【正文】 功率、車速穩(wěn)定，傳動帶不耐用，不能承受較大的載荷；DCT 燃油消耗比較低而且乘坐舒適性良好，手動變速器進化而來的先進變速器。但手動檔變速器的低燃油消耗，以及獨特的駕駛體驗和操縱快感是不容忽視的，同時中國的各大駕校在對學員的駕駛技術教學中使用的普遍還是手動檔。汽車，高速發(fā)展的產(chǎn)物，工業(yè)不斷的的高速前進，隨著世界燃油儲備的下降和價格的日漸上漲，針對汽車的各種配件和技術更加人性化和先進，變速器還要考慮許多問題：1．綠色節(jié)能、環(huán)保低排放、高效實用，多元豐富的變速器，必是變速器甚至汽車工業(yè)發(fā)展面臨著的一個重大問題。3．設計更簡單的結構、燃油消耗更低，效率更高，至始至終都是變速器設計要達到的目的。 42 變速器的總體方案確定變速器的作用就是能變換一、二軸轉(zhuǎn)矩比，歸屬于齒輪傳動。1. 保證汽車的動力足夠，滿足經(jīng)濟高效。汽車在行駛過程中，不會發(fā)生跳檔、脫檔的安全隱患。5. 噪聲小。將一二軸直接聯(lián)動，形成直接檔。5圖 21 轎車三軸式四檔變速器；；如圖 22 所示，就是二軸式。兩軸式變速器在高檔運轉(zhuǎn)時，齒輪和軸承都會受到不同的負荷，故會產(chǎn)生較大噪聲，也增加了磨損，這是它不好的地方。圖 b 方案的好處是可以降低中間軸尺寸，但此時這樣換擋也變得困難了。圖 24f 的方案就很合適于齒輪副都采用常嚙合齒輪，也讓換擋變得輕便。設計為一個或兩個獨立的齒輪和軸，通過不同的連接方式連接。質(zhì)量越強越好，厚度 只要滿足強度，盡量設計得薄些。也可以根據(jù)實際安裝條件將輸出軸直接裝在殼體孔上，保證牢靠。同步器一般通過矩形花鍵連接。 軸承也是變速器設計中非常重要的一部分，他能保證其中各個部件的相對運動和承受各種載荷。 設計以當時就按照汽車在最大爬坡度時的工況下進行，這個時候該車的全部動力用來推動汽車爬坡。用公式表示如下： ??ntgeFriT?10max （）tegiri0max111式中：——驅(qū)動輪路面法向反力， ；nFgmFn1? ——驅(qū)動輪與地面間附著系數(shù)； 一般取 ~。12初取 A=80mm。乘用車，更主要的是降低工作噪聲；對于貨車，主要的減輕重量，故該參數(shù)可選得大些。 ?壓力角越小，則重合度更高，傳動平順性更好，噪聲更?。环粗?，輪強度更高。、25176。為了加工方便，所以全部采用標準壓力角 20176。螺旋角選用范圍：乘用車變速器： 兩軸式變速器為 2030 度 中間軸式變速器為 2234 度貨車變速器：1826 度本次設計螺旋角初選 30176。齒輪寬度直接關系齒輪的承載能力，b 越大，承載能力越高。齒頂高系數(shù)越小，齒輪重合度越小，而工作噪聲變大；輪齒受的彎矩降低，輪齒的彎曲應力同樣相應的變小。中心距、螺旋角、模數(shù)等參數(shù)初步確定后，依據(jù)檔數(shù)，傳動比和布置開始對各檔齒輪進行計算。而中間軸倒檔gri齒輪一般略小于一檔主動齒輪齒數(shù)，取 。 ??????取整 75mm. 表 34 各檔齒輪的參數(shù)一檔齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 五檔齒輪 常嚙合齒輪 倒檔齒輪齒輪號 9 10 7 8 5 6 3 4 1 2 中間軸齒輪 12倒檔齒輪13第二軸齒輪 11齒數(shù) 30 16 25 21 20 26 12 34 14 32 14 23 26分度圓 直徑22111.64867117.780542 69 18齒頂高 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3齒根高 全齒高 19滿足工作條件的要求不同的工作條件，齒輪傳動有不同的要求，所以材料的選擇也有不同的要求。加工工藝及熱處理工藝根據(jù)齒輪的大小有不同的工藝要求，大尺寸通常用鑄鋼、鑄鐵；略小尺寸，用鍛鋼。常嚙合齒輪因其傳遞轉(zhuǎn)矩大于其他軸的齒輪，且持續(xù)轉(zhuǎn)動，磨損多，都選擇硬齒面，小的齒輪 20 GrMnTi 滲碳處理之后再經(jīng)過淬火。各軸的轉(zhuǎn)矩：一軸轉(zhuǎn)距 Nmm4254210?三檔齒輪 N 為斜齒輪螺旋角 ；nm)(?——應力集中系數(shù)， =；?K?K——齒面寬（ mm） ；b——法向齒距， ；t nmt???——齒形系數(shù)，按當量齒數(shù) 在齒形系數(shù)圖 中查得；y ?3cosz?——重合度影響系數(shù)， =。10w?2）常嚙合齒輪彎曲強度校核已知參數(shù)： ；7,3,0??Km?? ,14???，zNmm, N??gT 查齒形系數(shù)圖得：y=??zn 查齒形系數(shù)圖得：y=；???zn代入公式得 ????w?MPa6..??