變速器課程設(shè)計報告

0Z曰0【由910Z:童日（8脂死￡【0二）攀顯理（5弱死￡【05）gM侶應(yīng)死￡【0Z）割次王（ZIZ^IOZ）事事睛R獎死￡【0幻W王3脂死￡【07）堡吁肪眼【-￡【略:W新I素虱荏與擊寫嘴素器翼顯肆￥擊緊購峰誰申麗案￥工魄佃皋目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"一、 前言 1\o"CurrentDocument"二、 變速器傳動機構(gòu)布置方案 1\o"CurrentDocument"2.1汽車的主要參數(shù) 1\o"CurrentDocument"2.2變速器類型的選擇 1\o"CurrentDocument"2.2.1固定軸式變速器 1\o"CurrentDocument"2.2.2倒擋布置方案 2\o"CurrentDocument"2.3零部件結(jié)構(gòu)方案分析 3\o"CurrentDocument"2.3.1齒輪形式 3\o"CurrentDocument"2.3.2換擋機構(gòu)形式 3\o"CurrentDocument"2.4變速器設(shè)計方案 4\o"CurrentDocument"三、 變速器主要參數(shù)的選擇 5\o"CurrentDocument"3.1擋數(shù)的選擇 5\o"CurrentDocument"3.2傳動比的確定 5\o"CurrentDocument"3.2.1傳動比范圍 5\o"CurrentDocument"3.2.2傳動比的確定 5\o"CurrentDocument"3.3中心距A 6\o"CurrentDocument"3.4變速器外形尺寸 7\o"CurrentDocument"3.5齒輪參數(shù) 7\o"CurrentDocument"3.5.1模數(shù) 7\o"CurrentDocument"3.5.2壓力角a 8\o"CurrentDocument"3.5.3螺旋角p 8\o"CurrentDocument"3.5.4齒寬b 9\o"CurrentDocument"3.5.5齒頂高系數(shù) 9\o"CurrentDocument"3.6各檔齒輪齒數(shù)的分配 9\o"CurrentDocument"3.6.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 9\o"CurrentDocument"3.6.2對中心距A進行修正 10\o"CurrentDocument"3.6.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 10\o"CurrentDocument"3.6.4確定其他各檔的齒數(shù) 10\o"CurrentDocument"3.6.5確定倒擋齒輪齒數(shù) 11\o"CurrentDocument"四、 變速器的設(shè)計與計算 11\o"CurrentDocument"4.1齒輪的損壞形式 11\o"CurrentDocument"4.2齒輪強度計算 12\o"CurrentDocument"4.2.1齒輪彎曲強度計算 12\o"CurrentDocument"4.2.2齒輪接觸應(yīng)力 14\o"CurrentDocument"4.2.3齒輪材料及熱處理 16\o"CurrentDocument"4.3軸的計算 16\o"CurrentDocument"4.3.1初選軸的直徑 17\o"CurrentDocument"4.3.2軸的強度計算 17\o"CurrentDocument"五、 同步器和操縱機構(gòu)的選擇 19\o"CurrentDocument"5.1鎖銷式同步器 19\o"CurrentDocument"5.1.1鎖銷式同步器結(jié)構(gòu) 19\o"CurrentDocument"5.1.2鎖銷式同步器工作原理 20\o"CurrentDocument"5.2鎖環(huán)式同步器 20\o"CurrentDocument"5.2.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu) 20\o"CurrentDocument"5.2.2鎖環(huán)式同步器工作原理 21\o"CurrentDocument"5.3同步器的選擇與主要參數(shù)的確定 22\o"CurrentDocument"六、 變速器操縱機構(gòu) 24\o"CurrentDocument"6.1直接操縱手動換擋變速器 24\o"CurrentDocument"6.2遠距離操縱手動換擋變速器 24\o"CurrentDocument"七、 設(shè)計心得 25\o"CurrentDocument"八、 參考文獻 26一、前言變速器是用來改變發(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。變速器設(shè)有空擋，可在啟動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅(qū)動輪的傳輸。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛的能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。對變速器的基本要求如下：1） 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟型；2） 設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動機動力箱驅(qū)動輪的傳輸；3） 設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛；4） 設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出；5） 換擋迅速、省力、方便；6） 工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；7） 變速器應(yīng)當有高的工作效率；8） 變速器的工作噪聲低；9） 變速器應(yīng)當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。二、變速器傳動機構(gòu)布置方案2.1汽車的主要參數(shù)整車質(zhì)量：4600kg額定載質(zhì)量：6000kg最大總質(zhì)量：10795kg最大扭矩：484N?m最大功率：135KW最大功率轉(zhuǎn)速：3200r/min最高車速：90km/h車身尺寸：8000/2490/3400mm輪胎：10.00-R20滿載后軸軸荷：7556.5kg2.2變速器類型的選擇2.2.1固定軸式變速器（1） 兩軸式變速器兩軸式變速器發(fā)動機前置前輪驅(qū)動（FF）的汽車上，其優(yōu)點為：結(jié)構(gòu)簡單；輪廓尺寸小；容易布置；各中間擋位因只經(jīng)過一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高的同時噪聲也會很低。兩軸式變速器優(yōu)點明確，但是也有其自身的缺點：因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞；受結(jié)構(gòu)的限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計的很大，對于前進擋，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。（2） 中間軸式變速器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。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)鏈接。中間軸式變速器的優(yōu)點：使用直接檔時，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)送機轉(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可達到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用效率高于其他擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其他前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過第一軸、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，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用不常嚙合齒輪傳動。其缺點為：除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低。根據(jù)以上對兩軸式變速器和中間軸式變速器的分析，此次設(shè)計的中型載貨汽車變速器采用中間軸式變速器。2.2.2倒擋布置方案與前進擋位相比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一擋與倒擋，都應(yīng)當布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從抵擋到高擋的順序布置各檔齒輪，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)將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。此時在倒擋工作時，輪齒磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，而在一擋工作時輪齒的磨損與噪聲有所減小。下圖為常見的倒擋布置方案。圖B）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C）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D）所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖0所示方案。圖E）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F）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G）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(gòu)復(fù)雜一些。倒擋布置方案2.3零部件結(jié)構(gòu)方案分析2.3.1齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力，這幅軸承不利。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(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。2.3.2換擋機構(gòu)形式變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式、直齒滑動齒輪換擋：因變速器內(nèi)各轉(zhuǎn)動齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)才能使換擋時齒輪無沖擊，并克服上述缺點，單換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒滑動齒輪換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋外已很少使用。嚙合套：換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的結(jié)合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，所以不會過早損壞，但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。但其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點。綜上所述，本變速器換擋機構(gòu)形式選擇同步器換檔。2.4變速器設(shè)計方案參考其他中型載貨汽車參數(shù)設(shè)計變速器。變速器的類型選擇三軸固定式，具有六個擋位，同步器作為換擋機構(gòu)，倒擋齒輪靠近軸承支撐。結(jié)構(gòu)簡單，便于設(shè)計，對于初次設(shè)計的我們有很大的幫助。三、變速器主要參數(shù)的選擇3.1擋數(shù)的選擇變速器的擋數(shù)可在3~20個擋位分為內(nèi)變化。增加變速器的擋數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。對于載質(zhì)量在4.0-8.0t的貨車采用六擋變速器。因此根據(jù)課程設(shè)計要求，選擇六擋變速器。3.2傳動比的確定3.2.1傳動比范變速器的傳動比范圍是指本變速器最低檔傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動比為0.7~0.8。影響最低擋傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0~4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0口8.0之間，其他商用車則更大。本次所設(shè)計的變速器選擇最高擋為直接擋，即i^6=13.2.2傳動比的確定最小傳動比及主減速器速比的確定汽車大都數(shù)時間是以最高檔行駛，即用最小傳動比的檔位行駛。因此，最小傳動比的選定很重要。傳動系總傳動比Ln=七i0由最高車速公式u =0.377工 (uamax=90km/h，r=0.53mn=3200tminr/min)，得〔min=7.1，又i =ii，i=1，得主減速器i=7.1tmin g10g6 0最大傳動比的確定汽車發(fā)揮最大爬坡能力時，變速器掛一擋，此時發(fā)動機發(fā)出最大轉(zhuǎn)矩。汽車-n*/t>.>. t、.、rTii丑 .C.^A c*dur—,/__?-?>—?rrt/.、rt、r形式方程式為：國g0T=Gf+Gi+一d一u2+8m 由于空氣阻力小，故在設(shè)計r 21.15。dt變速器一擋傳動比時可以忽略空氣阻力F=^DAU2。汽車若能正常行駛則需W21.15arr\ ..、斗LTT ii門(3.1)滿足：Imaxg10T>Gf+Gi

