手動(dòng)式載貨汽車車變速器的設(shè)計(jì)

  - I - 摘  要   貨車作為一種常用的商用車，已在現(xiàn)代的社會(huì)中占有舉足輕重的地位。人們的衣食住行的便利，都有貨車運(yùn)輸方面的功勞。社會(huì)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，人們生活水平的提高更需要貨車的運(yùn)輸，貨車已成為一個(gè)國(guó)家乃至整個(gè)世界不可缺少的一樣運(yùn)輸工具。  變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中最重要的部分之一，汽車的前進(jìn)、后退，增速、減速都要靠變速器傳動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)。而且變速器在汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性上也有很重要的影響。  本設(shè)計(jì)主要是齒輪的尺寸計(jì)算及校核，軸的尺寸計(jì)算和位置的確定，選擇設(shè)計(jì)滿足其承載能力的同步器。另外，針對(duì)齒輪作用力的不同，在不同的軸上 選擇合適的軸承。利用軟件 AUTCAD 完成變速器總成圖、第一軸、第二軸、中間軸、各個(gè)擋齒輪及同步器的設(shè)計(jì)。  隨著我國(guó)汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，人們對(duì)汽車的需求也越來(lái)越高。通過(guò)對(duì)載貨車變速器的設(shè)計(jì)，我了解到變速器在汽車結(jié)構(gòu)中具有著重要的作用，因此變速器結(jié)構(gòu)的改進(jìn)對(duì)汽車行業(yè)的發(fā)展與進(jìn)步具有著深遠(yuǎn)的意義。   關(guān)鍵詞 ： 汽車；變速器；齒輪 ； Autocad    - II - Abstracts  As a vehicle commonly used by commercial vehicles， in modern society occupies a pivo- tal position Think of the people's convenience， have the credit for trucking With social and economic development， more people need to improve the living standards of the transport ve- hicle， the vehicle has become an indispensable means of transport in a national and even the entire world  The transmission gearbox is one of most important parts in the automobile transmission system structure， automobile's advance， the backlash， the growth rate， the deceleration must depend on the transmission gearbox transmission to realize Moreover the transmission gearbox also has the very important influence in automobiles power and the fuel oil efficiency  This design is mainly gear's size computation and the examination， the axis size's calcul-ation and the position's determination， the choice design satisfies its bearing capacity the syn- chromesh. Moreover， in view of the gear action's difference, chooses the appropriate bearing on the different axis Completes the transmission gearbox unit chart， the first axis，the second axis,the intermediate shaft using software AUTCAD,to keep off the gear and the synchromesh design one by one  Along with our country automobile profession rapid development， the people are also g- etting higher and higher to automobile's demand， Through to the truck transmission gearbox's design， I understood the transmission gearbox is having the vital role in the automobile struct- ure， so the transmission gearbox structure improvement is having the profound significance to the automobile profession development and the progress   Keyword:  Automobile； Transmission gearbox； Gear； Autocad      - III - 目   錄  摘  要  . I Abstracts . II 目  錄  . III 第一章   緒論  . 1 第二章   變速器的概述及其方案的確定  . 3 2.1  變速器的功用和要求  . 3 2.2  變速器結(jié)構(gòu)方案的確定  . 3 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  . 3 2.2.2  倒擋傳動(dòng)方案  . 4 2.3  變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析  . 5 2.3.1  齒輪型式  . 5 2.3.2  換擋結(jié)構(gòu)型式  . 5 2.3.3  變速器軸承  . 5 第三章   變速器主要參數(shù)的選擇  . 6 3.1  擋數(shù)和傳動(dòng)比  . 6 3.1.1  擋數(shù)  . 6 3.1.2  傳動(dòng)比范圍  . 6 3.2   中心距 A . 6 3.3  外形尺寸  . 7 3.4  齒 輪參數(shù)  . 7 第四章   變速器主要零件的設(shè)計(jì)及校核  . 11 4.1  各擋齒輪齒數(shù)的分配  . 11 4.1.1  確定一擋的齒數(shù)  . 11 4.1.2  確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)  . 12 4.1.3  確定其他各擋 齒數(shù)：  . 12 4.2  齒輪的損壞形式  . 14 4.3  齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算  . 14 4.3.1  直齒輪彎曲應(yīng)力  . 14    - IV - 4.3.2  斜齒輪彎曲應(yīng)力  . 16 4.3.3  輪齒的接觸應(yīng)力  . 16 4.4  軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算  . 18 4.4.1  軸的設(shè)計(jì)  . 18 4.4.2  確定軸的尺寸  . 19 4.4.3  第二軸校核  . 21 4.4.4  中間軸的校核：  . 24 第五章   同步器的設(shè)計(jì)及校核  . 26 5.1  同步器的結(jié)構(gòu)  . 267 5.2  同步環(huán)主要參數(shù)的確定  . 27 5.2.1  同步環(huán)錐面上的螺紋槽  . 27 5.2.2  錐面半錐角  . 28 5.2.3  摩擦錐面平均半徑 R . 28 5.2.4  錐面工作長(zhǎng)度 b . 28 5.2.5  同步環(huán)徑向厚度  . 30 5.3  同步器的尺寸計(jì)算及校核  . 31 5.3.1  同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸的確定：  . 