捷達轎車六檔手動變速器設(shè)計

word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯第1章緒論1.1課題的目的和意義變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(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，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作[1]。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器若采用浮動式結(jié)構(gòu)的齒輪軸，工作時會產(chǎn)生撓度。因此，一方面降低了輸出軸的剛性，另一方面造成了嚙合齒輪嚙合不良，致使齒輪強度降低，增加了運轉(zhuǎn)噪音，影響了整機的性能。為了近一步提升后驅(qū)動變速器的性能，增加后驅(qū)轎車市場銷售份額，應該建立一個適應發(fā)動機排量為2.0升的后驅(qū)動變速器新平臺，以滿足車廠和用戶更高層次的要求。設(shè)計方案力求實現(xiàn)：變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊、合理，承載能力較大，滿足匹配發(fā)動機之所需；選擋、換擋輕便、靈活、可靠；同步器結(jié)構(gòu)合理，性能穩(wěn)定，有利于換擋；齒輪承載能力高，運轉(zhuǎn)噪音低，傳遞運動平穩(wěn)。1.2課題研究的現(xiàn)狀目前，國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展十分迅速，普遍研究和采用電控自動變速器，這種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、以及更高的行車安全性[3]。但是駕駛員失去了駕駛樂趣，不能更好的體驗駕駛所帶來的樂趣。機械式手動變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。在檔位的設(shè)置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時，6檔變速器的裝車率也在日益上升[4]。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)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。汽車變速器是汽車的重要部件之一，用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行使工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空檔，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行使能力。汽車變速器技術(shù)的發(fā)展歷史：手動變速器（MT：ManualTransmisson）主要采用了齒輪傳動的降速原理。變速器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機構(gòu)使變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。自動變速器（AT：AutomaticTransmisson）是由液力變矩器，行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力變矩器和齒輪組合的方式來達到變速變矩。AMT是在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎(chǔ)上改造而成，主要改變了手動換擋操縱部分。即在MT總體結(jié)構(gòu)不變的情況下改用電子控制來實現(xiàn)自動換擋。無級變速器（CVT：ContinuouslyVariableTransmission）,又稱為連續(xù)變速式機械變速器。金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組，從動輪組，金屬帶和液壓泵等基本部件。主要靠主動輪，從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化，傳動帶一般用橡膠帶，金屬帶和金屬鏈等。無限變速式機械無級變速器（IVT：InfinitelyVariableTransmisson）采用的是一種摩擦板式變速原理。IVT的核心部分由輸入傳動盤，輸出傳動盤和Variator傳動盤組成。它們之間的接觸點以潤滑油作介質(zhì)，金屬之間不接觸，通過改變Variator裝置的角度變化而實現(xiàn)傳動比的連續(xù)而無限的變化。1.3變速器的設(shè)計思想根據(jù)發(fā)動機匹配的轎車的基本參數(shù)，及發(fā)動機的基本參數(shù)，設(shè)計能夠匹配各項的新型后驅(qū)動變速器。新型后驅(qū)動變速器應滿足：發(fā)動機排量2.0升；六個前進擋，一個倒檔；輸入、輸出軸保證兩點支承；采用同步器，保證可靠平穩(wěn)換擋；齒輪、軸及軸承滿足使用要求。1.4研究的主要工作內(nèi)容中間軸式變速器主要用于后輪驅(qū)動變速器，所以，根據(jù)實際汽車發(fā)動機匹配所需，本文計劃對適用于后驅(qū)動發(fā)動機固定中間軸式變速器作為總的布置方案。1.確定合適的布置結(jié)構(gòu)變速器中各檔齒輪按照檔位先后順序在軸上排列；各檔的換擋方式；齒輪與軸的配套方案；軸承支承位置等結(jié)構(gòu)。2.進行主要參數(shù)的選擇確定變速器的檔位數(shù)；各檔傳動比；中心距；軸向長度等。3.進行主要零部件及其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計齒輪參數(shù)；各檔齒輪齒數(shù)分配；輪齒強度計算；軸的設(shè)計及校核；軸承的設(shè)計及校核；同步器主要參數(shù)的選?。徊倏v機構(gòu)的設(shè)計等。4.繪制圖紙根據(jù)設(shè)計方案，通過CAD完成裝配圖及零件圖的繪制。第2章變速器設(shè)計的總體方案變速器是汽車傳動系的重要組成部分，是連接發(fā)動機和整車之間的一個動力總成，起到將發(fā)動機的動力通過轉(zhuǎn)換傳到整車，以滿足整車在不同工況的需求。所以整車和發(fā)動機的主要參數(shù)對變速器的總體方案均產(chǎn)生較大影響。2.1設(shè)計依據(jù)隨著消費者對汽車安全性、舒適性、經(jīng)濟性和動力性需求的提高，汽車的技術(shù)含量不斷提高，機械式手動變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。在檔位的設(shè)置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時，6檔變速器的裝車率也在日益上升[4]。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)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。設(shè)計新型后驅(qū)動變速器以使變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊、合理，承載能力強。選擇車型為捷達型轎車進行設(shè)計，基本性能參數(shù)如表2-1。