(3.1)(3.2)即l產(chǎn)頊;：）emax0T(3.2)根據(jù)車輪與路面的附著情況：ImaxL"t<GP （3.3）r 2(3.4)即L1<TG2pr(3.4)emaxJT路面附著系數(shù)p在0.5口0.6之間取0.55,滾動阻力系數(shù)f取0.018頊t取0.9,G2=0.7G；將已知的數(shù)據(jù)帶入式子（3.2）與（3.4）當中，求得5.63<i1<7.1。本車為中型載貨汽車且沒有超車檔，故變速器一擋傳動比初選7,傳動系最大傳動比為i=ii=7x7.1=49.7。變速器各傳動比的關(guān)系為:??iii-g^=變速器各傳動比的關(guān)系為:??iii-g^=-g2=-g3=-g4=-g5=ig2??iig3g4ig5ir=qig6即：q=n書i1=1.48則變速器的各傳動比為:i1=7i=i1=7i=4.80i=3.24i4=2.19=1.48i6=1擋位一擋二擋三擋四擋五擋六擋傳動比7.04.803.242.191.481表3.1中型載貨汽車變速器傳動比倒擋FT3.3中心距人中間軸式變速器中心距A是指中間軸與第二軸軸線之間的距離。中心距A是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。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)當保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要去大些。還有，變速器中心距取得過小，會使變速器長度增加，并因此而使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。對于此次設(shè)計的中間軸式變速器的中心距來說，初選中心距A時，可根據(jù)下屬經(jīng)驗公式計算：A=KA』Ti1n (3.5)式中，A為變速器中心距(mm)；七為中心距系數(shù)，乘用車：KA=8.9?9.3，商用車：KA=8.6?9.6，多檔變速器：KA=9.5-11.0；門^為變速器傳動效率，取96%。此次計算中心距系數(shù)取KA=10。將上述數(shù)據(jù)代入式子(3.5)得A=148mm，取150mm，滿足商用車的變速器中心距在80-170mm。3.4變速器外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間才(過渡)齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構(gòu)形式以及齒輪形式。商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：TOC\o"1-5"\h\z四擋 (2.2?2.7) A五擋 (2.7?3.0) A六檔 (3.2?3.5) A所以尺寸初選為500mm。3.5齒輪參數(shù)3.5.1模數(shù)齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素很多，選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，格擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；為減少乘用車齒輪工作噪聲，齒輪的模數(shù)應(yīng)選得大一些；對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故選擇大些的模數(shù)；變速器抵擋齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。表3-2汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量m/ta1.0>V<1.61.6vV<2.56.0vm<14.0m>14.0模數(shù)2.25?2.752.75?3.003.50?4.504.50?6.00嚙合套和同步器的結(jié)合齒多采用漸開線齒形。乘用車和總質(zhì)量七在1.8?14.01的車為2.0?3.5mm。綜合考慮此次設(shè)計的是中型載貨汽車的變速器，故初選倒擋、一擋、二檔模數(shù)4mm,其他各檔為3.5mm。3.5.2壓力角a齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。理論上，對商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用TOC\o"1-5"\h\z22.5或25等大些的壓力角。而實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20，所以o o 0變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20、o 025、30等，但普遍采用30壓力角。o o 03.5.3螺旋角p齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的旋角時，使輪齒嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15。-25。為宜，而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合著眼，應(yīng)選用較大的螺旋角。貨車變速器的螺旋角為18口26。OU。3.5.4齒寬b在選擇齒寬時，應(yīng)該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(m「的大小來選定齒寬：直齒b=km,k為齒寬系數(shù)，取為4.5?8.0,取7.0,此處為28.0mm;斜齒b=km,k取為6.0?8.5,取7.0,此處為23.5mm。3.5.5齒頂高系數(shù)我國規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.0003.6各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配格擋齒輪的齒數(shù)。3.6.1確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比為：i-12Zii (3-6)^1z1z122A為了求z和z的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和z:z-— (3-7)11 12 hhm其中A-150mm,m=4.0mm；所以z^-75。中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還收中間軸軸經(jīng)尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。乘用車中間軸式變速器一擋傳動比'=3.5口3.8時，中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)可在z12=15-17之間選取，貨車可在12?17之間選用。一擋大齒輪齒數(shù)用z=z-z計算求得。故選擇z-17,11h12 12z11—58o

