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黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì)
摘 要
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)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。是汽車(chē)總成部件中的重要組成部分，是主要的傳動(dòng)系統(tǒng)總成之一。變速器的結(jié)構(gòu)對(duì)汽車(chē)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。
本設(shè)計(jì)研究了二軸五擋手動(dòng)變速器，其目的是熟練運(yùn)用和掌握機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、AutoCAD等知識(shí)，并利用AutoCAD軟件繪制裝配圖和零件圖等幾項(xiàng)內(nèi)容。對(duì)變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并進(jìn)行了強(qiáng)度校核，對(duì)一些標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行了選型。變速器的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)并講述了變速器中各部件材料的選擇。本文將概述變速器的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)，介紹變速器領(lǐng)域的最新發(fā)展?fàn)顩r。對(duì)工作原理做了闡述，對(duì)不同的變速器傳動(dòng)方案進(jìn)行比較，選擇合理的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行設(shè)計(jì)。對(duì)變速器的各擋齒輪和軸以及軸承做了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并進(jìn)行了強(qiáng)度和剛度校核計(jì)算,并為這些元件選擇合適的工程材料及熱處理方法。對(duì)一些標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行了選型以及變速器的傳動(dòng)方案的比較與選擇。最后，本文將對(duì)變速器換檔過(guò)程中的重要部件—同步器以及操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行闡述，講述同步器的類(lèi)型、工作原理、設(shè)計(jì)方法以及重要參數(shù)。
關(guān)鍵詞：變速器；齒輪；同步器；設(shè)計(jì)；參數(shù)
ABSTRACT
Transmission used to change to the drive wheels on the engine torque ancd rotational speed, the purpose is in situ beginning, climbing, turn, accelerate, etc. Various kinds of driving conditions, make cars get different traction and the engine speed, and at the same time at the most favorable conditions range work. Car assembly components is the important constituent, is one of the main transmission system assembly. The transmission of the structure of the power, economy, car reliability and manipulation of portability, transmission and steadiness and efficiency to wait to have direct effect.
This design research two axis five block manual gearbox, its purpose is skillfully use and mastering mechanical principle, mechanical design, knowledge, and use AutoCAD AutoCAD software rendering drawings and parts chart and so on several content. The working principle of the transmission of this method and transmission each block and gear shaft to do a detailed design calculation, and the intensity of some standard check, the selection. The transmission scheme design and transmission components of the transmission about the choice of materials. This paper will outline the present situation and developing trend of the transmission is introduced, and the latest development of transmission field situation. The principle of work, explains the of different transmission transmission scheme comparison and selection of rational structure scheme design. Each block of the transmission gear and axis and bearing a detailed design calculation, and the intensity and rigidity check calculation for these components, and choose the appropriate engineering material and heat treatment method. For some standard of the driving scheme selection and transmission of the comparison and selection. Finally, this article will of the transmission shift process -- the important components synchronizer and manipulated mechanism is expounded, tells the type, synchronizer working principle and design method and important parameters.
Keywords: transmission; Gear; Synchronizer; Design; Parameter
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第1章 緒 論
1.1概述