31 5.3.2  一倒擋，二三擋 同步器校核  . 31 第六章   變速器的操縱機(jī)構(gòu)  . 32 結(jié)  論  . 33 致  謝  . 34 參考文獻(xiàn)  . 35     - 1 -   第一章   緒論  改革開(kāi)放以來(lái) ,中國(guó)汽車工業(yè)的發(fā)展駛?cè)肓丝燔嚨?，汽車產(chǎn)量不斷飆升 ,1971 年、 1988 年、 1992 年和  2000 年分別突破 10 萬(wàn)輛、 50 萬(wàn)輛、 100 萬(wàn)輛和  500 萬(wàn)輛，己成功躋身世界汽車四強(qiáng)之列。隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，人民生活水平的提高，高速公路高等級(jí)公路的不斷建設(shè)，汽車正逐漸進(jìn)入家庭，成為人們生活的一部分。 1980 2001 年，我國(guó)汽車消費(fèi)量年均增長(zhǎng)高達(dá) 18 ，特別是進(jìn)入九十年代以后，國(guó)內(nèi)汽車產(chǎn)量以 l 2 年遞增 10 萬(wàn)輛的速度高速增長(zhǎng)，目前在汽車市場(chǎng)的比重己超過(guò) 30 ，成為我國(guó)汽車需求增長(zhǎng)的重要拉動(dòng)力量。大力發(fā)展公共交通，“鼓勵(lì)汽車進(jìn)入家庭”己經(jīng)被黨中央寫入“十五計(jì)劃”。載貨車更是必須發(fā)展的項(xiàng)目之一。國(guó)家經(jīng)貿(mào)委提出，“十五”期末我國(guó)汽車產(chǎn)量要達(dá) 320 萬(wàn)輛左右，力爭(zhēng)到 2010 年使之成為國(guó)民經(jīng)濟(jì)的支柱產(chǎn)業(yè)。規(guī)劃預(yù)計(jì)到 2010 年，轎車產(chǎn)量為  110 萬(wàn)輛左右；汽車工業(yè)增加值為  1300 億元，占國(guó)內(nèi)生產(chǎn)總值  1 左右，汽車產(chǎn)品基本滿足國(guó)內(nèi)市場(chǎng)需求。  載貨車市場(chǎng)的運(yùn)行情況，既是反映國(guó)民經(jīng)濟(jì)走勢(shì)的一面鏡子，又是判斷市場(chǎng)需求變遷的重要依據(jù)。近年以來(lái)載貨車在市場(chǎng)上表現(xiàn)出強(qiáng)勁的開(kāi)拓力，尤 其以重卡最為亮點(diǎn)，深層原因得益于中央擴(kuò)大內(nèi)需的拉動(dòng)。中央政府為確保國(guó)民經(jīng)濟(jì)持續(xù)快速發(fā)展，采取了一系列財(cái)政、貨幣政策，并加大對(duì)基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)的投資力度，為載貨車創(chuàng)造了趁勢(shì)而上的市場(chǎng)環(huán)境，提供了難得的發(fā)展機(jī)遇。      我國(guó)貨車工業(yè)發(fā)展始于 50 年代。 1950 年，濟(jì)南汽車制造廠仿捷克“斯柯達(dá)”生產(chǎn)出第一輛“黃河”牌 8 噸貨車； 1965 年后，基于國(guó)防建設(shè)的需要，國(guó)家先后投資 4 億元在四川和陜西建設(shè)了兩個(gè)軍用越野車生產(chǎn)基地。各地在仿制黃河車的基礎(chǔ)上，也生產(chǎn)了許多種不同型號(hào)的重卡產(chǎn)品。  70 年代，我國(guó)重型汽車產(chǎn)量徘徊在數(shù) 千輛的基礎(chǔ)上，而且產(chǎn)品性能落后、質(zhì)量低、可靠性差，無(wú)法滿足國(guó)民經(jīng)濟(jì)發(fā)展建設(shè)的需要。 70 年代，我國(guó)共進(jìn)口重型汽車  9 萬(wàn) 多輛，而同期產(chǎn)重型汽車產(chǎn)量?jī)H為 3.6 萬(wàn)輛。 90 年代初，東風(fēng)集團(tuán)引進(jìn)日本產(chǎn)駕駛室、美國(guó)康明斯發(fā)動(dòng)機(jī)等先進(jìn)總成，開(kāi)發(fā)出 8 噸平頭貨車；一汽集團(tuán)引進(jìn)德國(guó)道依茨發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)了 9 噸平頭貨車，其生產(chǎn)能力和規(guī)模都在 1 萬(wàn)輛左右。 1993 年，國(guó)產(chǎn)重型汽車銷量達(dá)到歷史最高水平為 3.82 萬(wàn)輛。目前，我國(guó)民用重型汽車總保有量約 80 萬(wàn)輛（進(jìn)   - 2 - 口和國(guó)產(chǎn)大約各占一半）；我國(guó)重卡市場(chǎng)年需求量約 10 萬(wàn)輛，其中重汽集團(tuán)、東風(fēng)集團(tuán)、一汽集團(tuán)和北方公司的產(chǎn)品占絕大多數(shù)；進(jìn)口車中日本車居多。  隨著我國(guó)各大港口集裝箱吞吐大幅度上升，國(guó)家在“九五”期間興建的 9 條集裝箱運(yùn)輸通道，交通部門為提高運(yùn)輸業(yè)的效率和效益規(guī)劃在全國(guó)建設(shè) 45 個(gè)貨運(yùn)中心，無(wú)疑都是載貨車輛在集裝箱和零散貨物運(yùn)輸中發(fā)揮作用的大好機(jī)會(huì)。  最新數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)， 2008 年 1-7 月份貨車市場(chǎng)累計(jì)完成銷售 900933 輛，比同期增長(zhǎng)25.7%。 1-7 月份，重卡市場(chǎng)呈現(xiàn)“高速”增長(zhǎng)態(tài)勢(shì)，重卡前七甲市場(chǎng)增長(zhǎng)相對(duì)較快；重卡市場(chǎng)“新軍”也是積極開(kāi)疆?dāng)U土，銷量迅速提升； 1-7 月份，我國(guó)中型貨車市場(chǎng)累計(jì)完 成銷售 80395 輛，比同期增長(zhǎng) 8.83%；我國(guó)輕型貨車市場(chǎng)累計(jì)完成銷售 593465 輛，比同期增長(zhǎng) 19.57%；我國(guó)微型貨車市場(chǎng)累計(jì)完成銷售 172625 輛，比同期增長(zhǎng) 18.79%。  可見(jiàn)隨著國(guó)民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，貨車的需求量越來(lái)越大，發(fā)展前景相當(dāng)樂(lè)觀。  隨著社會(huì)經(jīng)濟(jì)發(fā)展速度越來(lái)越快，世界石油的越來(lái)越緊張，全球不可再生資源逐漸減少。今后載貨車發(fā)展的主要趨勢(shì)是：大噸位、高功率、低污染、專業(yè)化運(yùn)輸，并在經(jīng)濟(jì)性、動(dòng)力性、安全性、舒適性、可靠性方面有所提高，特別要適應(yīng)未來(lái)的交通法規(guī)，滿足未來(lái)更加嚴(yán)格的環(huán)保要求。  現(xiàn)代汽車上廣 泛采用活塞式內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力源 ,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的牽引力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。所以，在汽車傳動(dòng)系中設(shè)置了變速器。 汽車變速性能 也 直接影響汽車燃油經(jīng)濟(jì)性，所以要設(shè)計(jì)一個(gè)運(yùn)輸生產(chǎn)效率高、燃油經(jīng)濟(jì)性 好， 具有 明顯的社會(huì)效益和 經(jīng)濟(jì)效益的變速傳動(dòng)系統(tǒng)。  本論文將根據(jù)汽車變速性能的特點(diǎn)以及實(shí)際的需求設(shè)計(jì)一個(gè)手動(dòng)式載貨車變速器。           - 3 - 第二章   變速器的概述及其方案的確定  2.1  變速器的功用和要求  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(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速， 使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。  對(duì)變速器的基本設(shè)計(jì)要求：  1、保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。  2、設(shè)置空擋，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸。  