜。 根據(jù)前面的設(shè)計(jì)，輸出選擇型號為圓錐滾子軸承30206。根據(jù)GB/T297-1994可以查出其基本，軸承的預(yù)期壽命： 求第二軸軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P 則第二軸軸承的壽命為8774.45 所以第二軸軸承的壽命符合要求。 5.4本章小結(jié) 本章首先論述了軸承的常見尺寸，并計(jì)算了軸承的剛度、強(qiáng)度與壽命，通過相關(guān)壽命的計(jì)算，按照總體設(shè)計(jì)要求選擇軸承型號。 第6章 同步器和操縱機(jī)構(gòu)選擇及箱體的選取 6.1 同步器選擇 對于同步器市場來說，慣性式、常壓式、增力式時(shí)最為主要的同步器類型，基本實(shí)現(xiàn)了相關(guān)領(lǐng)域的全覆蓋。其

59、中，慣性式的應(yīng)用最為廣泛，根據(jù)型號的不同，可以將其具體再劃分為含鎖環(huán)、鎖銷式以及多錐式等等類別。常壓式由于角速度固定，在檔位更換上具有一定的缺陷，加上其結(jié)構(gòu)上存在的問題，目前已經(jīng)基本不見。由于本文的研究對象是小型轎車，根據(jù)小型轎車的特點(diǎn)，選擇鎖環(huán)式同步器，并對其構(gòu)造、運(yùn)行原理等進(jìn)行說明[16]。 6.1.1 鎖環(huán)式同步器的構(gòu)造 圖7-1是鎖環(huán)式同步器的基本結(jié)構(gòu)，從下圖可知，以錐形斜面為基礎(chǔ)，將摩擦原件放置其上，而鎖止元件的頂部斜面與鎖止面保持水平，并與相鄰的齒輪保持咬合狀態(tài)，與鎖止面共同發(fā)揮作用。在檔位不發(fā)生改變的情況下，滑塊的凸出部分會(huì)嵌進(jìn)嚙合套座中間的槽中。 圖6-1 鎖環(huán)

60、式同步器 1、4—鎖環(huán) 2—滑塊 3—彈簧圈 5、8—齒輪 6—嚙合套座 7—嚙合套 6.1.2 鎖環(huán)式同步器的運(yùn)作機(jī)理 汽車行駛路途中的同步器換檔步驟： （1）以操縱機(jī)構(gòu)為媒介，利用操縱機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的推力，使滑塊運(yùn)動(dòng)并完成鎖環(huán)動(dòng)作，確定需換擋的齒輪與鎖環(huán)碰觸到椎體。然后，由于椎體表面受到作用力，其產(chǎn)生了摩擦力矩，推動(dòng)鎖環(huán)轉(zhuǎn)動(dòng)。最后，通過使錐面運(yùn)動(dòng)，完成鎖止同步器的動(dòng)作。 （2）此種推力將一直持續(xù)，并使椎體與鎖環(huán)之間不斷產(chǎn)生力矩，產(chǎn)生的力矩具有不斷提升的特點(diǎn)，同時(shí)，其反面不斷產(chǎn)生反力矩，這就拉近了齒環(huán)與鎖環(huán)之間的距離，直到二者相連接。 （3）檔位更換后，摩擦力矩

61、碰觸，需要進(jìn)行拔環(huán)動(dòng)作復(fù)位，同時(shí)確定同步器不在處于鎖止?fàn)顟B(tài)，實(shí)現(xiàn)同步換檔的操作。 雖然鎖環(huán)式同步器具有運(yùn)行穩(wěn)定、成本低廉等方面的優(yōu)勢，但是也存在轉(zhuǎn)矩容量小等方面的缺陷。因此，在進(jìn)行同步器選擇時(shí)，需要根據(jù)汽車的具體型號與特點(diǎn)進(jìn)行選擇，如果更看重其優(yōu)勢，那么就可以選擇鎖環(huán)式同步器 [17]。 同步器鎖止位置 同步器換擋位置 圖6-2 鎖環(huán)式同步器工作原理 1—鎖環(huán) 2—嚙合套 3—嚙合套上的接合齒 4—滑塊 6.1.3確定主要尺寸 （1）接近尺寸 b 此種狀態(tài)為滑塊與鎖環(huán)缺口相接近的狀態(tài)

62、，此種情況下常出現(xiàn)于每次調(diào)換檔位的初始步驟，鎖環(huán)接合齒的倒角部位與嚙合套接合齒二者之間相差的長度（圖7-3），接近尺寸 ,。 圖6-3 接近尺寸和分度尺寸 1—嚙合接合齒 2—滑塊 3—鎖環(huán) 4—齒輪接合齒 （2）分度尺寸 a 此種狀態(tài)為滑塊與鎖環(huán)缺口相接近的狀態(tài)，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒二者各自中心線間相差的長度(圖7-3) 。分度尺寸a=接合齒齒距÷4。 上述兩種概念的尺寸，在實(shí)際的設(shè)計(jì)中均具有十分重要的參考作用，在維護(hù)同步器安穩(wěn)運(yùn)行、加強(qiáng)鎖止位的精度等方面具有重要價(jià)值，故而在前期設(shè)定準(zhǔn)備時(shí)必須精準(zhǔn)把控相關(guān)數(shù)據(jù)。 （3）滑塊的轉(zhuǎn)動(dòng)距離c 如圖7-4，距離c