發(fā)動(dòng)機(jī)是汽車(chē)的心臟，發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的動(dòng)力經(jīng)過(guò)傳動(dòng)系統(tǒng)才能驅(qū)動(dòng)車(chē)輪轉(zhuǎn)動(dòng)。傳動(dòng)系統(tǒng)的心臟是變速器。由于發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的變化范圍小，而汽車(chē)行駛速度的變化范圍廣，所以一開(kāi)始傳動(dòng)系統(tǒng)就設(shè)置了變速器。
汽車(chē)變速器作為汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)中的主要變速機(jī)構(gòu)，它的發(fā)展經(jīng)歷了100多年，隨著汽車(chē)技術(shù)日新月異的發(fā)展，汽車(chē)變速器技術(shù)的發(fā)展也發(fā)生了很大的變化。它通過(guò)改變轉(zhuǎn)速比，從而改變傳動(dòng)扭矩比，與發(fā)動(dòng)機(jī)配合工作。鑒于變速器重要的變速功能，其結(jié)構(gòu)對(duì)汽車(chē)的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性、換擋操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響，所以它也是影響整車(chē)性能的重要因素之一。因此變速器的質(zhì)量一直也是汽車(chē)行業(yè)競(jìng)爭(zhēng)的焦點(diǎn)，對(duì)變速器的研究開(kāi)發(fā)也越來(lái)越顯得舉足輕重[11]。
1.1.1選題的目的及意義
從現(xiàn)在市場(chǎng)上不同車(chē)型所配置的變速器來(lái)看，主要分為[3]：手動(dòng)變速器（MT）、自動(dòng)變速器（AT）、手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AMT）、無(wú)級(jí)變速器（CVT）。
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)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空檔，可在起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、汽車(chē)滑行或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車(chē)獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。
變速器輸入軸從變速器的前端伸出它的外花鍵與離合器從動(dòng)盤(pán)的內(nèi)花鍵相連，主要的主動(dòng)齒輪與軸做成一體，輸出軸上的齒輪空套在輸出軸上，與主動(dòng)齒輪常嚙合，它們的旋轉(zhuǎn)與輸出軸無(wú)關(guān)。輸出軸齒輪的一邊都有帶花鍵的外齒圈，分別與有內(nèi)花鍵的接合套相連，接合套可以軸向滑動(dòng)，與相應(yīng)的齒輪外齒圈結(jié)合，通過(guò)接合套將齒輪鎖在主軸上，在他們嚙合之前，接合套和齒輪中間的同步器使他們同步，常嚙合齒輪的輪齒與齒輪的軸線(xiàn)成一定的角度，在任何時(shí)候都有幾個(gè)齒接觸，這可以較小齒輪的噪聲，平穩(wěn)的傳遞扭矩，倒擋惰輪的輪齒通常是直尺，它將動(dòng)力從一根軸傳遞到另一根軸[2]。
轎車(chē)手動(dòng)變速器大多為四擋或五擋有級(jí)式齒輪傳動(dòng)變速器，并且通常帶同步器，換擋方便，噪音小。手動(dòng)變速在操縱時(shí)必須踩下離合，方可撥得動(dòng)變速桿，本次設(shè)計(jì)題目為江淮賓悅汽車(chē)變速器，本車(chē)變速器采用了二軸五檔的結(jié)構(gòu)方式，其傳動(dòng)效率高、換擋迅速省力、方便，工作可靠，噪聲低。設(shè)計(jì)過(guò)程中要注重設(shè)計(jì)的合理性，變速器的實(shí)用性，保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。
1.1.2國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀
1886年，世界上誕生的第一輛汽車(chē)并未安裝變速器，直到1902年才由法國(guó)人造出了第一部裝有變速器的汽車(chē)，目前，絕大多數(shù)汽車(chē)仍采用機(jī)械式變速器、分動(dòng)器、主減速器、構(gòu)成整車(chē)的傳動(dòng)系，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、操縱方便、造價(jià)低廉仍不失為汽車(chē)傳動(dòng)系中需要的主要總成。由于汽車(chē)上廣泛應(yīng)采用活塞式內(nèi)燃機(jī)，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車(chē)的牽引力和車(chē)速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為此在傳動(dòng)系中設(shè)置了變速器。機(jī)械式手動(dòng)汽車(chē)變速器應(yīng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，傳動(dòng)效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，在不同形式的汽車(chē)上得到廣泛的應(yīng)用。機(jī)械式手動(dòng)變速器在今后相當(dāng)長(zhǎng)的時(shí)間里依然會(huì)在我國(guó)輕中型貨車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)中占據(jù)主導(dǎo)地位。
與外國(guó)相比我國(guó)變速器設(shè)計(jì)手段相對(duì)落后，在一些發(fā)達(dá)國(guó)家他們利用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)技術(shù)，將現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，如有限元分析、優(yōu)化設(shè)計(jì)、CAD等應(yīng)用到了設(shè)計(jì)中，我國(guó)現(xiàn)也采用CAD在計(jì)算機(jī)上進(jìn)行建模與分析。
目前，國(guó)內(nèi)外已經(jīng)有很多學(xué)者專(zhuān)家對(duì)汽車(chē)變速器作了結(jié)構(gòu)方面的分析研究。從90年代開(kāi)始，歐美國(guó)家就通過(guò)有限元法對(duì)汽車(chē)變速器進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，并與傳統(tǒng)數(shù)值方法作比較，通常都取得比較一致的結(jié)果。
隨著CAD技術(shù)的發(fā)展和應(yīng)用，許多國(guó)家和部門(mén)都對(duì)其進(jìn)行了大量的研究和試驗(yàn)，隨之開(kāi)發(fā)并形成了一些成套硬件和軟件系統(tǒng)。在美國(guó)、日本及其歐洲發(fā)達(dá)國(guó)家中，利用CAD技術(shù)解決眾多繁瑣的設(shè)計(jì)和分析計(jì)算。形成了以圖形系統(tǒng)為基礎(chǔ)、以數(shù)據(jù)庫(kù)為核心、以工具系統(tǒng)為支撐和以分析計(jì)算機(jī)為應(yīng)用的集成化系統(tǒng)[12]。
1.1.3變速器的功用與分類(lèi)