3、設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛。  4、設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。  5、換擋迅速、省力、方便。  6、工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(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(dāng)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。  2.2  變速器結(jié)構(gòu)方案的確定  變速器由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。  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)變速器與無(wú)級(jí)變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造低廉，具有高的傳動(dòng)效率（ =0.960.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。  設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、擋位數(shù)及各擋的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。  在本次設(shè)計(jì)中，已經(jīng)給出傳動(dòng)比的相關(guān)參數(shù)： 265.5igR， 835.51 ig， ig2=2.995，   - 4 - ig3 =1.671， ig4 =1， ig5 =0.786。   在本次設(shè)計(jì)中有 5 個(gè)前進(jìn)擋， 1 個(gè)倒擋。優(yōu)點(diǎn)實(shí)現(xiàn)迅速、無(wú)聲換擋。采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速擋。采用傳動(dòng)比為 0.786 的超速擋，可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損，降低燃料消耗。  本設(shè)計(jì)采用的中間軸變速器， 直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是中間軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。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擋 傳動(dòng)比，這是中間軸軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接擋外其他各擋的傳動(dòng)效率有所下降。  2.2.2  倒擋傳動(dòng)方案  圖 2.1 為常見(jiàn)的倒擋布置方案。本設(shè)計(jì)采用圖 2.1f 所示的傳動(dòng)方案。因?yàn)閳D 2.1f 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。  圖 2.1b 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 2.61c 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 2.1d 所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 2.1c 所示方案。圖 2.1e 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)。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖 2.1g 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。          圖 2.1 變速器倒擋傳動(dòng)方案     - 5 - 因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，變速器的低擋與倒擋，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，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪 2。  2.3  變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析  變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿 足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤(rùn)滑和密封等因素。  2.3.1  齒輪型式  本設(shè)計(jì)即除倒擋外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。因?yàn)榕c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)。  2.3.2  換擋結(jié)構(gòu)型式  換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。  在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。  2.3.3  變速器軸承  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。  在本設(shè)計(jì)中第一軸后軸承采用球軸承。  變速器第二軸后軸承按直徑系列采用圓柱滾子軸承。  中間軸前軸承采用圓錐滾子軸承。中間軸后軸承也采用圓錐滾子軸承。圓錐滾子軸承具有直徑較小、寬度較寬因而容量大可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn) 2。         - 6 - 第三章   變速器主要參數(shù)的選擇  3.1  擋數(shù)和傳動(dòng)比  3.1.1  擋數(shù)  本次變速器設(shè)計(jì)為 5 個(gè)前進(jìn)擋， 1 個(gè)倒擋。  5 個(gè)擋多適用于商用車變速器。增加變速器的擋數(shù)，能夠改善汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性 以及平均車速。擋數(shù)越多變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時(shí)換擋頻率增高并增加了換擋難度。  3.1.2  傳動(dòng)比范圍  本設(shè)計(jì)任務(wù)書中已給的傳動(dòng)比為： 265.5igR  835.51 ig  995.22 ig 671.13 ig 14ig  786.05 ig  傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。  3.2   中心距 A 對(duì)中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù)，對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保 證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定 2。  初選中心距 A時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算                            3m a x 1A e gA K T i                             （ 3.1）  式中， A為變速器中心距（ mm）； KA為中心距系數(shù)，乘用車： KA =8.9 9.3，商用車： KA=8.69.6，多擋變速器： KA =9.5 11.0；此設(shè)計(jì)中取 KA=9.1, maxeT為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（ N m）；任務(wù)書中已給出 mNTe 350m ax，1i為變速器一擋傳動(dòng)比； 835.51 ig， g 為變速器傳動(dòng)效率，取 96%。         mmiTKAgeA 12015.12096.0835.53506.9 33 1m a x                   轎車變速器的中心 距在 65 80mm范圍內(nèi)變化，而貨車的變速器中心距在 80 170mm   - 7 - 范圍內(nèi)變化。  