3.6.2對中心距a進行修正因為計算齒數(shù)和zh后，及各國取整數(shù)使中心距有了變化，所以根據(jù)取定的的zh和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距A作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，修正后中心距A=150mm。3.6.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)（3-8）由式子（3-6）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比：'=i勺z1 g1%（3-8）而常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即aa_m（z1+%）2cosp（3-9）常嚙合z,z為斜齒，m=3.5mm,p取26。。解方程式（3-8）和式（3-9）求出z_25，1 2 n 1z2_52。實際傳動比igi_7.096，與初選值相差不大，根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3-9）算出精確的螺旋角值為p2_26。，滿足要求。A_m（z^+z”）92 A_m（z^+z”）92 10（3-10）二擋齒輪（直齒）的齒數(shù)：i_三，2z1z10解方程組（3-10）4.8_竺^，150_4<z9+zi0）可求出：z_52,z=23；TOC\o"1-5"\h\z25z10 2 9 10三擋斜齒輪的齒數(shù)：i_玉,A_mnC+z8） （3-11）3z1z8 2cosp8由（3-11）3.24_室,150_35°7+z8）可求出：z_50,z_32；\o"CurrentDocument"25z 2cos16。 7 88還得滿足下歹列關(guān)系式：詢1§__z^_1+z_ ~土 （3-12）tanpz+z"zJz+z8 12' 8/ 1 2礦3+%=25x3.24+52=1.727計算左右兩邊得氣+z2 25+52計算左右兩邊得tanB tan26°2= =1.70tanp tan16°1.70與1.727相差不大p8可取，滿足基本要求。同樣的方法可以計算出四擋，綜上知：五擋的齒數(shù)。一擋齒輪的齒數(shù)：z=58，z=17；1112二檔齒輪的齒數(shù)：z=52，z=23；910三擋齒輪的齒數(shù)：z=50，z=32，p=16°；78 6四擋齒輪的齒數(shù)：z=41，z=39，p=20°；56 6五擋齒輪的齒數(shù)：z=33，z=46，p=23°；34 4六擋為直接擋3.6.5確定倒擋齒輪齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒檔傳動比，疽6，中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪12略小，取Z14=14。而通常情況下，倒檔軸齒輪七取21~23，此處取七=22。由:由 .ZZZi=―13-―15-—2-grZ15Z14Z1 (3-13)可計算出Z13=40。故可得出中間軸與倒檔軸的中心距.m(z+z)4x(14+22)__A=—n~12—1^= 2 =72mm而倒檔軸與第二軸的中心：m(z+z)4x(40+22)=124mmA=—n——121^= 2 =124mm四、變速器的設(shè)計與計算4.1齒輪的損壞形式