汽車(chē)上廣泛使用的活塞式發(fā)動(dòng)機(jī)，其輸出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍很小，而汽車(chē)在行駛時(shí)所遇到的復(fù)雜的道路條件和使用條件要求汽車(chē)的驅(qū)動(dòng)力和車(chē)速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為此，在汽車(chē)的傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置了變速器。
1、變速器的主要功用是[3]：
（1）變速器傳動(dòng)比在較大的范圍內(nèi)告便汽車(chē)的行駛速度和汽車(chē)驅(qū)動(dòng)輪上轉(zhuǎn)矩的數(shù)值，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在有利的工況下工作。
（2）在汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，利用倒檔實(shí)現(xiàn)汽車(chē)倒向行駛。
（3）在發(fā)動(dòng)機(jī)不熄火的情況下，利用空擋中斷動(dòng)力傳遞，可以使駕駛員松開(kāi)離合器踏板離開(kāi)駕駛位置，且便于汽車(chē)起動(dòng)、怠速、換擋和動(dòng)力輸出。
2、變速器的分類(lèi)[3]：
（1）按傳動(dòng)比變化 變速器可分為有級(jí)式、無(wú)級(jí)式和綜合式三種。
（2）按操縱方式 變速器可分為強(qiáng)制操縱式變速器、自動(dòng)操縱式變速器和半自動(dòng)操縱式變速器三種。
1.2設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容
本次設(shè)計(jì)主要是依據(jù)給定的江淮賓悅汽車(chē)有關(guān)參數(shù)，通過(guò)對(duì)變速器各部分參數(shù)的選擇和計(jì)算，設(shè)計(jì)出一種基本符合要求的手動(dòng)5檔變速器。本文主要完成下面一些主要工作：
1、掌握汽車(chē)變速器結(jié)構(gòu)及工作原理，繪出結(jié)構(gòu)原理簡(jiǎn)圖。
2、確定主要零部件（齒輪、軸等）主要設(shè)計(jì)參數(shù)，并對(duì)關(guān)鍵部位進(jìn)行校核。
3、確定零部件結(jié)構(gòu)尺寸。
4、 使用AutoCAD完成工程圖紙。
5、編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)。
第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案
2.1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置
機(jī)械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同的汽車(chē)上得到廣泛應(yīng)用[1]。
2.1.1變速器傳動(dòng)方案分析與選擇
機(jī)械式變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案主要有兩種[1]：兩軸式變速器和中間軸式變速器。
1、兩軸式變速器
兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，輪廓尺寸小，布置方便，中間擋位傳動(dòng)效率高和噪聲低等優(yōu)點(diǎn)。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高檔工作時(shí)齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。此外，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。
圖2.1 兩軸式變速器傳動(dòng)方案
圖2.1所示的為發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)乘用車(chē)上的兩軸式變速器的傳動(dòng)方案。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器采用弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪，發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則采用圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒檔傳動(dòng)常用滑動(dòng)齒輪，其他擋位均用常嚙合齒輪傳動(dòng)。同步器多數(shù)裝在輸出軸上，這是因?yàn)橐粨踔鲃?dòng)齒輪尺寸小，同步器裝在輸入軸上有困難，而高檔同步器可以裝在輸入軸的后端，如圖2.1d、e所示；圖2.1f中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖2.1d所示方案的變速器有輔助支撐，用來(lái)提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲。圖2.1f所示方案為五擋全同步器式變速器，以此為基礎(chǔ)，只要將五擋齒輪用尺寸相當(dāng)?shù)母籼滋娲纯筛淖優(yōu)樗膿踝兯倨?，從而形成一個(gè)系列產(chǎn)品。
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)軸承支撐在發(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)相連。
圖2.2 中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案
圖2.3 中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案
圖2.4 中間軸式六檔變速器傳動(dòng)方案
其共同特點(diǎn)是[1]：變速器第一軸和第二軸的軸線(xiàn)在同一直線(xiàn)上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接擋。使用直接擋，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)變速器的傳動(dòng)效率可達(dá)90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。直接擋的利用率高于其它擋位，提高了變速器的使用壽命；在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，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)，一擋可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一擋以外，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
以外的其他擋位工作時(shí)，傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。
3、分析并選定方案
固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器應(yīng)用廣泛。其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)上。
與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車(chē)多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車(chē)的動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車(chē)質(zhì)量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了制造工藝，降低了成本。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。