本設(shè)計(jì)是輕型載貨汽車的變速器，經(jīng)過(guò)計(jì)算在所要求的范圍內(nèi)。  3.3  外形尺寸  轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（ 3.0 3.4） A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，可參考下列數(shù)據(jù)選用：       四擋        （ 2.2 2.7） A     五擋        （ 2.7 3.0） A      六擋        （ 3.2 3.5） A  所以本設(shè)計(jì)殼體的軸向尺寸為 : mm3481209.2   3.4  齒輪參數(shù)  3.4.1  模數(shù)的選取  “ 模數(shù) ” 是指相鄰兩輪齒同側(cè)齒廓間的齒距 t 與圓周率 的比值 (m t/)，以毫米為單位。 模數(shù)是模數(shù)制輪齒的一個(gè)最基本參數(shù)。 應(yīng)該指出，選取模數(shù)的時(shí)候要遵守的原則是：在變速器中心距相同的條件下，要選取較小的模數(shù)，因?yàn)榭梢栽黾育X輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可以使齒輪嚙合的重合度增加，并減小齒輪噪聲，所以為了減小噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)同時(shí)增加齒寬，從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮各擋齒輪應(yīng)該選用不同的模數(shù)， 對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為 重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。  變速器齒輪模數(shù)范圍大致如下：  微型、普通級(jí)轎車   2.25 2.75              中級(jí)轎車           2.75 3.00               中型貨車           3.50 4.50     重型貨車           4.50 6.00 本設(shè)計(jì)為：一擋   75.3nm            二擋  75.3nm    三擋   5.3nm             四擋   5.3nm      - 8 -           五擋  25.3nm             倒擋  75.3nm 3.4.2  壓力角 齒輪壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。理論 上對(duì)于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應(yīng)取用 14.5、 15、 16、16.5等小些的壓力角。對(duì)于商用車，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，所以普遍采用的壓力角為 20。嚙合套或同步器的壓力角有 20、 25、 30等，普遍采用 30壓力角。  本設(shè)計(jì)中壓力角選為 20 ，同步器的壓力角選為 30。  3.4.3  螺旋角  齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。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。   試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于 30時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角，以 15 25為宜；從而提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。  斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生軸向力 平衡，以減少負(fù)荷提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。中間軸上的齒輪螺旋方向一律取為右旋，則第一軸、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。倒擋設(shè)計(jì)為直齒時(shí)，在這個(gè)擋位上工作時(shí)，中間軸上的軸向力不能抵消（但因?yàn)閾跷皇褂玫纳?，所以也是允許的），而此時(shí)第二軸上沒(méi)有軸向力作用。  根據(jù)圖 3.1 可知，欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：                              Fa1=Fn1tan1                      （ 3.2）                              Fa2=Fn2tan2                      （ 3.3）  由于，為使兩軸向力平衡，必須滿足      - 9 - 234 2218.222 9.283 9.325 式中， Fa1、 Fa2 為作用在中間軸承齒輪 1、 2 上的軸向力； Fn1、 Fn2 為作用在中間軸上齒輪 1、 2 上的圓周力； r1、 r2 為齒輪 1、 2 的節(jié)圓半徑； T 為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。  斜齒輪螺旋角選用范圍：            轎車變速器：                                                                         兩軸式為 20 25                                                                     中間軸式為 22 34                                                                  貨車變速器： 16 26                                               所以選各擋螺旋角：                                              圖 3.1 中間軸軸向力的平衡  3.4.4  齒寬  在選擇齒寬時(shí)，應(yīng)該注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)齒寬受力的均勻程度等均有影響。  選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。  選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。  通常根據(jù)齒輪模數(shù) m（ mn） 的大小來(lái)選定齒寬 b：  直齒： b=Kcm， Kc 為齒寬系數(shù)，取為 4.5 8.0  斜齒： b=Kcmn， Kc 取為 6.0  8.5   嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為 （ 2 4） mm。  第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù) Kc 可取大些，使接觸線長(zhǎng)度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。     - 10 -     本設(shè)計(jì)各擋齒寬為：倒擋  mmmKbnc 25.2675.30.7   取值為 26mm 一擋  mmmKbnc 25.2675.30.71   取 值為 26mm 二擋  mmmKbnc 25.2675.30.72  取 值為 26mm 三擋  2 2 .7 5 m m3 .56 .5bn3 mK c   取 值為 23mm                   四擋  mm75.225.35.6bn4 mK c   取 值為 23mm 五擋  mm23.2125.35.6bn5 mK c  取 值為 21mm  3.4.5  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)為齒輪上受到的載荷集中作 用到齒頂上，所以曾采用過(guò)齒頂高系數(shù)為 0.75 0.80 的短齒制齒輪。  