【畢業(yè)論文】5+1變速器設計【2014年汽車機械專業(yè)答辯資料】

5+1 變速箱設計 - 1 - 目 錄 符號說明 . 1 前言 . 3 第一章 機械式變速器的概述及其方案的確定 . 6 1.1 變速器的功用和要求 . 6 1.2 變速器結構方案的確定 . 6 1.3 變速器主要零件結構的方案分析 . 12 第二章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 . 15 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 . 15 2.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 . 19 2.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 . 21 第三章 變速器齒輪的強度計算與材 料的選擇 . 22 3.1 齒輪的損壞原因及形式 . 22 3.2 齒輪強度計算與校核 . 22 第四章 變速器軸的強度計算與校核 . 25 4.1 變速器軸的結構和尺寸 . 25 4.2 軸的校核 . 27 第五章 變速器同步器的設計 . 30 第六章 變速器的操縱機構 . 33 結論 .34 參考文獻 .35 5+1 變速箱設計 - 2 - 符 號 說 明 m 汽車總質量 kg g 重力加速度 N/kg max 道路最大阻力系數(shù) r 驅動輪的滾動半徑 mm maxeT 發(fā)動機最大扭矩 N m 0i 主減速比 汽車傳動系的傳動效率 gIi 一檔傳動比 2G 汽車滿載載荷 N 路面附著系數(shù) A 第一軸與中間軸的中心距 mm A 中間軸與倒檔軸的中心距 mm A 第二軸與中間軸的中心距 mm AK 中心距系數(shù) m 直齒輪模數(shù) nm 斜齒輪法向模數(shù) 齒輪壓力角 斜齒輪螺旋角 b 齒輪寬度 mm xZ 齒輪齒數(shù) 齒輪變位系數(shù) W 齒輪彎曲應力 MPa j 齒輪接觸應力 MPa tF 齒輪所受圓周力 N aF 軸向力 N rF 徑向 力 N gT 計算載荷 N m K 應力集中系數(shù) 5+1 變速箱設計 - 3 - fK 摩擦力影響系數(shù) E 齒輪材料的彈性模量 MPa K 重合度影響系 數(shù) zr 主動齒輪節(jié)圓半徑 mm br 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm z 主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm b 從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm T 扭轉切應力 MPa TW 軸的抗扭截面系數(shù) 3mm G 軸的材料的剪切彈性模量 MPa PI 軸截面的極慣性矩 4mm cf 垂直面內的撓度 mm sf 水平面內的撓度 mm 5+1 變速箱設計 - 4 - 全套資料帶 CAD 圖，扣扣聯(lián)系 414951605 前 言 現(xiàn)在，每當人們觀看 F1 大賽，總會被那種極速的感覺所折服。此刻，大家似乎談論得最多的就是發(fā)動機的性能以及車手的駕駛技術。而且，不忘在自己駕車的時候體會一下極速感覺或是在買車的時候關注一下發(fā)動機的性能，這似乎成為 了橫量汽車品質優(yōu)劣的一個標準。的確，擁有一顆“健康的心”是非常重要的，因為它是動力的締造者。但是，掌控速度快慢的，卻是它身后的變速器。 從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器（ MT）、自動變速器（ AT）、手動 /自動變速器（ AMT）、無級變速器（ CVT）。 一、手動變速器 (MT) 手動變速器（ Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值 (也就是所謂的“級” )。比如，一檔變速比是 3.85,二檔是 2.55,再到五檔的 0.75,這些 數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有 5個值 (即有 5 級 )，所以說它是有級變速器。 5+1 變速箱設計 - 5 - 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“下課”，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，筆者認為手動變速器不會過早的離開。 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，面對如此高的“壓力”，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，資歷郊深的司機都是“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校中，教練車都是手動變速器的，除了經濟適用之外，關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調性。 第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經濟型轎車廠家，而且經濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等國內廠家的經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。 二、自動變速器（ AT） 自動變速器（ AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。 在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完 美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機如果使用手動5+1 變速箱設計 - 6 - 檔，則會反復地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。 在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。 三、手動 /自動變速器（ AMT） 其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些 時候也需要自動的感覺。這樣手動 /自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠 911 車型上首先推出，稱為 Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“ +”、“ -”選擇檔位。在 D 檔時，可自由變換降檔 (-)或加檔 (+)，如同手動檔一樣。 自動 手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式 為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體 ,而自動變速器 也能適應女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔”。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術含量，但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，比如廣州本田飛度 1.3L CVT 兩廂、南京菲亞特 2004 派力奧 1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那 Speedgear EL 這些“二合一”的車型價格均在 10 萬元左右，這個價格層面還比較低的。 所以，手動 /自動車在普及上還是具有相當?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應該以此為契機，根據市場要 求精心打造此類變速器。