【正文】 變速器的市場比重為 74%，占據(jù)較大的市場份額。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。 三、在中國市場，從技術支持、目前的市場份額以及設備提供這幾個方面來看 AMT與 LPG、 AUTOE 和汽油、 CVTE 和混合動力以及 DCT 和柴油都具有相似性。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在起動發(fā)動機以及汽車滑行或停車時使發(fā)動機與傳動系保持分離；必要時還應有動力輸出功能。 2. 設置空檔，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設置倒檔，使汽車可以倒退行駛。 4. 重量輕、體積小。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。 7. 貫徹零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設計要求，遵守有關標準和法規(guī)。其中 固定軸式應用廣泛，有 兩軸式和三軸式之分， 前者多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。因此。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。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。 變速器主傳動方案的比較 圖 23 是三軸式五檔變速器傳動方案。在檔數(shù)相同的條件下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和倒檔傳動方案上有差別。 變速器用圖 23c 所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。 在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。 某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 圖 24f 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。 變速器主要零件的結構方案分析 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。 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。 換檔結構型式 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。 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。 在本設計中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。其傳動路線： 1 檔：一軸→ 1→ 2→中間軸→ 10→ 9→ 11 間同步器→二軸→輸出 2 檔：一軸→ 1→ 2→中間軸→ 8→ 7→ 7 間同步器→二軸→輸出 3 檔：一軸→ 1→ 2→中間軸→ 6→ 5→ 7 間同步器→二軸→輸出 4 檔：為直接檔，即一軸→ 1→ 3 間同步器→二軸→輸出 5 檔：一軸→ 1→ 2→中間軸→ 4→ 3→ 3 間同步器→二軸→輸出 倒檔：一軸→ 1→ 2→中間軸→ 12→ 13→ 11→ 11 間同步器→二軸→輸出 圖 25 五檔變速器結構簡圖 第三章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設計 變速器主要參數(shù)的選擇 主減速比： 最高時速： 190km/h 最大扭矩： 170Nm/4500rpm 最高轉(zhuǎn)速： 6000r/min 0100km/h 加速時間： 12s 發(fā)動機功率： 120 馬力 檔位數(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。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。 根據(jù)公式（ 32）可得： igI =。 故有： ?gIIi 、 ?gIIIi 、 ?gIVi （修正為 1）。 齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則： 1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬； 2）為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)； 4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。 一檔直齒輪的模數(shù) m 3 ? mm （ 36） 通過計算 m=3。 表 31 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 齒形 壓力角 α 螺旋角 β 轎車 高齒并修形的齒形 176。 25176。 ~30176。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。為此，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(jīng)軸承蓋由殼體承受。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(~)m， mm 斜齒 b=(~)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。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。 2） 對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。則取 ?Z =51 。 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 37）求出常嚙合齒輪的傳動比 91012 zzizz gI?? （ 39） 由已知數(shù)據(jù)可得： 12 ?zz 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 ?cos2 )( 21 zzmA n ?? （ 310） 由此可得：nmAzz ?cos221 ?? （ 311） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出： 5321 ??ZZ 。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 2726 65 ?? ZZ 、 ；五檔齒輪 3716 43 ?? ZZ 、 。 由1212131311 zzzzzzigr ??? （ 314） 可計算出 2711?Z 。 7 2 .52 c o snm z zA m m???? 第四章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇 齒輪的損壞原因 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。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。 K? —— 應力集中系數(shù)，可近似取 ； fK —— 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，從動齒輪取 ； b —— 齒寬（ mm），取 20 t —— 端面齒距（ mm）； y —— 齒形系數(shù) 當處于一檔時，中 間軸上的計算扭矩為： 9 2max10 1gez zTT zz? ? ? （ 42） 可求得 gT =659668Nm 故由 dTF g /210 ? 可以得出 10tF ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 41）可得 10 MPa? ? 9 M Pa? ? 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 [10]在 400~850MPa 之間。 依據(jù)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： 5 MPa? ? ； 6 MPa? ? 四檔： 1 MPa? ? ； 2 MPa? ? 五檔： 3 MPa? ? ； 4 M Pa? ? 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180~350MPa 范圍內(nèi)。）； E —— 齒輪材料的彈性模量（ MPa），查資料可取 3190 10E M Pa?? ； 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： sinzzr??? （ 46） sinbbr??? （ 47） 斜齒輪： 2( sin ) c oszzr? ? ?? （ 48） 2( sin ) c osbbr? ? ?? （ 49） 其中， zbrr、 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。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(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。其結構如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖 52 變速器中間軸 軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝 [12]要求而 定。因此，軸的直徑 d 與軸的長度 L 的關系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=~ ； 第二軸： d/L=~ 。下面對第一軸和第二軸進行校核。 其中 P =95kw， n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 3959550000 57505 0 .50 .2 2 5T M P a? ???? 由查表可知 [ T? ]=55MPa，故 T? ? [ T? ]，符合強度要求。 第二軸的強度與剛度校核 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： max2 et TiF d? （ 55） max2 tancoser TiF d ??? （ 56） max2 tanea TiF d ?? （ 57）