表2-1基本性能參數(shù)發(fā)動機參數(shù)發(fā)動機參數(shù)2.0最大功率(km)r/min)80(5600最大扭矩(N·m)r/min)140(3500底盤參數(shù)驅(qū)動方式前輪驅(qū)動輪胎規(guī)格185/60R14整車尺寸及質(zhì)量長*寬*高mm)(4428*1660*1415軸距(mm)2471總質(zhì)量(kg)1091整備質(zhì)量kg)(1105整車性能參數(shù)最高車速(km/h)175最大爬坡度30%2.2傳動機構(gòu)布置方案分析變速器由變速器傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。變速傳動機構(gòu)可按前進檔數(shù)或軸的不同分類，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多中間軸式變速器等。2.1.1兩軸式和中間軸式變速器現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用固定軸式變速器，而兩軸式和中間軸式應用最為廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。在設(shè)計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，還要考慮以下幾個方面：與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在高檔工作是齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設(shè)計的很大。對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同。中間軸式變速器可以設(shè)置直接檔，在使用直接檔時，變速器的齒輪和軸承及軸承均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)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他檔位，因而提高了變速器的使用壽命。在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［3］。2.1.2倒檔的形式和布置方案圖2-2為常見的布置方案。圖2-2（a）方案廣泛用于前進檔都是同步器換檔的四檔轎車和輕型貨車變速器中；圖2-2（b）方案的優(yōu)點是可以利用中間軸上的1檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換檔困難，某些輕型貨車四檔變速器采用這種方案；圖2-2（c）方案能獲得較大的倒檔速比，突出的缺點是換檔程序不合理；圖2-2（d）方案針對前者的缺點作了修改，因而在貨車變速器中取代了圖2-2（c）方案；圖2-2（e）方案中，將中間軸上的一檔和倒檔齒輪做成一體，其齒寬加大，因而縮短了一些長度；圖2-2（f）方案采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便；為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車采用圖2-2（g）方案，其缺點是一檔和倒檔得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。后述五種方案可供五檔變速器的選擇［3］。圖2-2（f）所示的倒檔布置方案。word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯圖2-2倒檔布置方案2.3變速器基本參數(shù)的確定2.3.1擋數(shù)的確定擋數(shù)的設(shè)置與整車的動力性和經(jīng)濟性有關(guān)。就動力性而言，增加變速器的擋數(shù)，能夠增加發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了整車的加速與爬坡能力。就燃油經(jīng)濟性而言，擋數(shù)多，增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，降低油耗。所以擋數(shù)設(shè)置為六檔。2.3.2傳動比的確定1、主減速器傳動比的確定發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為[12]：rnu0.377p（2-1） a ii60式中：u——汽車行駛速度（km/h）；an——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）；pr——車輪滾動半徑（m）；i——變速器直接檔傳動比；6i——主減速器傳動比。0已知：最高車速u=v=175km/h；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)amaxamax格185/60R14得到r=233.4(mm)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速n=n=5600（r/min）；由公式p（2-1）得到主減速器傳動比計算公式：nri0.377p3.47 0 iu6a2、最抵檔傳動比計算按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅(qū)動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速max阻力為零，空氣阻力忽略不計）[13]。用公式表示如下：Tiiemax0gtGfcosGsinr max max此處刪減NNNNNNNNNNNNNNNN字需要整套設(shè)計請聯(lián)系q：99872184。熱處理方法，重點對各檔齒輪進行了校核，包括對各擋齒輪彎曲應力、接觸應力的計算。計算了軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角以及軸在合成彎矩作用下的應力。表3-6倒擋齒輪基本參數(shù)序序號計算項目計算公式1分度圓直徑325dZmmm562.5dZmmm2齒頂高01()3.75ahfxmmm02()3.5ahfxmmm3齒根高01()2.8fhfcxmmm02()3.1fhfcxmmm第四章零件的選用及校核4.1零件的校核4.1.1輪齒強度計算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)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)的極少，而后者出現(xiàn)的多些[3]。變速器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。1.輪齒彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應力2TKKm3ZKygfc（3-6）式中：T——計算載荷（N·mm）；gK——應力集中系數(shù)，可近似取K=1.65； K——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應的影響也不同：主動齒輪K=1.1，從動齒輪K=0.9； f fK——齒寬系數(shù)；cy——齒形系數(shù)。倒擋主動輪14，查手冊得y=0.172，代入（3-6）得843.45Mpa850Mpa；倒擋傳動齒輪15，查手冊得y=0.176，代入（3-6）得378.70Mpa400Mpa；倒擋從動輪13，查手冊得y=0.174，代入（3-6）得234.63Mpa850Mpa；當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，倒擋直齒輪許用彎曲應力在400~850Mpa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。故<[]，彎曲強度足夠。（2斜2TcosKgZm3yKK n c（3-7）式中：T——計算載荷（N·mm）；——斜齒輪螺旋角（）o；K——應力集中系數(shù)，可近似取K=1.50； Z——齒數(shù)；m——法向模數(shù)（mm）；y—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；K——齒寬系數(shù)；cK——重合度影響系數(shù)，K=2.0。