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。 四、無級變速器 當今汽車產業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范多尼斯（ VanDoorne s）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變 速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有 2 7 個檔。而無級變速器能在一定范圍內實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔”。裝配5+1 變速箱設計 - 7 - 該技術的發(fā)動機可在任何轉速下自動獲得最合適的傳動比。 從市場走向來看，雖然無級變速器是一個技術分量比較高的部件，但是也已經走進了普通轎車的“身體” 之中，廣本兩廂飛度每個排量都有一款配置了 CVT 無級變速器，既方便又省油，且售價也僅在 9.68 11.68 萬元。而且奇瑞汽車銷售公司表示 QQ 無級變速器型年底上市。看來無級變速器在中檔車中的運用將越為廣泛。 本設計是根據東方之子 1.8L 手動豪華車型而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車型： 主減速比： 4.782 最高時速： 190km/h 輪胎型號： 205/65R15 發(fā)動機型號： SQR481FC 最大扭矩： 170Nm/4500 最大功率： 95kw/5750 最高轉速： 6000r/min 奇瑞東方之子 1.8L 豪華型 第一章 機械式變速器的概述及其方案的確定 1.1 變速器的功用和要求 變速器的 功用是根據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，還應有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 1. 應保證汽車具有高的動力性和經濟性指標。在汽車整體設計時，根據汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 2. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不應有自動跳檔、亂5+1 變速箱設計 - 8 - 檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減 輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 3. 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 1.2 變速器結構方案的確定 變速器由傳動機構與操縱機構組成。 1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（ =0.960.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。 設計時首先應根據汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為 3.04.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為 5.08.0；越野車與牽引車為 10.020.0。 通常，有級變速器具有 3、 4、 5 個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達 616 個甚至 20 個。 變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于 5 個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個前進檔將使操縱機構復雜化，或者 需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用5+1 變速箱設計 - 9 - 傳動比小于 1（ 0.70.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為 1 的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的 應用。 三軸式變速器如圖 1-1 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過兩對齒輪傳遞轉矩。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。 圖 1-1 轎車中間軸式四檔變速器 5+1 變速箱設計 - 10 - 1 第一軸； 2 第二軸； 3 中間軸 兩軸式變速器如圖 1-2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力 -傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車 質量降低6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。 兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比 較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（ ig =4.04.5）也受到較大限制 ,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。 圖 1-2 兩軸式變速器 1 第一軸； 2 第二軸； 3 同步器 有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。5+1 變速箱設計 - 11 - 后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設計 中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。 由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用中間軸式變速器。 圖 1-3、圖 1-4、圖 1-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進 檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此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，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種 中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。 圖 1-3 中間軸式四檔變速器傳動方案 如圖 1-3中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 1-3a、 b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖 1-3c 所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。 圖 1-4a 所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒5+1 變速箱設計 - 12 - 輪傳動。圖 1-4b、 c、 d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 1-4d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，這樣布置除可以提高軸的剛度，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。 