在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00 本設(shè)計(jì)齒頂高系數(shù)選為 1.00        第四章   變速器主要零件的設(shè)計(jì)及校核  4.1  各擋齒輪齒數(shù)的分配     - 11 - 59c os2 nh mAZ 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各擋齒數(shù)的方法。                                     圖 4.1 變速器簡(jiǎn)圖  4.1.1  確定一擋的齒數(shù)  一擋傳動(dòng)比： 835.5109121 zzzzi g  中間軸上小齒輪的最小齒數(shù)，還受中間軸軸徑尺寸的影響，即受剛度的限制。在選定時(shí)，對(duì)軸的尺寸和齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。因本設(shè)計(jì)是輕型載貨汽車中間軸一擋齒輪齒數(shù)選為 14， 螺旋角選為 22。  一擋為斜齒                                      451459109 zzz h                                                                                - 12 - 4.1.2  確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)  常嚙合齒輪傳動(dòng)比 :          815.14514835.5910112 zzizz g       595.3 30co s1 2 0230co s212 nmAZZ  得出                      211z           382z  4.1.3  確定其他各擋齒數(shù)：  1、   二擋    75.3mn      6 5 5.138219 9 5.221287 ZZiZZ     71.1655.11382138)1(t ant an8712224 ZZZZ Z  得出           65.1871.1 30t a nt a n 12       5975.3 65.18co s1202mco s2 n 387 AZZ   得出                     377 Z          228 Z           重新確定螺旋角   8.221202 223775.3c o s2mc o s 187n1-2 AZZ       2、   三擋      - 13 - 9 2 3.038216 7 1.121365 ZZiZZ     5.3mn   2 3 8 8.19 2 3.013821 38)1t ant an6521234 ZZZZ Z   得出                     98.241 . 2 3 8 830t a nt a n 1-3 根據(jù)              605.398.24co s1202mco s2n365 AZZ             得出                       295 Z     316 Z 重新確定螺旋角   9.281202 31295.3c o s2mc o s 1-65n1-3 AZZ  3、   五擋                 m n=3.25         4 3 4 3.038217 8 6.021543 ZZiZZ 9238.0)4343.01(3821 38)1(t ant an4321254 ZZZZ Z            得出                   329238.0 30ta nta n 1-5 6225.3 32co s1 2 02mco s2n543 AZZ 得出                     195 Z    434 Z  重新確定螺旋角   9.321 2 02 431925.3c o s2mc o s 1-43n1-5 A ZZ     - 14 - 4、   倒擋  倒擋選用直齒圓柱齒輪。  取中間軸倒擋齒輪                          1512z  倒擋軸齒輪                2113z      265.5i 121112g ZZZZR  得                          4411z   倒擋軸與中間軸的中心距           mmZZmA 5.67211575.35.05.01312' 第二軸與倒擋軸的中心距           mmZZmA 12221445.75.35.05.01311''  4.2  齒輪的損壞形式  齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換擋齒輪端部破壞。  輪齒折斷分以下兩種情況：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，這是存在齒面細(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茶，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞 3。  4.3  齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算  4.3.1  直齒輪彎曲應(yīng)力  1、   直齒輪彎曲應(yīng)力W    - 15 - 10tfW F K Kb ty 10 2/tgF T d                                                                 （ 4.1）  式中：W-彎曲應(yīng)力 （ MPa） ；       10tF-一擋齒輪 10的圓周力 （ N） ，           ； 其中g(shù)T為計(jì)算載荷 （ Nmm） ，  d為節(jié)圓半徑        K -應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 1.65；       fK-摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 1.1，從動(dòng)齒輪取 0.9；  b-齒寬 （ mm） ，取 20      t-端面齒距 （ mm） ；       y-齒形系數(shù)，如圖 4.1 所示。                                            圖 4.1 齒形系數(shù)圖  因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑 d=mz，式中 z 為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入 （ 4.1） 后得                      yzm2c3fg KKKT                            （ 4.2）  1、   倒擋軸齒輪彎曲應(yīng)力（從動(dòng)齒輪）     - 16 - 110 . 4 1 8jzbFEb ja3.478125.071575.3 9.065.1103502yzm2 3 3c3fg MPK KKT  4.3.2  斜齒輪彎曲應(yīng)力                     KKFbty1                               （ 4.2）  式中， 1F 圓周力 （ N） , 1F =2gT/d；gT為計(jì)算載荷（ N.mm）； d 為節(jié)圓直徑（ mm）， d=（ nm z） /cos ， nm 為法向模數(shù)； 為斜齒輪螺旋角；K為應(yīng)力集中系數(shù)，K=1.50；b 為齒面寬（ mm）； t 為法向齒距（ mm）， t=nm； y為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù) 3n cos/zz 在圖 4.1 中查得；K為重合度影響系數(shù)，K=2.0。  將上述有關(guān)參數(shù)代入 （ 4.2） ，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為   yKzmc o s2c3ngKKT                            （ 4.3）  當(dāng)計(jì)算載荷gT  取作用到變速器第一軸的最大轉(zhuǎn)矩emaxT時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪  和高擋齒輪，需用應(yīng)力在 180 350MPa 范圍，對(duì)貨車為 100 250MPa。  一擋：10Z(主動(dòng)齒輪 ) 250 M P aa36.2170.20.7138.0321475.3 5.122c os103502z byKm c os2bt y 2 32ng110 MPKTKKF依據(jù)計(jì)算最低擋齒輪的彎曲應(yīng)力，符合要求， 因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。  