一12，查圖得y=0.162代入（3-7）得=291.81Mpa；一擋齒輪11，查圖得y=0.138，代入（3-7）得=118.85Mpa；二擋齒輪10，查圖得y=0.191，代入（3-7）得=158.26Mpa；二擋齒輪9，查圖得y=0.175，代入（3-7）得101.91Mpa；三擋齒輪8，查圖得y=0.182，代入（3-7）得=166.27Mpa；三擋齒輪7，查圖得y=0.174，代入（3.7）得=115.94Mpa；四擋齒輪6，查圖得y=0.178，代入（3-7）得=142.76Mpa；四擋齒輪5，查圖得y=0.173，代入（3-7）得=131.01Mpa；五擋齒輪4，查圖得y=0.176，代入（3-7）得=120.16Mpa；五擋齒輪3，查圖得y=0.172，代入（3-7）得=157.27Mpa；常嚙合齒輪2，查圖得y=0.142，代入（3-7）得=136.21Mpa；常嚙合齒輪1，查圖得y=0.148，代入（3-7）得=219.56Mpa；當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180~350Mpa范圍，所有斜齒輪滿足<[]，故彎曲強度足夠。2.輪齒接觸應力計算 FE1 10.418()（3-8）jbz b式中：——輪齒的接觸應力（Mpa）；jF F——齒面上的法向力（N），F(xiàn) 1 ；coscos2TF1——圓周力（N），F(xiàn)1dg；T——計算載荷（N·mm）；d—節(jié)圓直徑（mm）；——節(jié)點處壓力角（）o；——齒輪螺旋角（）o；E——齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=2.06105Mpa；b——齒輪接觸的實際寬度（mm）；、——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪 z brsinrsinrsin,rsin，斜齒輪z,b；r、r為主、從z z b b zcos2bcos2z b動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3-8），并將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2作為計算載荷時，得出：一擋接觸應力808.99Mpa1900Mpa；j二擋接觸應力803.21Mpa1300Mpa；j三擋接觸應力731.25Mpa1300Mpa；j四擋接觸應力756.28Mpa1300Mpa；j五擋接觸應力780.74Mpa1300Mpaj六檔接觸應力780.74Mpa1300Mpa；j倒擋接觸應力997.79Mpa1900Mpa（齒輪14主動，15從動）；j872.05Mpa1900Mpa（齒輪15主動，13從動）；對于滲碳齒輪變器齒輪的許用接觸應力[]，一擋和倒擋[]=1900~2000Mpa，常嚙合齒輪和高擋[]=1300~140Mpa。故所有齒輪滿j j足<[]，接觸強度足夠。 j j4.1.2變速器齒輪的材料及熱處理變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。淬火的目的是大幅度提高鋼的強度、硬度、耐磨性、疲勞強度以及韌性等，從而滿足各種機械零件和工具的不同使用要求?；鼗鸬淖饔迷谟谔岣呓M織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉(zhuǎn)變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定；消除內(nèi)應力，以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調(diào)整鋼鐵的力學性能以滿足使用要求[8]。4.2.1初選軸的直徑軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調(diào)，變速器軸的最大直徑d與支承間的距離l可按下列關(guān)系式初選（4-4）d對輸二軸:=0.18～0.21（4-5）l中間軸式變速器第二軸與中間軸的最大直徑d==可根據(jù)中心距A(mm)按下式初選:d≈(0.45～0.60)A（4-6）第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩T按下式初選emax3maxeTd≈(4～4.6)（3maxeT初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵，彈性檔圈等標準以及軸的剛度與強度驗算結(jié)果進行修正［2］。經(jīng)過計算得：第一軸花鍵部分直徑：d=26mm第二軸的的最大直徑：d =40mm2max支承間的距離：l=192mm24.2.2軸的剛度計算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯歪斜，如圖4.2所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。(a)軸在垂直面內(nèi)的變形(b)軸在水平面內(nèi)的變形圖4-2變速器軸的變形示意簡圖軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學》的有關(guān)公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為f，在水平面內(nèi)撓度為f和轉(zhuǎn)角為，可分 c s別用下式計算Fa2b2f1 c 3EIL（4-8）Fa2b2f2 s 3EIL（4-9）Fabba 1 3EIL（4-10）式中F——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；1F——為齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；2E——彈性模量（MP），E=2.1×105MP； a aI——慣性矩（mm4），對于實心軸，Id464；d——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；a、b為齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）；L——支座間的距離（mm）。圖4-3變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角軸的全撓度為ff2f20.2mm（4-11） c s軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為f=0.05～0.10mm，f=0.10～ c s==17101.33N1rF==17101.33N1rF==6765.36N變速器工作時，，，1、第一軸的剛度 = =0.02mm＜fc17101.3698248264 ff==0.05mm＜s132.11053.14224146sf=f2f2=0.0220.052=0.05mm＜[f] 1 c1 s1=6765.369848(9848)64=0.00003rad＜[]32.11053.14224146（2）二檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F，可按下式求出： t r2Ti22001033.63F=emax2==33000Nt2d 44Ftan330000.36F=t2n==13054.95Nr2cos0.91二檔工作時，d44mm，a140mm，b130mm13054.951402130264ff==0.037mm≤ c232.11053.14444270 c330001402130264 