圖 1-4 中間軸式五檔變速器傳動方案 圖 1-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖 b所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合 齒輪。 圖 1-5 中間軸式六檔變速器傳動方案 以上各種方案中，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。 發(fā)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖 1-3a、 b所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后5+1 變速箱設計 - 13 - 一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主 體部分的外形尺寸。 變速器用圖 1-4c 所示的多支承結構方案，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 1-4c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。 2 倒檔傳動方案 圖 1-6 為常見的倒擋布置方案。圖 1-6b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖 1-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比 ，缺點是換擋程序不合理。圖 1-6d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 1-6c所示方案。圖 1-6e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。圖 1-6f 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，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 1-6g 所示方案。其缺點是一，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構復雜一些。 本設計采用圖 1-6f所示的傳動方案。 圖 1-6 變速器倒檔傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大 的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，5+1 變速箱設計 - 14 - 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，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 1.3 變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設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。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封 等因素。 1.齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計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方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。 2.換檔結構型式 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導 致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性 ，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 5+1 變速箱設計 - 15 - 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長一些（如圖 1-7a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖1-7b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 13mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?0.30.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖 1-8）。 3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 2030），使接合齒面產生阻止自動脫檔的軸向力 a b （圖 1-9）。這種結構方案比較有效， 圖 1-7 防止自動脫檔的結構措施 采用較多。 此段切薄 圖 1-8 防止自動脫檔的結構措施 5+1 變速箱設計 - 16 - 加工成斜面 圖 1-9 防止自動脫檔的結構措施 在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結構如圖 1-10所示： 圖 1-10 鎖環(huán)式同步器 l、 4-同步環(huán) ；2-同步器齒鼓 ；3-接合套 ；5-彈簧 ；6 滑塊 ； 7-止動球 ；8-卡環(huán) ；9 輸出軸 ；10、 11-齒輪 第二章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 5+1 變速箱設計 - 17 - m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I TrT i i m g f m gr m axm ax 0rgem g ri Ti m a x 2e g I TrTi Gr 2m ax 0rgIeTGri Ti 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 一、檔數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 45個檔位的變速器。本設計也采用 5 個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅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動輪的滾動 半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為 （ 2-1） 式中 m-汽車總質量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系數(shù)； rr-驅 動輪的滾動半徑； Temax-發(fā)動機最大轉矩； i0-主減速比； -汽車傳動系的傳動效率。 根據驅動車輪與路面的附著條件 求得的變速器 I 檔傳動比為： （ 2-2） 式中 G2-汽車滿載靜止于水平路面 時驅動橋給路面的載荷； -路面的附著系數(shù)，計算時取 =0.50.6。 由已知條件：滿載質量 1800kg； 5+1 變速箱設計 - 18 - max1mingngiqi2 . 5 51 . 6 91 . 1 2 ( 1 )g I Ig I I Ig I Viii 修 正 為3 IA m axA K T rr=337.25mm； Te max=170Nm； i0=4.782； =0.95。 根據公式（ 2-2）可得： igI =3.85。 超速檔的的傳動比一般為 0.70.8，本設計去五檔傳動比 ig =0.75。 中間檔的傳動比理論上按公比為： （ 2-3） 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，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據上式可的出： q =1.51。 