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)軸承支撐在發(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)，而第二軸末端經(jīng)花鍵與萬(wàn)向節(jié)鏈接。
本次設(shè)計(jì)題目為江淮賓悅汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)，經(jīng)查找資料可知江淮賓悅汽車(chē)為轎車(chē)類(lèi)型，發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)，并結(jié)合兩軸式變速器與中間軸式變速器的優(yōu)點(diǎn)與缺點(diǎn)的比較，最終選定為二軸五擋變速器，傳動(dòng)方案如圖2.1f所示。
2.1.2倒擋傳動(dòng)方案
因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)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擋順序布置各擋齒輪。
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)，齒輪磨損與噪聲在短時(shí)間內(nèi)略有增加，與此同時(shí)在一擋工作時(shí)齒輪的磨損與噪聲有所減少。倒擋設(shè)置在變速器的左側(cè)或右側(cè)在結(jié)構(gòu)上均能實(shí)現(xiàn)，不同之處是掛倒擋時(shí)駕駛員移動(dòng)變速桿的方向改變了。
圖2.4為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖2.4b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)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2.4c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2.4d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2.4c所示方案。圖2.4e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2.4f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車(chē)倒擋傳動(dòng)采用圖2.4g所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。
由于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。本設(shè)計(jì)采用圖2.4f所示的傳動(dòng)方案。
圖2.5 變速器倒檔傳動(dòng)方案
2.2變速器各主要零、部件結(jié)構(gòu)方案分析
2.2.1齒輪形式
齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。
有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢(shì)是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。
在本設(shè)計(jì)中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動(dòng)方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。
2.2.2變速器軸承的選擇
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(dòng)軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。
由于本設(shè)計(jì)的變速器為兩軸式變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計(jì)中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。
2.2.3變速器操縱機(jī)構(gòu)的布置方案
（1）直接操縱手動(dòng)換擋變速器
當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近，可將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(chēng)為直接操縱變速器。
（2）遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換擋變速器
平頭式汽車(chē)或發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)的變速器，受總體布置限制變速器距駕駛員座位較遠(yuǎn)，這時(shí)需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動(dòng)件，換擋手力經(jīng)過(guò)這些轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)才能完成換擋功能。這種手動(dòng)換擋變速器稱(chēng)為遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換擋變速器。
（3）電控自動(dòng)換擋變速器
80年代以后，在固定軸式機(jī)械變速器基礎(chǔ)上，通過(guò)應(yīng)用計(jì)算機(jī)和電子控制技術(shù)，使之實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換擋，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門(mén)踏板，汽車(chē)在行駛過(guò)程中就能自動(dòng)完成換擋時(shí)刻的判斷，接著自動(dòng)實(shí)現(xiàn)收油門(mén)、離合器分離、選
擋、換擋、離合器接合和回油門(mén)等一系列動(dòng)作，使汽車(chē)動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性有所提高，簡(jiǎn)化操縱并減輕了駕駛員的勞動(dòng)強(qiáng)度。
由于變速器離駕駛員座椅較近，所以采用直接操縱式手動(dòng)換擋變速器。
2.2.4換擋機(jī)構(gòu)
變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪，嚙合套和同步器換擋三種形式。
現(xiàn)在大多數(shù)汽車(chē)的變速器都采用同步器換檔。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車(chē)的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。
表2-1同步器優(yōu)缺點(diǎn)比較
直齒滑動(dòng)齒輪(僅在1檔、倒檔使用）
嚙合套（要求不高的檔位和重型車(chē)上使用）
同步器（廣泛使用）
優(yōu)點(diǎn)
結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊。
主要是配合斜齒輪傳動(dòng)使用。由于常嚙合，減少了噪音動(dòng)載荷強(qiáng)度和壽命都得到提高。