ff==0.094mm≤s232.11053.14444270sf=f2f2=0.03720.0942=0.10mm＜[f] 2 c2 s2=13054.95140130(140130)64=0.00002rad＜[] 2 32.11053.14444270（3）三檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F，可按下式求出： t r2Ti22001032.63F=emax3==26300Nt3d 40Ftan263000.36F=t3n==3422.3Nr3cos0.91三檔工作時，d40mm，a117mm，b153mm10404.41172153264 ff==0.023mm≤ c332.11053.14404270 c263001172153264 ff==0.073mm≤ s332.11053.14404270 sword文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯f=f2f2=0.02320.0732=0.077mm＜[f] 3 c3 s310404.4117153(153117)64==0.00027rad＜[] 3 32.11053.14404270（4）四檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F，可按下式求出： t r2Ti22001031.9F=emax4= =19000Nt4 d 40Ftan190000.36F=t4 n= =7516.48Nr4 cos 0.91四檔工作時，d40mm，a108mm，b162mm7516.481082162264 ff==0.030mm≤ c432.11053.14404270 c190001082162264 ff==0.074mm≤ s432.11053.14404270 sf=f2f2=0.03020.0742=0.080mm＜[f] 4 c4 s4 = =0.00009rad＜[]4（1）五檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F及軸向力F，可按下式求出： t r a2Ti22001031.38F=emax1= =14526.32Nt5 d 38Ftan14526.320.36 F=t5 n= =5746.68N r5 cos 0.91F=Ftan=14526.320.47=6827.37N a5 t5一檔工作時，d38mm，a69mm，b201mm5746.68692201264 ff==0.017mm≤ c532.11053.14384270 cf=??s5043mm≤fsf=f2f2=0.01720.0432=0.05mm＜[f] 5 c5 s55746.6820169(20169)64==0.0002rad＜[] 1 32.11053.14384270（5）倒檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F，可按下式求出： t r2Ti22001034.94cRf==0.090mm≤cfcRf==0.090mm≤cfFtan65866.660.36F=tR n= =26057.14NrR cos 0.91倒檔工作時，d30mm，a230mm，b40mm65866.66230240264 ff==0.032mm≤ sR32.11053.14304270 sf=f2f2=0.09020.0322=0.09mm＜[f] R cR sR26057.1423040(23040)64==0.00002rad＜[] R 32.11053.143042703、第二軸的剛度（1）一檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F及軸向力F，可按下式求出： t r a2Ti22001035F=emax1==71428.57Nt1d 28Ftan71428.570.36 F=t1 n= =28257.46N r1 cos 0.91F=Ftan=71428.570.47=33571.43Na1 t1一檔工作時，d28mm，a160mm，b65mm28257.46160265264 ff==0.06mm≤ c132.11053.14284225 c71428.57160265264ff==0.041mm≤ s132.11053.14284225 sf=f2f2=0.0620.0412=0.072mm＜[f] 1 c1 s128257.4616065(16065)64==0.0015rad＜[] 1 32.11053.14284225（2）二檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F，可按下式求出： t r2Ti22001033.63F=emax2==41485.71Nt2d 35Ftan41485.710.36F=t2n==16411.93Nr2cos0.91二檔工作時，d35mm，a125mm，b100mm16411.931252100264ff==0.05mm≤ c232.11053.14354225 c41485.711252100264 ff==0.13mm≤ s232.11053.14354225 sword文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯f=f2f2=0.0520.132=0.14mm＜[f] 2 c2 s216411.93125100(125100)64==0.0001rad＜[]32.11053.14354225（3）三檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F，可按下式求出： t r2Ti22001032.63F=emax3= =30057.14Nt3 d 35Ftan30057.140.36F=t3 n= =11890.74Nr3 cos 0.91三檔工作時，d35mm，a115mm，b110mm11890.741152110264ff==0.047mm≤ c332.11053.14354225 c30057.141152110264ff==0.10mm≤s332.11053.14354225sf=f2f2=0.04720.102=0.11mm＜[f] 3 c3 s311890.74115110(115110)64==0.00048rad＜[] 3 32.11053.14354225（4）四檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F，可按下式求出： t r2Ti22001031.90F=emax4= =25333.33Nt4 d 30Ftan25333.330.36F=t4 n= =10021.98Nr4 cos 0.91四檔工作時，d30mm，a56mm，b169mm10021.98562169264 ff==0.036mm≤ c432.11053.14304225 c25333.33562169264 ff==0.028mm≤s432.11053.14304225sf=f2f2=0.03620.0282=0.046mm＜[f] 4 c4 s4=10021.9856169(16956)64=0.00043rad＜[] 4 32.11053.14304225（1）五檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F及軸向力F，可按下式求出： t r a2Ti22001031.38F=emax5= =19714.29Nt5 d 28Ftan19714.290.36 F=t5 n= =7799.06N r5 cos 0.91F=Ftan=19714.290.47=9265.72N a5 t5一檔工作時，d28mm，a25mm，b200mm7799.06252200264 ff==0.01mm≤ c532.11053.14284225 c19714.29252200264ff==0.026mm≤ s532.11053.14284225 sf=f2f2=0.0120.0262=0.028mm＜[f] 5 c5 s57799.0620025(20025)64==0.00036rad＜[] 5 32.11053.14284225（5）倒檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力F，徑向力F，可按下式求出： t r2Ti22001034.94F=emaxr= =89818.18Nt倒 d 22Ftan89818.180.36F=t倒 n==35532.47Nr倒 cos 0.91倒檔工作時，d22mm，a206mm，b19mmffc倒32.11053.14224225 cffs倒32.11053.14224225 sf=f2f2=0.07520.142=0.16mm＜[f] 倒 c倒 s倒35532.4720619(20619)64==0.0036rad＜[]倒 32.11053.142242254.3.2軸承的校核作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的水平垂直面內(nèi)的支反力之后，計算相應的彎矩M、M。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應力為 c sM32M = = Wd3（4-12）式中M——合成彎矩，MM2M2T2（N·mm）； C S gd——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；W——抗彎截面系數(shù)（mm3)。在低檔工作時，[]≤400MP。除此之外，對軸上的花鍵，驗算齒面的擠壓應力。變速器的軸用與齒輪相同的材料制造［2］。1、第一軸強度校核第一軸一檔工作時強度校核：word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯F=22045.5N，F(xiàn)=8716.8N，F(xiàn)=9357.7N,t r al232mm,l200mm,l32mm. AC AB BC求H面內(nèi)支反力F、F和彎矩MHA HB c輸出軸受力如圖4-4（a）所示，則F+F=F HA HB t（4-13）Fl=Fl tAC HBAB（4-14）由式（4-13）和式（4-14）可得：F=-960.8N，F(xiàn)=6966.1N， HA HBM=-192.16N·m。c（a）第一軸水平方向受力圖（b）第一軸垂直方向受力圖圖4-4第一軸受力圖求V面內(nèi)支反力F、F和彎矩MVA VB s輸出軸受力如圖4-4（b）所示，則F+F=F VA VB r（4-15） dFl+Fl=F VAAC VBBC a2（4-16）由式（4-15）和式（4-16）可得：F=96.5N，F(xiàn)=2384.7N，M=93.21N·m VA VC sMM2M2T2=192.16293.2121842=281.9N·m C S g（4-17） 32M 32281.91032===106.4 Mpa ＜[]21 d3 303（4-18）彎矩圖如圖4-5所示：（a）第一軸水平彎矩圖（b）第一軸垂直彎矩圖 圖4-5第一軸彎矩圖 32M 321179.07103= 2= =181.88Mpa＜[]1d3 403 輸出軸受力如圖4-8（a）所示，則 F+F=F（4-23） HA HC tFl=Fl（4-24） HAAB HCBC由式（4-23）和式（4-24）可得：F=3904.6N，F(xiàn)=7809.3N， HA HCM=499.79N·mc求V面內(nèi)支反力F、F和彎矩MVA VC s輸出軸受力如圖4-8（b）所示，則F+F=F VA VC r（4-25）dFl=Fl+F2 VAAB VCBC a2（4-26）由式（4-25）和式（4-26）可得：F=2894.4N，F(xiàn)=1737.3N， VA VCM=370.48N·msMM2M2T2 C S g=499.792370.4821842=648.77N·m 32M 32648.77103 = 2= =120.5Mpa＜[] 1d3 383word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯（a）第二軸水平方向受力圖（b）第二軸垂直方向受力圖圖4-8第予軸受力圖彎矩圖如圖4-8所示。（a）第二軸水平彎盩固（b）第二軸垂直彎矩圖 圖4-9第二轟彎矩圖4.4本章將結(jié)本章介紹了齒輪的損壞原因及形式，簡要闡述了齒輪?料的烥處理方法，重點對各檔齒輪進行了校核，包括對各擋齒輪帯曲應劓、接觸應力的謡算。計算了軸在垂盰面內(nèi)產(chǎn)甞瘄撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角以及軸在合成彎矩作用下的應力。第5章同步器的選擇同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。5.1慣性式同步器慣性式同步器能做到換擋時，在兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換擋，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。5.1.1鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)如圖5-1所示，鎖環(huán)示同步器的結(jié)構(gòu)特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑快壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑快凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換擋的零件保持在中立位置上?；靸啥松烊腈i環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑快寬一個接合齒。圖5-1鎖環(huán)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5.1.2鎖環(huán)式同步器的工作原理換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑快和鎖環(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△，致使在錐面上有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并由滑快予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔哪個力將鎖環(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)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成了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)，嚙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，完成換檔。鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，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。5.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定接近尺寸b，同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b，稱為接近尺寸。尺寸b應大于零，取b=0.2～0.3mm。