故有 ： 二、中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局 A（ mm）可根據對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初定： (2-4) 式中 K A-中心距系數(shù)。對轎車， K A =8.99.3；對貨車， K A =8.69.6；對多檔 主變速器， K A =9.511； TI max -變速器處于一檔時的輸出扭矩： TI max=Te max igI =628.3N m 故可得出初始中心距 A=77.08mm。 三、軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的 軸向尺寸 3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關： 四檔 (2.22.7)A 5+1 變速箱設計 - 19 - 五檔 (2.73.0)A 六檔 (3.23.5)A 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù) KA應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便， A取整。 本次設計采用 5+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 3 77.08mm=231.24mm， 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 四、齒輪參數(shù) （ 1）齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合 JB111-60 規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3m a x0 . 4 7nem T m m (2-5) 其中maxeT=170Nm，可得出 mn=2.5。 一檔直齒輪的模數(shù) m 31 m a x0 .3mTmm (2-6) 通過計算 m=3。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 23.5。本設計取 2.5。 （ 2）齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 2-1 選取。 表 2-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 14.5， 15， 16 16.5 25 45 一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒形 20 20 30 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 22.5， 25 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角 取 20 ,嚙合套或同步器取30；斜齒輪螺旋角 取 30。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為5+1 變速箱設計 - 20 - 10912 ZZZZi gI mAZ 2此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度 b 的大小直 接影響著齒輪的承載能力， b 加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.58.0)m， mm 斜齒 b=(6.08.5)m， mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 2.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中 心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 1.確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比 （ 2-7） 為了確定 Z9 和 Z10的齒數(shù)， 先求其齒數(shù)和 Z : （ 2-8） 其中 A =77.08mm、 m =3；故 5+1 變速箱設計 - 21 - 91012 ZZiZZ gI 76.112 ZZcos2 )( 21 ZZmA n nmAZZ co s221 91.3gIi8712 ZZZZi g 425.187 ZZ55.2gi有 4.51Z 。 圖 2-1 五檔變速器示意圖 當轎車三軸式的變速器 9.35.3gIi時，則 范圍內選擇可在 171510Z，此處取10Z=16，則可得出9Z=35。 上面根據初選的 A及 m計算出的 Z 可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（ 2-8）看出中心距有了變化，這時應從 Z 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。 這里 Z 修正為 51，則根據式（ 2-8）反推 出 A=76.5mm。 2.確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （ 2-9） 由已經得出的數(shù)據可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （ 2-10） 由此可得： (2-11) 而根據已求得的數(shù)據可計算出： 5321 ZZ 。 與聯(lián)立可得： 1Z =19、 2Z =34。 則根據式（ 2-7）可計算出一檔實際傳動比為： 。 3.確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比 （ 2-12） 而 ，故有： 5+1 變速箱設計 - 22 - nmAZ cos21212131311 ZZZZZZi gr )(21 1312 ZZm n )(21 1311 ZZA 對于斜齒輪， （ 2-13） 故有： 5387 ZZ 聯(lián)立得： 223187 ZZ 、。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 272665 ZZ 、；四檔齒輪 3716 43 ZZ 、 。 4.確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比gri取3.7。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 1312 Z 。 而通常情況下，倒檔軸齒輪13Z取 2123，此處取13Z=23。 由 （ 2-14） 可計算出 2711 Z 。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A = (2-15) =50mm 而倒檔軸與第二軸的中心 : (2-16) =72.5mm。 2.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 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想接近的程度。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。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。 