保證換擋時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短換擋時(shí)間。
缺點(diǎn)
換擋不方便、換擋時(shí)沖擊大，導(dǎo)致齒輪早期損壞，易脫檔，噪音大，采用較少。
仍有沖擊，但較前者小些。
結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所?增加。
同步器分為鎖銷(xiāo)式同步器和鎖環(huán)式同步器，考慮結(jié)構(gòu)布置的合理性、緊湊性及錐面間摩擦力矩大小等因素，鎖環(huán)式慣性同步器多用在小型汽車(chē)上，有的中型汽車(chē)變速器中、高速擋也采用這種同步器，故本次設(shè)計(jì)選擇鎖環(huán)式同步器換擋方式。
2.2.5設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)應(yīng)滿(mǎn)足以下要求
1、要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。
（1）互鎖裝置是保證移動(dòng)某一變速叉軸時(shí)，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖裝置的結(jié)構(gòu)主要有以下幾種：互鎖銷(xiāo)式、擺動(dòng)鎖塊式、轉(zhuǎn)動(dòng)鎖止式、三向鎖銷(xiāo)式，此次設(shè)計(jì)中互鎖裝置選擇第一種，其結(jié)構(gòu)型式如圖2-6所示。
（2）自鎖裝置的作用是定位，防止因汽車(chē)振動(dòng)或有小的軸向力作用而致脫檔，保證嚙合齒輪以全齒長(zhǎng)進(jìn)行嚙合，并使駕駛員有換檔的感覺(jué)。定位作用是通過(guò)自鎖裝置中的彈簧將鋼球（或鎖銷(xiāo)）推入叉軸的凹臼中實(shí)現(xiàn)的。變速叉軸的凹臼間距是由掛檔齒輪移動(dòng)的距離來(lái)決定的，其結(jié)構(gòu)型式如圖2-6所示。
（3）在汽車(chē)行駛過(guò)程中，為了防止誤掛倒檔，以致造成安全事故和損壞傳動(dòng)系，在操縱機(jī)構(gòu)中都設(shè)有倒檔鎖或倒檔安全裝置。倒檔鎖能在駕駛員掛倒檔時(shí)給駕駛員明顯手感，以起到提醒作用，防止誤掛倒檔，其結(jié)構(gòu)見(jiàn)總裝配圖。
2、要使換檔動(dòng)作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度。
3、應(yīng)使駕駛員得到必要的手感。
圖2-6 變速器自鎖與互鎖結(jié)構(gòu)
1-自鎖鋼球 2-自鎖彈簧 3-變速器蓋4-互鎖鋼球 5-互鎖銷(xiāo) 6-撥叉軸
2.3本章小結(jié)
本章主要介紹了變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)的類(lèi)型及方案，對(duì)兩軸式變速器和三軸式變速器的優(yōu)點(diǎn)和缺點(diǎn)進(jìn)行了對(duì)比，最終本次設(shè)計(jì)選擇了二軸五擋變速器，然后對(duì)倒擋機(jī)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，確定了倒擋的布置方案，最后對(duì)零件的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了分析，本章對(duì)變速器的結(jié)構(gòu)及主要零件的形式做出了初步的分析和選擇，為后期設(shè)計(jì)工作打下了基礎(chǔ)。
第三章 變速器主要參數(shù)的選擇及齒數(shù)的分配
3.1 概述及傳動(dòng)比確定
滿(mǎn)足汽車(chē)必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。
表3.1 2009款江淮賓悅轎車(chē)參數(shù)
發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率
95KW
最高車(chē)速
185Km/h
最大功率轉(zhuǎn)速
6000r/min
總質(zhì)量
1470Kg
發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩
172N m
車(chē)輪
205/55 R16
最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速
4200r/min
3.1.1 擋數(shù)
增加變速器的擋數(shù)能改善汽車(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。
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，發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車(chē)變速器多用5個(gè)擋。商用車(chē)變速器采用4～5個(gè)擋或更多的擋位。載重質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車(chē)采用五擋變速器，載重質(zhì)量在4.0～8.0t的貨車(chē)采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車(chē)和越野汽車(chē)上。
故本次設(shè)計(jì)選用五擋手動(dòng)變速器。
3.1.2 變速器各擋傳動(dòng)比的確定
1. 確定最小傳動(dòng)比
（3.1）
式中 —最高車(chē)速，=185km/h
r —車(chē)輪半徑，r= 0.316m
n—功率轉(zhuǎn)速 ，n=6000r/min
—主減速器傳動(dòng)比
—最高擋傳動(dòng)比
本次設(shè)計(jì)為二軸變速器，二軸變速器無(wú)直接擋，最小傳動(dòng)比為最高擋傳動(dòng)比即五擋傳動(dòng)比。
=0.377×=4.829675
所以取4.83。
2. 最大傳動(dòng)比
汽車(chē)的最大驅(qū)動(dòng)力按行駛方程為
汽車(chē)爬坡時(shí)車(chē)速很低，可忽略空氣阻力
（3.2）
式中 G ——車(chē)輛總重量（N）；
——滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)良好路面μ=0.01~0.02；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩（N·m）；
——主減速器傳動(dòng)比；
——變速器傳動(dòng)比；
——為傳動(dòng)效率；（0.95）
R ——車(chē)輪滾動(dòng)半徑；
——最大爬坡度本設(shè)計(jì)為能爬30%的坡，大約。
由公式（3-2）得：
（3.3）
已知：m=1430kg；；；r=0.316m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3-3）式：
滿(mǎn)足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下：
（3.4）
式中 ——驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，；
——驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)；對(duì)干燥良好的路面可取0.7~0.8之間。
取0.8，把數(shù)據(jù)代入（3-4）式得：
所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是：
則取2.4
3. 其他各擋傳動(dòng)比確定
按等比級(jí)數(shù)原則，
式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為：