分度尺寸a，滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離a，稱為分度尺寸。尺寸a應等于1/4接合齒齒距。尺寸a和b是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應予以控制?；瑝K轉(zhuǎn)動距離c，滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)的轉(zhuǎn)動距離c影響分度尺寸a?；瑝K寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關(guān)系如下Ed2c（5-1）滑塊轉(zhuǎn)動距離c與接合齒齒距t的關(guān)系如下Rtc1（5-2）4R2式中R—滑塊軸向移動后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）；1R—接合齒分度圓半徑。2滑塊端隙，滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同1時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面之間的間隙為，要求＞。若＜，則2 1 2 1換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸b＜0，此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯word文檔可自由復制I編輯致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證b＞0，應使＞，通常取=0.5mm左右。2 1 1鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應留有間隙，并可稱之為后備行程。3預留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在下來的3換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種3狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設(shè)計不當而影響同步器壽命。一般應去=1.2～2.0mm。3在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應保持在0.2～0.5mm。5.2主要參數(shù)的確定5.2.1摩擦因數(shù)f汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設(shè)計工作帶來困難。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因數(shù)有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短已遭淘汰。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。摩擦因數(shù)f對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，則換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。5.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)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。實驗還證明：螺紋的齒頂寬對f的影響很大，f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(shè)計得大些，可使被刮下來的油存在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。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。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(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tanf。一般取=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。摩擦錐面平均半徑RR設(shè)計得越大，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取大以后還會影響同步器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。錐面工作長度b縮短錐面長度b，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定bMbm（4-3）2dfR2式中p——摩擦面的許用壓力，對黃銅與鋼的摩擦副，p=1.0～1.5MP；aM——摩擦力矩；mf——摩擦因數(shù)；R——摩擦錐面的平均半徑。上式中面積是假定在沒有螺紋槽的條件下進行計算的。5、同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結(jié)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R和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，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0.3～0.5），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金的摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚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)的強度。5.2.3鎖止角鎖止角選取得正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑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°～42°。5.2.4同步時間同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸、轉(zhuǎn)動慣量對同步時間有影響。軸向力大、則同步時間減少。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，同步時間與車型有關(guān)，計算時可在下述范圍選?。簩Τ擞密囎兯倨鳎邫n取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器，高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～0.50s。5.2.5轉(zhuǎn)動慣量的計算換擋過程中依據(jù)同步器改變轉(zhuǎn)速的零件，統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動盤、中間軸及其上的齒輪、與中間軸上齒輪向嚙合的第二軸上的常嚙合齒輪。其轉(zhuǎn)動慣量的計算是：首先求得各零件的轉(zhuǎn)動慣量，然后按不同擋位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上。對已有的零件，其轉(zhuǎn)動慣量值通常用扭擺法測出；若零件未制成，可將這些零件分解為標準的幾何體，并按數(shù)學公式合成求出轉(zhuǎn)動慣量值［3］。