5+1 變速箱設計 - 23 - 1717Z 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合 性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越 薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪 10的齒數(shù) Z10 17，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數(shù) （ 2-17） 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 第 三章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 3.1 齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，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。 5+1 變速箱設計 - 24 - 10tfW F K Kb ty 10 2/tgF T dK10 2/gF T d gT齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷 。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 3.2 齒輪的強度計算與校核 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計 算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。 1. 齒輪彎曲強度計算 （ 1） 直齒輪彎曲應力W （ 3-1） 式中，W-彎曲應力（ MPa）； 10tF-一檔齒輪 10 的圓周力（ N） ， ；其中 為計算載荷（ N mm）， d為節(jié)圓直徑。 -應力集中系數(shù)，可近似取 1.65； fK-摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 1.1，從動齒輪取 0.9； b-齒寬（ mm），取 20 t-端面齒距（ mm）； y-齒形系數(shù)，如圖 3-1 所示。 5+1 變速箱設計 - 25 - 9 2m a x1 0 1geZ ZTT ZZ 102 gTFd1w FKbtyK 8782 gttTFFd8 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a 562 7 6 .22 6 6 .4wwM P aM P a122 1 1 .51 9 7 .4wwM P aM P a342 1 8 .82 1 6 .9 8wwM P aM P a圖 3-1 齒形系數(shù)圖 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （ 3-2） =170 1000 2.18 1.78 =659668Nm 故由 可以得出10tF；再將所得出的數(shù)據代入式（ 3-1）可得 10 6 5 1 .3w M P a 9 5 3 3 . 0 1w M P a 當計算載荷取 作用到變速器第一軸上的最大扭矩maxeT時，一檔直齒輪的彎曲應力在 400850MPa 之間。 （ 2） 斜齒輪彎曲應力 （ 3-3） 式中 K為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)均與式（ 3-1）注釋相同， 1.50K ， 選擇齒形系數(shù) y時，按當量模數(shù) 3/ co snzz 在圖（ 3-1）中查得。 二檔齒輪圓周力： （ 3-4） 根據斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：87ttFF=6798.8N 齒輪 8的當量齒數(shù) 3/ co snzz =47.7，可查表（ 3-1）得：8 0.153y 。 故 同理可得： 7 2 3 1 . 9 9w M P a 。 依據計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下： 三檔： 四檔： 五檔： 5+1 變速箱設計 - 26 - j110 . 4 1 8jzbFEb j1 2/gF T dsinsinzzbbrr 22s i n / c o ss i n c o szzbbrr 123451 9 9 8 . 6 11 3 2 5 . 1 71 2 3 3 . 11 2 0 8 . 51 0 1 5 . 7 81 9 0 4 . 3 2jjjjjjRM P aM P aM P aM P aM P aM P a 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在 180350MPa 范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。 2. 齒輪接觸應力 （ 3-5） 式中， -齒輪的接觸應力（ MPa）； F-齒面上的法向力（ N），1 /(cos cos )FF ； 1F -圓周力在（ N）， ； -節(jié)點處的壓力角（）； -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-齒輪接觸的實際寬度， 20mm； zb、-主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm）； 直齒輪： （ 3-6） （ 3-7） 斜齒輪： （ 3-8） （ 3-9） 其中，zbrr、分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷maxeT作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力j見下表： 表 3-1 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 j/MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 19002000 9501000 常嚙合齒輪和高檔 13001400 650700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下： 一檔： 5+1 變速箱設計 - 27 - 二檔： 三檔： 四檔： 五檔： 倒檔： 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 第四章 變速器軸的強度計算與校核 4.1 變速器軸的結構和尺寸 1. 軸的結構 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。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)和軸承蓋實現(xiàn)。 第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的 內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 4-1 所示： 圖 4-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示： 5+1 變速箱設計 - 28 - 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖 4-2 變速器中間軸 2. 確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據結構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，也可由下列經驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： ( 0 . 4 0 . 5 ) ,d A m m （ 4-1） 第二軸： 3 m a x1 .0 7 ,ed T m m （ 4-2） 式中 maxeT-發(fā)動機的最大扭矩， N m 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度 L的關系可按下式選取： 第一軸和中間軸： d/L=0.16 0.18； 第二軸： d/L=0.18 0.21。 4.2 軸的校核 由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。 