4.3.3  輪齒的接觸應(yīng)力                                                                  （ 4.4）                                  式中，   -齒輪 的接觸應(yīng)力（ MPa）；        F-齒面上的法向力（ N），1 /(cos cos )FF ；     - 17 -      1F-圓周力在（ N），   1 2 gTF d -節(jié)點(diǎn)處的壓力角（ 25）；   -齒輪螺旋角（）；  E-齒輪材料的彈性模量（ MPa） ，查資料可取 31 9 0 1 0E M P a ；  b-齒輪接觸的實(shí)際寬度， 20mm；  ,zb-主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（ mm）；  直齒輪：                  sinzzr                             （ 4.5）                           sinzzr                             （ 4.6）  斜齒輪：             2s i n / c o szzr                          （ 4.7）                   2s i n / c o sbbr                              （ 4.8）   其中， zbrr、 分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（ mm） 。  將作用在變速器第一軸上的載荷maxeT作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器 齒輪的許用接觸應(yīng)力j見(jiàn)下表：   表 4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力  齒輪                                   滲碳齒輪                  液體碳氮共滲齒輪  一擋和倒擋                            1900 2000                   950 1000 常嚙合齒輪和高擋                      1300 1400                    650 700 1、   齒輪接觸應(yīng)力  因?yàn)槌Ш淆X輪的接觸應(yīng)力是最大的，若常嚙合齒輪滿足需用接觸應(yīng)力的話，其他檔齒輪接觸應(yīng)力均滿足：  所以四檔齒輪接觸應(yīng)力為：  mNdTF g 67.521  mNFF 99.6c o sc o s 1  mm16.28c o sc o s 1s inr 2z        mm73.63c o sc o s 1s inr 1b     - 18 - a85.79073.63 116.28 121 101.299.6418.011b418.0 5bzj MPFE 1300MPa  經(jīng)過(guò)計(jì)算得出的接觸應(yīng)力在變速器齒輪的許用接觸應(yīng) 力范圍內(nèi)，所以都滿足要求。  所以其他各檔位均滿足。  4.4  軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算  4.4.1  軸的設(shè)計(jì)  第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的  內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算是僅算軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不計(jì)算。  第一軸如圖 4.2 所示：      圖 4.2 變速器第一軸  中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。如圖 4.3      - 19 - m33.633103502138 3 NT       圖 4.3 變速器中間軸                       4.4.2  確定軸的尺寸  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(jì)時(shí)，由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)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(yàn)公式初步選定：  第二軸和中間軸的直徑初步選定          mm5412045.045.0d A                              （ 4.9）  取中部直徑為 55mm。  第一軸：            3 2 m m3 5 05.4d 33e m a x TK                 （ 4.10）  式中， K 為經(jīng)驗(yàn)系數(shù) ， K=4.0 4.6；maxeT-發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩 ，  Nm 為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān) 系。因此，軸的直徑 d與軸的長(zhǎng)度 L 的關(guān)系可按下式選?。? 中間軸：            d/L=0.16 0.18；  L=(306 344)mm10 第二軸：            d/L=0.18 0.21；  L=(262 306)mm。    第一軸傳遞的轉(zhuǎn)矩： m3501 NT  第二軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：  一擋：             mNTiT 25.2 0 4 210350835.5 311  二擋：             mNTiT 25.1 0 4 8103 5 09 9 5.2 312  三擋：             mNTiT 85.5 8 4103 5 06 7 1.1 313      四擋：             mNTiT 3 5 0103 5 01 314             五擋：             mNTiT 1.2 7 5103 5 07 8 6.0 315    倒擋：             mNTiT R 75.1 8 4 2103 5 02 6 5.5 31     - 20 - 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩  11 變速器齒輪在軸上的位置如圖 4-4 所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi) 的撓度為cf，在水平面內(nèi)撓度為sf和轉(zhuǎn)角 ，可分別用下式計(jì)算：                                  EILF3 baf22rc                       （ 4.11）                                 EILF3 baf22ts                       （ 4.12）                                 E ILabF 3 )(abr                    （ 4.13）  式中 ,E 為彈性模量（ Mpa）， E= a101.2 5 MP ； I 為慣性矩 （ mm）；對(duì)于實(shí)心軸， ；64/d 4I  d 為軸的直徑（ mm） ,花鍵處按平  均直徑計(jì)算； a、 b 為齒輪上的作用力距支座的  距離（ mm）； F 為支座間的 距離（ mm）。  軸的全撓度為： mmfffsc 2.022 軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度的允許值為   0 . 0 5 0 . 1 0 , 0 . 1 0 0 . 1 5 ,csf m m f m m齒輪  所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò) 0.002rad。  與中間軸齒輪常嚙合齒輪的第二軸上的齒  輪，常通過(guò)滾針軸承裝在軸上，能增大軸的直  徑，因而是軸的剛度增加 4。                           