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(fù)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)的很少，后者出現(xiàn)的多。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(dǎo)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(chǎn)生動載荷，導(dǎo)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(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。4.2齒輪強度計算4.2.1齒輪彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應(yīng)力FKKwbty（4-1）4.2.1齒輪彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應(yīng)力FKKwbty（4-1）——彎曲應(yīng)力（MPa）；F為圓周力（N），F(xiàn)=艾；1 1dTg為計算載荷（Nmm）；d為節(jié)圓直徑；K——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65；bKf――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20t 端面齒距（mm）；y 齒形系數(shù)，如圖3-1所示。以為齒輪節(jié)圓直徑d=mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述參數(shù)代入（4-1）后得：b=得：b=2作Kfw兀m3zKy（4-2）當計算載荷T取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Tmax時，一擋、倒擋直齒輪需用彎曲應(yīng)力在40^800MPa。貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax根據(jù)傳動比換算到一擋的值，由Temax=484000Nmm,帶入下式gemaxz1得Tg=1006720Nmm又K°=L65,S7,K廣1，1（主動），K「0.9（從動）,y為齒形系數(shù)’參考汽車設(shè)計P97一擋：Z11=52（從動），J=17（主動）2TKKw 兀m3zKy2x1006720x1.65x0.9b= =151.4MPw11 3.14x43x58x7.0x0.182 ab12=596.9MP二檔：z9=52（從動），Z]0=23（主動）得：b9=170MP,b10=445.7MP倒擋：z13=40,z14=14,z15=22得：b13=218.7MP,b14=735.9MP（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力bw（4-3）FK