5.3本章小結(jié)本章介紹了同步器的幾種類型，結(jié)合圖示重點說明了慣性式同步器中的鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)及工作原理和其主要尺寸的要求。最后闡述了同步器主要參數(shù)的設(shè)計要求，包括摩擦因數(shù)的確定，同步環(huán)主要尺寸如同步環(huán)錐面上的螺紋槽、錐面半錐角、平均半徑、工作長度，同步環(huán)徑向厚度的確定，鎖止角、同步時間的確定以及轉(zhuǎn)動慣量的計算。第6章變速器操縱機構(gòu)的選擇和箱體設(shè)計原則6.1變速器操縱機構(gòu)的選擇根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構(gòu)完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機構(gòu)應當滿足如下主要要求：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。用于機械式變速器的操縱機構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或推到空擋工作，稱為手動換擋變速器。變速器操縱機構(gòu)可分為直接操縱手動換檔變速器，遠距離操縱手動換檔變速器和電控自動換檔變速器。當變速器布置在駕駛員座椅附近時，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變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最為簡單，以得到廣泛應用。本設(shè)計采用直接操縱手動換擋變速器。6.2變速器箱體設(shè)計原則變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時質(zhì)量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。變速器橫向斷面尺寸應保證能布置下齒輪，而且設(shè)計時還應當注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導致產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應設(shè)計有加強肋。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關(guān)。變速器殼壁不應該有不利于吸收齒輪振動和噪聲的大平面。采用壓鑄鋁合金殼體時，可以設(shè)計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪聲。為了放油，在變速器殼體上設(shè)計有放油孔。放油孔應設(shè)計在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了使從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤滑油再流回變速器殼體內(nèi)，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設(shè)回油孔。為了減小質(zhì)量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁后取3.5～4mm。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5～6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質(zhì)量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本［3］。6.3本章小結(jié)本章介紹了變速器操縱機構(gòu)的幾種類型，即直接操縱手動換擋變速器、遠距離操縱手動換擋變速器、電控自動換擋變速器，介紹了直接操縱手動變速器的內(nèi)、外操縱機構(gòu)。最后，簡單介紹了變速器箱體的設(shè)計要求，為箱體的制圖提供了一些規(guī)范。結(jié)論本文是根據(jù)汽車的主要技術(shù)參數(shù)來設(shè)計一臺兩軸式變速器。在變速器的設(shè)計過程中，主要的研究內(nèi)容如下：變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定；變速器主要參數(shù)的選擇；變速器齒輪、軸、軸承的計算和校核；同步器和操縱機構(gòu)及箱體的設(shè)計等。本文就是圍繞著上述主要內(nèi)容展開的。在本次設(shè)計的前期，主要進行了變速器傳動方案的論證和選擇，分析了變速器各傳動方案的優(yōu)缺點，在綜合分析的基礎(chǔ)上選擇了本設(shè)計所依據(jù)的傳動方案；中期就是進行變速器的設(shè)計計算以及繪制說明書中要用到的圖。變速器的傳動方案確定后，對變速器的主要參數(shù)進行了選擇，分配了變速器各擋的傳動比和各擋齒輪的齒數(shù)及變位系數(shù)，并計算了齒輪的彎曲應力和接觸應力。在變速器軸的設(shè)計部分，首先是進行了變速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，分配了各段軸的長度和軸徑，然后進行了變速器軸的強度和剛度的校核，同時對軸上軸承進行了強度校核?，F(xiàn)代變速器廣泛采用同步器換擋，本文依據(jù)所設(shè)計變速器的使用要求，選擇了各擋同步器的形式。最后分析了變速器操縱機構(gòu)的特點和操縱方式，選擇了遠距離操縱手動換擋變速器，并簡單介紹了變速器箱體的設(shè)計原則；后期主要是畫圖和對設(shè)計說明書做修改，因為在設(shè)計的過程中有的地方考慮不夠周全，在老師的指導之下，不斷的進行修改和完善。變速器設(shè)計完成后，必須要滿足汽車的使用要求，同時要有很好的加工工藝性，滿足造價低廉、使用壽命長的特點。在本次設(shè)計過程中，由于缺少實際的工作經(jīng)驗，設(shè)計過程只是根據(jù)一般步驟完成的，具體的細節(jié)部分考慮不周，這些原因都造成了所設(shè)計的變速器離實際應用還有很大的距離，需要自己在以后的學習和工作中不斷提高。參考文獻劉惟信．汽車設(shè)計[J]．清華大學出版社，2001，7汽車工程師手冊．《汽車工程師手冊》編輯委員會[J]．人民交通出版社，2001，5陳家瑞．汽車構(gòu)造（下）[J]．機械工業(yè)出版社，2005，8．王望予．汽車設(shè)計第四版[J]．機械工業(yè)出版社，2006，8．余志生．汽車理論[J]．機械工業(yè)出版社c：2006，5．周松鶴．工程力學．機械工業(yè)出版社，2004，8濮良貴，紀名剛．機械設(shè)計[J]高等教育出版社：2001，6．[8]劉品,李哲．機械精度設(shè)計與檢測基礎(chǔ)[M].哈爾濱工業(yè)大學出版社，2005.1.[9]汪斌．汽車變速器技術(shù)的發(fā)展與展望[J].汽車研究與開發(fā),2005.[10]趙桂范，鄭德林，郭巖．汽車設(shè)計[J].哈爾濱工業(yè)大學出版社，1994.6.[11]中外汽車構(gòu)造圖冊(底盤分冊)[M].吉林科學技術(shù)出版社，1995.1.[12]中國第一汽車集團公司汽車產(chǎn)品構(gòu)造圖冊[M].人民交通出版社，1999.8[13]蔡炳炎，徐勇，林寧.機械式汽車變速器的速比配置分析[J].機械研究與應用2005-04[14]sebulkeathetwo-massflywheel-atorsionalvibrationdamperforthepowertrainofpassengercarsstateoftheartandfurthertechnicaldevelopment(SAE870394).SAEtransactions.1987:89-98[15]Yasuoshimizu,Toshitakekawai.Developmentofelectricpowersteering.SAEpaperno.1994,15(3,4,5:243-254)致謝時光飛逝，馬上就要離開這個我學習和生活了四年的哈工大華德學院，同時自己的學生時代即將結(jié)束?