（其中n為檔位數(shù)） （3.5）
3.1.3確定中心距
初選中心距時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：
（3.6）
式中：——中心距系數(shù)，乘用車(chē)：=8.9～9.3，取=9.3；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，172N·m；
——變速器一擋傳動(dòng)比，2.4；
——變速器傳動(dòng)效率，取96%。
由公式（2.4）得：A=68.310mm；
乘用車(chē)變速器的中心距在60～80mm范圍內(nèi)變化，圓整后得變速器中心距A=68mm。
3.1.4外形尺寸
變速器的軸向尺寸與擋位數(shù)、齒輪型式、換擋機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，設(shè)計(jì)初可根據(jù)中心距A的尺寸參照下式初選。
乘用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A，取（204～237.2）mm。
3.2齒輪參數(shù)的選擇
3.2.1模數(shù)的確定
在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為減少噪聲應(yīng)減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)同時(shí)減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；減少乘用車(chē)齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選小些。
表3.2 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)
車(chē) 型
乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L
貨車(chē)的最大總質(zhì)量/t
1.0＞V≤ 1.6
1.6＜V≤ 2.5
6.0＜≤14.0
≥14.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00
本設(shè)計(jì)為賓悅2.0L，則
一擋=3.0mm 二擋=3.0mm 三擋=2.75mm
四擋=2.75mm 五擋=2.75mm 倒擋=3.0mm
3.2.2壓力角α
理論上對(duì)于乘用車(chē)，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對(duì)商用車(chē)，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。
3.2.3螺旋角β
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 時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。
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°
本次設(shè)計(jì)為兩軸式變速器即β在20°～25°中?。沪?25°
3.2.4齒寬b
齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。
考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(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。
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，
斜齒，取為6.0～8.5。
一檔齒寬為b==21 mm 二檔齒寬為b==21mm
三檔齒寬為b==16.5mm 四檔齒寬為b==16.5mm
五檔齒寬為b==16.5mm 倒檔齒寬為 b==21mm
3.2.5齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(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。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過(guò)齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。我國(guó)規(guī)定，齒頂高系數(shù)取為1.00。
3.3各擋齒數(shù)的分配
在初選了變速器的擋位數(shù)、傳動(dòng)比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)方案簡(jiǎn)圖后，即可對(duì)各擋齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分配。
斜齒齒數(shù)和： （3.7）
直齒齒數(shù)和： （3.8）
3.3.1一擋齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
取=41
轎車(chē)Z1在12～17中取，Z1取12，則Z2=41-12=29
3.3.2對(duì)中心距A進(jìn)行修正
=mm （3.9）
則修正后的標(biāo)準(zhǔn)中心距取=68mm
3.3.3二擋齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
其中：=68mm，=1.832，=3.，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，齒數(shù)取整得：，
3.3.4三擋齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
已知：=68mm，=1.386，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，齒數(shù)取整得：，
3.3.5四擋齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
已知：=68mm，=1.053，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，齒數(shù)取整得：，
3.3.6五擋齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
已知：=68mm，=0.80，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，齒數(shù)取整得：，
3.3.7倒擋齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選=22，可計(jì)算出輸入軸與倒擋軸的中心距及輸出軸與倒擋軸的中心距。
已知：=12 =3.0 =69；將數(shù)據(jù)代入上式，=25
則倒檔傳動(dòng)比
輸入軸與倒檔軸之間的距離
mm
輸出軸與倒檔軸之間的距離
mm
3.4變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整
采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。
為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。
為了減小軸向力，抵擋選用較小的螺旋角，一擋、倒擋選°，二擋選°；為了增加重合度，減小噪聲，三擋、四擋、五擋選用較大的螺旋角，都選為。
3.4.1一擋齒輪的變位
端面壓力角
=
端面嚙合角
=
變位系數(shù)之和
經(jīng)查表可得：inv=0.019817 inv=0.032853
=0.7342
查變位系數(shù)線(xiàn)圖得：