b= 1 b（4-3）wbtyK

82TF——圓周力（N），＜=—^；Tg為計算載荷（N^m）；

d 節(jié)圓直徑（mm）,d=%',m為法向模數(shù)（mm）；cosPnK°——應(yīng)力集中系數(shù)，K^=1.50；氣——重合度影響系數(shù)，氣=2.0；將上述有關(guān)參數(shù)帶入式（4-3），整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為(4-4)2TKcosPw兀m3zKyK(4-4)當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩匕啞時，對乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180n350MPa范圍，對貨車為10^250MPa。計算第一軸常嚙合齒輪的彎曲強度。已知Tmax=484000N?mm，K廣7，z=52,P8=26。，y=0.185 ，將上述數(shù)據(jù)代入式（4-4）與曰 2x484000xcos26°x1.5得：b= =71.9MPw3.14159X52x3.53x0.185x7.0x2.0 a同樣的方法可求得其他斜齒輪的彎曲應(yīng)力，均滿足應(yīng)力要求。4.2.2齒輪接觸應(yīng)力=0.418=0.418Ife"1)b二■+一jb<pzPJ（4-5）式中，b----齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；jF——齒面上的法向力（N），F(xiàn)=F0/o）aP；1F]——圓周力在（N），F(xiàn)=2T/d；a 節(jié)點處的壓力角（°）；p 齒輪螺旋角（°）；E——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取E=190x103MPa；b 齒輪接觸的實際寬度，20mm；P「*――主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；'直齒輪： Pz=[Sina （4-6）P廣rsina （4-7）

(4-8)(4-9)斜齒輪：p=(rsina)/C0S2Pp=(rsina)cos2P(4-8)(4-9)F

1

cosacosF

1

cosacosP2T

g

dcosacosPT emax mzcosan14840003.5x25xcos20。=5886N其中，r「［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1max作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力Pj.見下表：表3-1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪p/MPa7滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900~2000950~1000常嚙合齒輪和高檔1300~1400650~700（1）第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b=Km=7x3.5=24.5mm_rsina=mzsina=3.5x25xsin20°= 5mmz cos2P 2cos2P 2xcos226°=rsina_mzsina=3.5x52xsin20°=3?5b cos2P 2cos2P2xcos226°E=2.1x105MPa代入式（4-5）得aj=839.9M^M^足設(shè)計要求。（2）高檔一5擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力F 2TF 2TF= 1——= g —cosacosPdcosacosP emax~1

mzzcosa484000x253.5x33x46xcos20°=2424Nb=Km=7x3.5=24.5mm=rsina_mzsina=3.5x52xsin20°=3?5mmb cos2P 2cos2P2xcos226°_rsin以_mzsin以_3.5x52xsin20o_^^5b cos2P 2cos2P2xcos226oE_2.1x105MPa代入式（4-5）得QJ_552MPa，滿足設(shè)計要求。（3）一擋和倒擋直齒輪接觸應(yīng)力F_ L/i氣 _ 484000x25x14 _985nmzzzcosa 4x40x22x52xcos20。b_Km_7.0x4=28.0mmmzsina 4x22xsin20。p_——15 _ _15.0mmz2 2_mzsina_4x58xsin20。_397pb ^2 2 .mmE_2.1x105MPa代入式（4-5）得qj_344.3MP，滿足設(shè)計要求。4.2.3齒輪材料及熱處理國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58-63HRC，芯部硬度為33-48HRC。變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表面的高硬度與芯部的高韌性相結(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。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應(yīng)考慮。值得指出的是，對齒輪進行強力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。齒輪在熱處理后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形。4.3軸的計算變速器在工作時，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)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設(shè)計變速器時，器剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關(guān)的剛度和強度方面的驗算。4.3.1初選軸的直徑在已知中間軸式變速器中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑d=0.45A；則已知A=l50mm，所及可以計算出第二軸和中間軸中部直徑d=0.45A=O.45XI50=67.5mm。所以初選第二軸和中間軸中部直徑d=68mm。軸的最大直徑d（mm）和支承間距離L的比值：對中間軸，d=0.16-0.18；Ld對第二軸，一=0.18-0.21。L已知d=68mm，所以可以初步計算中間軸支承間距L=377.8?425mm，第二軸支承間距L=323.8~377.8mm，初選L=400mm;L=350mm。第一軸花鍵部分直徑可按下式初選：d=K3T~emax式中，K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0?4.6；Tmax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Tmax=484^^。將數(shù)據(jù)代入上式可得d=31.4~36.2mm。初選第一軸花鍵部分直徑d=34mm。4.3.2軸的強度計算（1）軸的強度驗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；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可以對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支撐點反作用力，必須先求第二軸的支點反力、擋位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應(yīng)當對每個檔位都進行驗算。驗算時，將軸看作鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取T。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計算。計算式，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下圖所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為匕，在水平面內(nèi)撓度fs為和轉(zhuǎn)角為5，可分別用下式計算