圖 4.4   變速器軸的變形簡(jiǎn)圖                                                   4.4.3  第二軸校核  1、   倒擋處：  倒擋軸受力圖如圖 4.5 所示     - 21 -  mm25.1 7 64775.3mzd 111              （ 4 14）   NTF 6.2 0 9 1 025.1761 8 4 2 7 5 02d2 1t           （ 4 15）                                                                                    NFF 5.9 0 9 9t a n 2 02 5 0 0 0t a ntr         （ 4 16）        （ 1） 軸的剛度驗(yàn)算                                    圖 4.5  倒擋處軸的受力圖   E=amp5101.2    d=50mm      I= 625.30664064d4    265.5Ri   軸向力： Nd IFF e c m x 30.11009421 s5 22221s f0 6 1.02 3 06 2 5.3 0 6 6 4 0101.23 242 0 63.1 1 0 0 9 43 baf mmE I LF  徑向力： NFF 05.4 0 0 7 1c o sd c o ss in2 e m a x2 c5 22222c f0 2 2.02 3 06 2 5.3 0 6 6 4 0101.23 242 0 605.4 0 0 7 13 baf mmE I LF     轉(zhuǎn)角： r a dE I L abF 002.000081.0230625.306640101.23 1822420605.400713 )(ab 52 軸的全撓度： mmfffsc 2.0065.0061.0022.0 2222 （ 2）軸的強(qiáng)度驗(yàn)算  求：支承力 AF , BF    根據(jù)力矩的平衡得：      水平面：   0F mA          m- 0230 BF                                                 NFB 8012   0yF           0 FFF BA       - 22 - NF A 6.12898          垂直面：                  BAc mmm m2 8 8.1 9 2248 0 1 22 0 66.1 2 8 9 8242 0 6c NFFM BA m518.30776.20910192288 222n2c NTMM   M P aM P ad MWM 4009.25025.56 586.30775173232 33  滿足要求。  2、   一擋處：  一擋處受力圖如圖 4.6 所示 ：   圖 4.6 一擋處的受力圖  （ 1）軸的強(qiáng)度驗(yàn)算          已知得： mm20422501 NT       mmb 75.1681    NF 05.400711                  NF 3.1100942   水平面：  50230 1 FF A  NFF A 1.8 7 1 12 3 0501  a=180 F 230 b=50 A B    - 23 - m9 9 8.1 5 6 71 8 0c NFM A  垂直面：  50230 2 FF A  NFF A 55.2 3 9 3 32 3 0 503.1 1 0 0 9 42 3 0 502  m0 3 8.4 3 0 81 8 0c NFM A  m824.5018063.417 0 785474.245 8 61695.185 5 919 22n2c2s NTMMM           M P aM P ad MWM 40042.30755 014.501 882 43232 33  滿足要求。  （ 2）軸的剛度校核：          根據(jù)上面計(jì)算得：    NT 20422501     mmb 75.1681   壓力角 =20                            螺旋角 =22 徑向力：    444 mm5 3 9 1.4 4 8 9 5 264 5564d I               NdiTF 63.5 5 4 4 1co sco ss in2 111   c5 22221c f07.02 3 05 3 9 1.4 4 8 9 5 2101.23 501 8 063.5 5 4 4 13 baf mmE I LF       軸向力：   Nd iFF 94.1412322 112 s5 22222s f1 3 6.02 3 05 3 9 1.4 4 8 9 5 2101.23 501 8 094.1 4 1 2 3 23 baf mmE I LF  r a dr a dE I L abF 002.0001.02305 3 9 1.4 4 8 9 5 2101.23 1305018063.5 5 4 4 13 )(ab 51  軸的全撓度：  mmmmfff sc 2.0153.0136.007.0 2222  所以根據(jù)上面計(jì)算可得：第二軸的剛度和強(qiáng)度都滿足要求。     - 24 - 4.4.4  中間軸的校核：  1、倒擋處：如圖 4-7：    圖 4-7  中間軸倒擋位置的受力圖  倒檔的 強(qiáng)度校核：    已知： T=633333.3N.mm     b=56.25mm    mm5.73b 常         0)( FA    m- 常MF B 5.236 cos30=0                           NF B 1.4997         0Fy    0F 常FFF BA       NF A 35.13012          194F 常sm sin30=167131 mmN           m3 3 3.6 3 36 2 5.218 7 5.2 1 4m NFFmmmBABAc 常                mm7 0 3.2 0 5 4 6 3 2 Nmc         m313.2133.300833177.27932543.42215152n2c2s NTMMM M P aM P ad MWM 40057.19632 3   2、一擋處：如圖 4-8：  a=180 F 230 b=50 A B    - 25 -       圖 4-8  中間軸一擋位置的受力圖  軸的強(qiáng)度校核：              已知： m333.633 NT常  mmb 5.73常    螺旋角 30  mmb 5.521            一檔的螺旋角 22           F=2Tcos 30/1b  =20894.58N    0)(FA    cos 305.236 常mmB                  mm1.4997 NF B     0y F    0常FFFF BA                   mm32.14405 NF A        m937.1784125.611.4997375.17532.14405 Nmmm BAc              常msm sin30=1587.176 mN                  m767.187 52n2c2s NTMMM MPaMPad MWM 40085.1725.52 88533 滿足要求。   根據(jù)上述計(jì)算可知中間軸 的強(qiáng)度滿足要求。  175.375 F 61.125 A 236.5 20.875 F 常     - 26 - 第五章   同步器的設(shè)計(jì)及校核  5.1  同步器的結(jié)構(gòu)  在前面已經(jīng)說(shuō)明，本設(shè)計(jì)所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示：                 圖 5.1 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  10-花鍵轂  11-結(jié)合套  如圖 （ 5.1） ，此類同步器的工作原理是：換擋時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動(dòng)定位銷和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向 力與兩錐面之間存在角速度差 ，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角度，并滑塊予以定位。接下來(lái)，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖 5.2b），使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換擋的第一階段結(jié)束。