63、能夠?qū)Ψ侄瘸叽鏰產(chǎn)生極其大的影響。同時(shí)，距離c與滑塊寬度d、齒距t二者間也具有相互影響的作用，公式如下： c 圖6-4 滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離 1—嚙合套；2—鎖環(huán)；3—滑塊；4—鎖環(huán)缺口 （4）滑塊端隙 即指滑塊與鎖環(huán)缺口之間的空隙，具體指二者端面的空隙（圖7-5），也是端面之間的空隙，不過是齒合套與鎖環(huán)之間的。如果設(shè)計(jì)中想要b始終為正數(shù)，則應(yīng)令>，這時(shí)，可以保證鎖止功能不受換檔的影響，正常運(yùn)轉(zhuǎn)。因此，在具體的實(shí)踐中，通常均會(huì)令，保證換檔不會(huì)對相關(guān)作用的發(fā)揮造成影響。 另外，同樣指端面之間的空隙，不過是鎖環(huán)端面與齒輪結(jié)合斷面之間的，也被稱為“后備行程”。的存在，即后備行程

64、的一直存在，可以降低同步器的耗損，延長其使用壽命。由于的大小會(huì)受到鎖環(huán)運(yùn)作的影響，會(huì)隨著鎖環(huán)的運(yùn)作而逐漸減小，因此，在設(shè)計(jì)時(shí)一定要留好其距離，以保證不會(huì)因?yàn)槠囀褂檬录脑黾佣?。通常而言，? 圖6-5 滑塊端隙 6.2 變速器的操縱機(jī)構(gòu) 由于路況的不同、速度要求的不同以及駕駛需求的不同，調(diào)檔操作在駕駛員駕駛車輛的過程中是必不可少的，調(diào)檔動(dòng)作的工作原理即調(diào)節(jié)變速器的操縱機(jī)構(gòu)，該動(dòng)作有嚴(yán)格的操作標(biāo)準(zhǔn)，如：調(diào)檔的檔位只允許掛一個(gè)；禁止亂掛、脫掛、誤掛等行為。 我們常見的手動(dòng)換檔變速器由被稱為“機(jī)械式變速操控機(jī)構(gòu)”，顧名思義，該換檔機(jī)構(gòu)需要人力手動(dòng)操作，其常見的操作形式有變速桿、撥叉

65、等等，是我國目前車輛駕駛中較為普遍的換檔裝置，本篇論文的設(shè)計(jì)即為手動(dòng)換檔型。 對于手動(dòng)調(diào)檔型汽車來說，最適用、最高效最便捷的方法為：將變速器放在駕駛員主座椅的下面附近，以此來保障駕駛員采用最符合人體力學(xué)最簡便省事地方式來操控變速桿，并且有充足的空間進(jìn)行各種操作，有效節(jié)省車內(nèi)空間。本篇論文結(jié)構(gòu)采用的便是這種方法[20]。 變速器的設(shè)計(jì)要求需要滿足以下要求[10]： 1、配備一個(gè)安全保護(hù)裝置對該結(jié)構(gòu)來說是非常重要的，例如自鎖或者互鎖等。 2、互鎖機(jī)構(gòu)的工作原理主要為，在進(jìn)行換擋操作的時(shí)候?qū)⑿枰苿?dòng)的撥叉之外的所有撥叉都鎖上，以此來保障變速器內(nèi)部的結(jié)構(gòu)裝置?；ユi結(jié)構(gòu)有多種樣式：轉(zhuǎn)動(dòng)、擺動(dòng)、鎖

66、消式等等。 3、自鎖機(jī)構(gòu)是一個(gè)為防止車輛駕駛過程中，變速器內(nèi)部由于突發(fā)狀況或者其他某些原因受力致使檔位托脫掉而配備的裝置，主要功能是用來定位的，保證齒輪正常地嚙合，工作原理為在駕駛員進(jìn)行換擋操作時(shí)，通過自身所配備的彈簧裝飾，將鋼球推入叉軸內(nèi)，檔位脫掉時(shí)自鎖機(jī)構(gòu)的鋼球無法進(jìn)入叉軸，從而使駕駛感受到齒輪是否在正常嚙合，以此來保障車輛地安全駕駛。 4、整個(gè)機(jī)構(gòu)還需要一個(gè)倒擋時(shí)應(yīng)有的安全機(jī)制，如設(shè)置倒擋鎖等，該機(jī)制可以有效地防護(hù)駕駛員在倒擋過程中出現(xiàn)的失誤操作，進(jìn)而避免由于倒擋失誤而引發(fā)的安全事故。倒擋裝置同樣也必須具有對駕駛員的提示功能，例如車輛在高速行駛過程中變速器可能會(huì)受到某種程度的破壞，此時(shí)倒擋裝置需要對駕駛員發(fā)出明顯的信號提示。 5、換擋結(jié)構(gòu)的裝置必須具有簡易性、可操作且高效便捷，使駕駛員方便操作，且安全性能高，防止因設(shè)計(jì)不合理而導(dǎo)致駕駛危險(xiǎn)系數(shù)增高。 6、提示需要有被駕駛者感應(yīng)到的能力，可以通過與駕駛者接觸的地方傳遞，如座椅等。 首先，根據(jù)具體情況，調(diào)整調(diào)檔位置，在進(jìn)行調(diào)整工作時(shí)，要充分考慮操控是否便利，主要應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)： 1）調(diào)檔需按照順序進(jìn)行； 2）在易操作的位置放置用的檔位，一般為中間部位，兩側(cè)放置其他檔位； 3）最邊緣處放置倒檔檔位，降低操作失誤現(xiàn)象的發(fā)生； 6.3