；仡櫵哪陙?，從對汽車的一無所知，到現(xiàn)在能進行簡單的設(shè)計，感慨良多。作為汽車運用工程專業(yè)的學生，我們的課程比其他專業(yè)的難，這是勿庸質(zhì)疑的。雖然有點累，但我一直不懈地努力著，所以我過得很充實，學到了很多知識，這為即將走向工作崗位奠定了基礎(chǔ)。首先要感謝從最初的開題報告和文獻綜述到最終指導我完成畢業(yè)設(shè)計的吳柏宇老師，感謝他這段時間以來對我的辛勤指導。吳老師心指導對我本次的畢業(yè)設(shè)計有很大的幫助。附錄From1894,aFrenchengineertoacarfittedwiththeworld'sfirsttransmissiondate,transmissionhasbeencarahundredyearsofdevelopment.Importantfortheautomotivetransmissioncomponentofthecommitmenttoenlargetheenginetorque,torsionalcharacteristicsofreactivepowerwiththeengine,toachievethedesiredpowertransmission,andthusadapttovariousroadconditionstoachievethemaindevicesdriving.Thefirstistheuseofmanualtransmission.Later,fortheconvenienceofmotorists,inthecollarbetweenadjacentgearfittedwithasynchronizer,thesynchronizerelyon,andwedonotneedtoshifttojudgethespeed.Manualtransmissionisstillpresentintheautomotiveindustryawiderangeofapplications,automatictransmissionisatrend,butthemanualtransmissionisgreatfun,embodiedpersons.Thetraditionalgeartransmissionwiththeuseofdifferentshiftachievedthepurposeoftwisting,butwiththechangeofgearbyfootonlyhand-offtoachieve,andthisistheso-calledmanualtransmission.EasilyshifttoachievetheabolitioofclutchpedalandmanualtheAT(AutomaticTransmission)transmissionoccurred,itisthemainbrowserusinghydraulicTorquetraditionalmechanicalgearboxwiththeshiftfunctiontoachieve.Infact,asearlyasthe1948OldsmobilecarGMhasalreadyemergedontheautomatictransmissionisnowtakingshape,butthentheautomatictransmissionisonlytheadditionofhydrauliccouplermanualtransmissiononly.ATusedbecauseearlier,sotheEnglishnameiscalled"automatictransmission."However,ATisnotthesameasintheautomatictransmission.Aslongaswecantoachievetheautomatictransmissionshiftautomatictransmissioncanbecalled,itisnecessarytoachievethisinfactmeansalot:InadditiontoAbutalsoincludesotherformsofCVT.However,beforetheoverthrowofthenamecannot,soletusnotthinkso:automatictransmission(AT)including:hydraulictransmission(AT),ElectronicallyControlledTransmission(ECT),non-polartransmission(CVT).1908FordModelTthefirstuseofatwo-speedratioautomatictransmission.Constructedusingmultiplesetsofgear,andgearintothecentralandperipheralgear,theoutsideisarunner,withtheintroductionofthecentralgearofthetorqfromtheengineisdifferentfromcamerageargroupssoastobedifferentlevelsofspeed,includingReverserotationreversingfile.Runner-typeautomatictransmission,thereisadrawback,thatis,whenpeoplestarttoacceleratethereisfeelingofspinthewheels,sodriverswillbemengrefuelingdoor,butdoesnotimmediatelyincreasethespeedagain.Atpresent,somemanufacturerssuchasNissanandFiat,haverecoursetosomeelectronicdevicetotrytoeliminatethisshortcoming,NissanPrimeraandthe6-speedtransmissionFiatPunto7-speedgearboxistheresultofthiseffort.Driverspullednoneedtohandle,theycaneasilychangethespeed.Althoughtheautomatictransmissioncontinuetoevolveandprogress,buttherewillalwaysbeadrawback,thatis,theresponsespeedofactionandbetweenthepedaltherewillalwaysbeagap,drivingintheimpressionofalackofintuition.Appearedin1969andtheelectroniccontrolsystemsappearedin1982,whichwastoimprovedigitaltechnology.Withtheenginefuelinjectionandignitiondevicescontinuedtoberefined,automatictransmissionisalsonewtricks,suchassetupa"campaign-style'or"snowroad",suchasthemanipulationofdifferentways,someintheinstrumentpanelhasabearingSletterbutton,youcanbecomeextremelyrapidacceleration;orsnowflakepatternsareprintedonthebuttonon