3.4.2二擋齒輪的變位
端面壓力角
=
端面嚙合角
=
變位系數(shù)之和
經(jīng)查表可得：inv=0.019817 inv=0.0273434
=0.4239
查變位系數(shù)線(xiàn)圖得：
3.4.3三擋齒輪的變位
端面壓力角
=
端面嚙合角
=
變位系數(shù)之和
經(jīng)查表可得：inv=0.0194898 inv=0.0210684
=0.09758
查變位系數(shù)線(xiàn)圖得：
3.4.4四擋齒輪的變位
端面壓力角
=
端面嚙合角
=
變位系數(shù)之和
經(jīng)查表可得：inv=0.0194898 inv=0.0210684
=0.09758
查變位系數(shù)線(xiàn)圖得：
3.4.5五擋齒輪的變位
端面壓力角
=
端面嚙合角
=
變位系數(shù)之和
經(jīng)查表可得：inv=0.0194898 inv=0.0210684
=0.09758
查變位系數(shù)線(xiàn)圖得：
3.4.6倒擋齒輪的變位
1、輸入軸與倒擋軸
端面壓力角
=
端面嚙合角
=
變位系數(shù)之和
經(jīng)查表可得：inv=0.0194432 inv=0.0270486
=0.35523
查變位系數(shù)線(xiàn)圖得：
2.輸出軸與倒擋軸
端面壓力角
=
端面嚙合角
=
變位系數(shù)之和
經(jīng)查表可得：inv=0.0194432 inv=0.030485
=0.71292
查變位系數(shù)線(xiàn)圖得：
3.5各擋齒輪主要參數(shù)的確定
3.5.1一擋齒輪參數(shù)
表3.3 一擋齒輪主要參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
11
基圓直徑
12
節(jié)圓直徑
3.5.2二擋齒輪參數(shù)
表3.4 二擋齒輪主要參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
11
基圓直徑
12
節(jié)圓直徑
3.5.3三擋齒輪參數(shù)
表3.5 三擋齒輪主要參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
11
基圓直徑
12
節(jié)圓直徑
3.5.4四擋齒輪參數(shù)
表3.6 四擋齒輪主要參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
11
基圓直徑
12
節(jié)圓直徑
3.5.5五擋齒輪參數(shù)
表3.7 五擋齒輪主要參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
11
基圓直徑
12
節(jié)圓直徑
3.5.6倒擋齒輪參數(shù)
表3.6 倒擋齒輪主要參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
11
基圓直徑
12
節(jié)圓直徑
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
11
基圓直徑
12
節(jié)圓直徑
3.6齒輪的校核
3.6.1齒輪的損壞形式
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）、齒面膠合以及移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。
輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(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)的很少，后者出現(xiàn)的多。
齒輪工作時(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)存在齒面細(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)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。
用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，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、吃面相對(duì)滑動(dòng)速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸產(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(chēng)為齒面膠合。變速器齒輪這種破壞出現(xiàn)較少。
3.6.2齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算
直齒輪彎曲應(yīng)力
= （3.10）
式中 —彎曲應(yīng)力（M）；
—計(jì)算載荷（N·mm）；
—應(yīng)力集中系數(shù)；=1.65；
—摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合上的摩擦力的方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力影響也不同：主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；
m—模數(shù)；
y—齒形系數(shù)，如圖3.1所示；
—齒寬系數(shù)：直齒=4.5～8.0。
斜齒輪彎曲應(yīng)力
= （3.11）
式中 —計(jì)算載荷（N·mm）；
—斜齒輪螺旋角（°）；
—應(yīng)力集中系數(shù)；=1.50；
Z—齒數(shù)；
—法面模數(shù)；
y—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)=在圖3.1中查得；
—重合度影響系數(shù)，=2.0；
—齒寬系數(shù)：斜齒=6.0～8.5，取=7。
圖3.1 齒形系數(shù)圖
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車(chē)常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180～350M范圍，即[]=180～350M。
1、一擋主從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
一擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=203.7258M＜[]
一擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=187.23149 M＜[]
2、二擋主從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
二擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=174.60823 M＜[]
二擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=165.42857 M＜[]
3、三擋主從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
三擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=217.70828 M＜[]
三擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=218.46238 M＜[]
4、四擋主從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
四擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=189.68387 M＜[]
四擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=187.4131 M＜[]
5、五擋主從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
五擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=159.58448 M＜[]
五擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=129.68079 M＜[]
6、倒擋主從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
倒擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=239.81363 M＜[]
倒擋齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=225.16587 M＜[]
倒擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=122.81775 M＜[]
3.6.3.輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算
（3-12）
式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（Mpa）；
F—齒面上的法向力（N）， ；
—圓周力（N），；
—計(jì)算載荷（N·mm）；
d—節(jié)圓直徑（mm）；
—節(jié)點(diǎn)處壓力角；
—齒輪螺旋角；
E—齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=；
b—齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；
、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪斜齒輪；、為主、從動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力如下：滲碳齒輪：一擋和倒擋[]=1900～2000M，常嚙合齒輪和高檔[]=1300～1400M。
1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；；mm
N
由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷1/2作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3-12）可得：
MPa
2、二檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；；mm
N
同一擋，將以上數(shù)據(jù)代入（3-12）可得：
MPa
3、三檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；；mm
N
同一擋，將以上數(shù)據(jù)代入（3-12）可得：
MPa
4、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；；mm
N
同一擋，將以上數(shù)據(jù)代入（3-12）可得：
MPa
5、五檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；；mm
N
同一擋，將以上數(shù)據(jù)代入（3-12）可得：
MPa
6、倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；；mm
N
將以上數(shù)據(jù)代入（3-12）可得：
MPa
已知：N·mm；；；MPa；；mm
N
將以上數(shù)據(jù)代入（3-12）可得：
MPa
已知：N·mm；；；MPa；；mm
N
將以上數(shù)據(jù)代入（3-12）可得：
MPa
3.7 本章小結(jié)
本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇，包括確定擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍，根據(jù)最大爬坡度和驅(qū)動(dòng)輪與地面的附著力確定一擋傳動(dòng)比和五擋傳動(dòng)比，進(jìn)而確定其它各擋傳動(dòng)比，選擇中心距、外形尺寸以及齒輪參數(shù)，根據(jù)變速器的傳動(dòng)示意圖確定各擋齒輪齒數(shù)，進(jìn)行各擋齒輪變位系數(shù)的分配。最后列出了各擋齒輪的幾何尺寸并對(duì)齒輪的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力進(jìn)行了校核，為下章對(duì)軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。
第4章 變速器軸和軸承的設(shè)計(jì)與選擇
4.1概述
變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(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)閯偠炔蛔爿S會(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)變速器軸時(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。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和已知條件初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。
4.2變速器軸的軸徑和軸長(zhǎng)設(shè)計(jì)計(jì)算
在已知兩軸式變速器中心距時(shí)，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸，=0.16～0.18；對(duì)輸出軸，0.18～0.21。
按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑：
（4.1）
式中： d——軸的最小直徑（mm）；
——軸的許用剪應(yīng)力（MPa）；
P——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率（kw）；
n——發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min）。
將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（4-1）式，得：
mm
第一軸花鍵部分的直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩(N·m)按下式初選：
則
=22.245～25.58mm
故可取第一軸花鍵部分的直徑為25mm。
變速器最大直徑d可根據(jù)中心距按以下公式初選
則
=30.6～40.8mm
變速器的最大直徑和支承間的距離可按下列關(guān)系初選：
mm
4.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
根據(jù)軸的制造工藝性要求，將軸的各部分尺寸初步設(shè)計(jì)如圖4.1、4.2所示：
圖4.1 輸入軸各部分尺寸
圖4.2 輸出軸各部分尺寸
4.4 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算
4.4.1齒輪和軸上的受力計(jì)算
齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：
圓周力：