￡Fa2b2

f= c3EILFa2b2f=~2S 3EILFab(b-a)5= 3EIL式中，F(xiàn)1----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于F；F----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）,這里等于F；E——彈性模量（MPa）,E=10x5（MPa）,E=2.1x105MPa；I----慣性矩（mm4），I=兀d44，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）。軸的全撓度為f=：f^j<0.2mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為f]=0.05?0.10mm，f]=0.10^0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過c s0.002rad。其中:2其中:2T itanaF= emax （2）軸的強度計算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)玩去變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力七和F之后，計算相應(yīng)的彎矩Mc、Ms。軸在轉(zhuǎn)矩孔和彎矩的同時作用下，其應(yīng)力為：父M32M5==W兀d3式中，M=伽2+M2+T（Nmm）；d為軸的直徑，花鍵處取內(nèi)徑；W為抗彎界面系數(shù)。在抵擋工作時，[§]<400MPQ。對軸上的花鍵，應(yīng)驗算齒面的擠壓應(yīng)力。變速器的軸用與齒輪相同的材料制造。經(jīng)計算，變速器軸滿足剛度和強度的需求。五、同步器和操縱機構(gòu)的選擇5.1鎖銷式同步器同步器有常壓式、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，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。慣性式同步器中有鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、和多錐式幾種。5.1.1鎖銷式同步器結(jié)構(gòu)圖所示鎖銷式同步器的摩擦元件是同步環(huán)2和齒輪3上的凸肩部分，分別在它們的內(nèi)圈和外圈設(shè)計有相互接觸的錐形摩擦面。鎖止元件位于滑動齒套1的圓盤部分孔中做出的錐形肩角和裝在上述孔中、在中部位置處有相同角度的斜面鎖銷4。鎖銷與同步環(huán)2剛性連接。彈性元件是位于滑動齒套1圓盤部分徑向孔中的彈簧7。在空擋位置，鋼球5在彈簧壓力作用下處在銷6的凹槽中，使之保持滑動齒套與同步環(huán)之間沒有相對移動。鋌止位妥鎖銷式同步器結(jié)構(gòu)方案

注：1-滑動齒套2-同步環(huán)3-齒輪4-鎖銷5-鋼球6-銷7-彈簧在慣性式同步器中，彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件，它用來使有關(guān)部分保持在中立位置的同時，又不妨礙鎖止、解除鎖止和完成換擋的進行。5.1.2鎖銷式同步器工作原理同步器換擋過程由三個階段組成。第一階段，同步器離開中間位置，作軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，如圖6-1所示，由于齒輪3的角速度o和滑動齒套1的角速度氣不同，在摩擦力矩作用下瑣銷4相對滑動齒套1轉(zhuǎn)動一個不大的角度，并占據(jù)圖上所示的鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。第二階段，來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于03和氣不等，在上述表面產(chǎn)生摩擦力?；瑒育X套1和齒輪3分別與整車和變速器輸入軸轉(zhuǎn)動零件相連。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉(zhuǎn)速逐漸接近，其角速度差A(yù)o=|也-氣|減小了。在Ao=0瞬間同步過程結(jié)束。第三階段，Ao=0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，此時滑動齒套和鎖削上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據(jù)了換擋位置。鎖銷式同步器的優(yōu)點是零件數(shù)量少，摩擦錐面平均半徑較大，使轉(zhuǎn)矩容量增加。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。5.2鎖環(huán)式同步器5.2.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)如圖所示，鎖環(huán)式同步器的結(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。作為鎖止元件是做在鎖環(huán)1或4上的齒輪和做在嚙合套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塊壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑塊寬一個接合齒。8 7 6 5鎖環(huán)式同步器注：1、4一鎖環(huán)2一滑塊3一彈簧圈5、8一齒輪6一嚙合套座7一嚙合套5.2.2鎖環(huán)式同步器工作原理換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(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Ao，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(zhuǎn)過一個角度，并由滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖a），使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止狀態(tài)，換擋的第一階段工作至此已完成。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，完成了換擋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擋力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖b）完成同步換擋。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。鎖環(huán)式同步器工作原理注：a）同步器鎖止位置 b）同步器換擋位置1一鎖環(huán)2一嚙合套3一嚙合套上的接合齒4一滑塊5.3同步器的選擇與主要參數(shù)的確定本設(shè)計所采用的同步器類型為鎖銷式同步器（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(shè)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a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6?12個，槽寬3?4mm。（2）錐面半錐角偵摩擦錐面半錐角a越小，摩擦力矩越大。但a過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tana>f。一般a=6。?8°。a=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a=7。時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7。。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取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大