換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過(guò)程結(jié)束，完成換擋過(guò)程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失 .    - 27 - 而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位 ，兩鎖止面分開(kāi)，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒在換擋力的作用下通過(guò)鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 5.2d），完成同步換擋。          圖 5.2 鎖環(huán)同步器工作原理  鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點(diǎn)，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會(huì)因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。  5.2  同步環(huán)主要參數(shù)的確定                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                              5.2.1  同步環(huán)錐面上的螺紋槽   如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過(guò)窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。試驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂寬對(duì)摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費(fèi)力，故齒頂寬不易過(guò)大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些，可使被刮下來(lái)的油存于螺 紋之間的間隙中，但螺距增大又會(huì)使接觸面減少，增加磨損速度。圖 5.3a 中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖 5.3b 則適用 于重型汽車。本設(shè)計(jì)取軸向泄油槽為 9個(gè)，槽寬 3mm。      - 28 -            圖 5.3 同步器螺紋槽形式  5.2.2  錐面半錐角   摩擦錐面半錐角 越小，摩擦力矩越大。但 過(guò)小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是 tan f 。一般 =6 8。 =6時(shí)， 摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)，則有粘著和咬住的傾向；在 =7時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取 7。  5.2.3  摩擦錐面平均半徑 R  R 設(shè)計(jì)得越大，則摩擦力矩越大。 R 往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及 R 取大以后還會(huì)影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將 R 取大些。本次設(shè)計(jì)中采用的 R 一擋、倒擋，二擋、三擋均為 50mm，四擋和五擋取 R 為 35mm. 5.2.4  錐面工作長(zhǎng)度 b 縮短錐面工作長(zhǎng)度，便使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短，但同時(shí)也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定  22 mMb pfR                               （ 5.1）  設(shè)計(jì)中考慮到降低成本取一、倒擋，二、三擋 b=10mm，四、五擋取 b=8mm。     - 29 - 5.2.5  同步環(huán)徑向厚度  與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機(jī)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度 6。  轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時(shí)選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度 ，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約 0.3 0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚 0.07 0.12mm 的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的 2 3 倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強(qiáng)度 5。  本設(shè)計(jì)中同步器徑向厚度取 12mm 和 16.5mm。  5.2.6  鎖止角  鎖止角 選取的正確，可以保證只有在換擋的兩個(gè)部分之間角速 度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。影響鎖止角 選取的因素，主要有摩擦因數(shù) f 、擦錐面的平均半徑 R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角 。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在 26 46范圍內(nèi)變化。本次設(shè)計(jì)鎖止角 取 30。  5.2.7  裝配間隙  應(yīng)使嚙合套端面間隙應(yīng)大于滑塊端面間隙，否則會(huì)使鎖環(huán)浮動(dòng)，摩擦面處無(wú)摩擦力矩作用，致使嚙合套 可以通過(guò)同步環(huán)，而使同步環(huán)失去鎖止作用。  5.2.8  同步時(shí)間 t 同步器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好 。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。軸向力大，同步時(shí)間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時(shí)間與車型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選取：對(duì)轎車變速器高擋取 0.15 0.30s，低擋   - 30 - 取 0.50 0.80s；對(duì)貨車變速器高擋取 0.30 0.80s，低擋取 1.00 1.50s。在本設(shè)計(jì)中變速器高檔取 0.6s，低擋取 1.3s。  5.3  同步器的尺寸計(jì)算及校核  5.3.1  同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸的確定：  同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定：如圖 5.4 所示     圖 5.4  同步環(huán)簡(jiǎn)圖  D 分度圓直徑   同步環(huán)大端直徑   同步環(huán)錐面角  B 同步環(huán)錐面寬                                 = 2R + Btg                            （ 5.2）  考慮到同步環(huán)本身的強(qiáng)度和剛性，根據(jù)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)和經(jīng)驗(yàn)，設(shè)計(jì)時(shí)可按下式初步確定同步環(huán)接合齒分度圓直徑：  D = /0.8 0.85                            （ 5.3）  考慮到同步環(huán)的散熱和耐磨損，提供足夠大的錐面面積。設(shè)計(jì)時(shí)推薦按下述經(jīng)驗(yàn)公式確定同步錐面寬 B：     - 31 - B = （ 0.25 0.40） R &