1. 第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩 強度條件公式為 5+1 變速箱設計 - 29 - 395500000 . 2TTTPT nWd 39595500005750 5 0 . 50 . 2 2 5T M P a45 . 7 3 1 0PTGI 4441 7 0 1 0 0 05 . 7 3 1 0 0 . 93 . 1 4 2 58 . 1 1 032 m a xm a xm a x22 t a nc o s2 t a netereaTiFdTiFdTiFd （ 4-3） 式中：T-扭轉切應力， MPa； T-軸所受的扭矩， N mm； TW-軸的抗扭截面系數(shù)， 3mm ； P-軸傳遞的功率， kw； d-計算 截面處軸的直徑， mm； T-許用扭轉切應力， MPa。 其中 P =95kw， n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知 T=55MPa，故T T，符合強度要求。 軸的扭轉變 形用每米長的扭轉角 來表示。其計算公式為： （ 4-4） 式中， T -軸所受的扭矩， N mm； G -軸的材料的剪切彈性模量， MPa,對于鋼材， G =8.1 410 MPa； PI-軸截面的極慣性矩， 4mm ， 32/4dIp ； 將已知數(shù)據代入上式可得： 。 對于一般傳動軸可取 0 .5 1 ( ) / m ；故也符合剛度要求。 2. 第二軸的校核計算 1）軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力tF、徑向力rF及軸向力aF可按下式求出： （ 4-5） （ 4-6） 5+1 變速箱設計 - 30 - 1 2 4 6 6 .74 1 2 7 .87 1 9 7 .6traFNFN16021 6 0 7 5atAdFFF 2 2 22 2 25( 2 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) (1 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 . 5 1 0 0 0 )6 . 9 1 0c s jM M M TN m m 332 Md （ 4-7） 式中 i -至計 算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比 3.85； d -計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 105mm； -節(jié)點處的壓力角，為 16； -螺旋角，為 30； maxeT-發(fā)動機最大轉矩，為 170000N mm。 代入上式可得： ， ， 。 危險截面的受力圖為： 圖 4-1 危險截面受力分析 水平面：AF（ 160+75） =rF75 AF=1317.4N； 水平面內所受力矩： 31 6 0 1 0 2 1 0 . 7 8cAM F N m 垂直面： （ 4-8） =6879.9N 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 . 7 8sAM F N m 。 該軸所受扭矩為 ： 1 7 0 3 . 8 5 6 5 4 . 5jTN 。 故危險截面所受的合成彎矩為： （ 4-9） 則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力 （ MPa） : 5+1 變速箱設計 - 31 - 2223sF a bfEIL2213c F a bf EIL0.130.15csff （ 4-10） 將 M 代入上式可得： 1 3 6 .1 6 M P a ，在低檔工作時 =400MPa，因此有： ； 符合要求。 2）軸的剛度校核 第二軸在垂直面內的撓度cf和在水平面內的撓度sf可分別按下式計算： （ 4-11） （ 4-12） 式中 , 1F-齒輪齒寬中間平面上 的徑向力（ N） ,這里等于tF； 2F-齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N），這里等于rF； E-彈性模量（ MPa）， 52 . 1 1 0E （ MPa）， E = 52.1 10 MPa； I-慣性矩（ 4mm ）， 4 / 6 4Id ， d為軸的直徑（ mm ）； a、 b-為齒輪坐上的作用力距支座 A、 B的距離（ mm ）； L-支座之間的距離（ mm ）。 將數(shù)值代入式（ 4-11）和（ 4-12）得： 故軸的全撓度為 22 0 . 1 9 8 0 . 2csf f f m m m m ，符合剛度要求。 第五章 變速器同步器的設計 1. 同步器的結構 在前面已經說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖所示： 5+1 變速箱設計 - 32 - 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-結合套 如圖（ 5-1），此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，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)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖 5-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結束。換檔力將鎖環(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，同步過程結束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使 鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 5-2d），完成同步換檔。 5+1 變速箱設計 - 33 - 圖 5-2 鎖環(huán)同步器工作原理 2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，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。通常軸向泄油槽為 6 12個，槽寬 3 4mm。 圖 5-3 同步器螺紋槽形式 (2)錐面半錐角 摩擦錐面半錐角 越小，摩擦力矩越大。但 過小則摩擦錐面將產生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是 tan f 。一般 =6 8。 =6 時， 摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在 =7時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設計中采用的錐角均為取 7。 (3)摩擦錐面平均半徑 R R 設計得越大，則摩擦力矩越大。 R 往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及 R取大以后還會影響到同步環(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。本次設計中采用的 R為 50 60mm。 （ 4)錐面工作長度 b 5+1 變速箱設計 - 34 - 縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據下式計算確定 22 mMb pfR （ 5-1） 設計中考慮到降低成本取相同的 b取 5mm。 （ 6）同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關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)有足夠的強度。 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高