， 滿足 180~350Mpa，于是合格。3w?4直齒齒輪輪齒彎曲強度計算本設計中僅倒檔為直齒輪傳 式中： ——彎曲應力；w? ——圓周力（ N） ， ；1FdTFg21? ——應力集中系數(shù)，為 ；?K ——計算載荷（ Nmm） ； ——節(jié)圓直徑（mm） ；d ——節(jié)點處壓力角；? ——齒輪螺旋角；?E ——齒輪材料的彈性模量 （ ） ；?MPa ——齒輪接觸寬度（mm） ；b， ——曲率半徑（mm ） ，z?直齒 ，斜齒 ， ； ??sin,sinbzrr????2cos)in(zr????2cos)in(br?——節(jié)圓半徑（mm） 。10j?1j MPa9（2）常嚙合齒輪接觸應力校核已知條件：，7,3,0,2??Km????14,32?zNmm, N??gT???cos2cso2zdFng????Ncos67.36?F????? 393 312??? ??bzbz zdr?????? ??將已知數(shù)據(jù)代入公式得到： )( ???bzjFE? MPa...148.)(.6 ??bzj ?， 小于 13001400 , 所以合格。3j?4j MPa直齒倒檔齒輪接觸應力校核已知條件： 24,7,20,31??zKmc??N如果剛度不足，軸會由于彎曲作用而變形， 直接影響齒輪能否正確嚙合。 綜合考慮軸選用材料為 20 CrMnTi。mm） 。m/6531460n??代入式（）得 取為 35mm。驗算時，軸可以作為鉸接支承的梁。軸的受力如圖 33 所。轉(zhuǎn)角小于 。（2）變速器在二檔工作時二軸和中間軸的剛度第一軸軸上受力分析：?tFN4329r37?aF中間軸軸上受力分析：N4396?rFcos423 ????dTFt ???r ???aF第二軸軸上受力分析：cos072cos244 ??????zmTdFngt ??rnr FF?N0613?at?二軸軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式（）得到： LdEbaFIfrrc 422436???N, mm, mm, mm, ?rF15a9104?d.][ ?????cc ff各已知參數(shù)代入公式（） ， （）得到：24224 ???LdEbaFIftts?mm0][076.???sf38 ?????scff. )9(79483)(54 ??????EILabFr?所以變速器二軸在二檔工作時滿足剛度要求。（4）變速器在五檔工作時二軸和中間軸的剛度中間軸軸上受力分析：?tFN439r0cos10723 ????dTFt ???r ???aF第二軸軸上受力分析：0cos702cos244 ??????zmTdFngt ??rnr FF?N58093?at?二軸剛度校核各已知參數(shù)代入公式（）得到： LdEbaFIfrrc 422436???41N, mm, mm, mm, mm,?rF50?a16b210?L4dmm,10.~5.][..52 ???cc ff各已知參數(shù)代入公式（） ， （）得到：24224 ????LdEbaFIftts? mm 所以滿足要求。其應力為：cs cMs （） 32dWM???式中： （N?m） ； 2nSCT??——軸的直徑（ mm）d 花鍵處取內(nèi)徑；——抗彎截面系數(shù)（mm3） ；.W在低檔工作時， 400MPa。?????Pa一檔二軸垂直方向彎矩計算：圖 38 一檔二軸垂直方向受力圖、剪力圖、彎矩圖N, N, N ,???CA)20)(()(102422 ????xxxMrC一檔二軸水平方向彎矩計算：圖 39 一檔二軸水平方向受力圖、剪力圖、彎矩圖N, N, N,???SA)210)(5()(24221 ????xxxMtS4622NSCTM??232323 )1407()()( ????N37?變速器一檔工作時N， ??aF軸承的徑向載荷： =； ?BF軸承內(nèi)部軸向力： 查得：Y=???YsAN872FB. 21 ????ssa所以47?aF ???as計算軸承當量動載荷 p查機械設計手冊得到 ，通過機械設計手冊得到 ；FAa?? 40?yx，通過機械設計手冊得到eBa7..82 .yx當量動載荷： )(arpyFxfP??).( ?????p為支反力。滑塊式同步器運轉(zhuǎn)可靠，機構結實，布置會受到很大的限制，承載能力小，鎖止面容易磨損，所以通常用于輕型車。綜合衡量，本次設計選擇鎖環(huán)式同步器。通常接近尺寸 b=～ m。: ???f uu fRaRcac式中：Rf接合齒分度圓半徑。滑塊端隙δ1不能太大，如果δ1δ2，就會使得換檔時摩擦錐面還沒有與嚙合套接觸，就與同步環(huán)齒端鎖止面相貼合，接近尺寸 Z0，此時同步環(huán)卻是浮動的，就不會產(chǎn)生摩擦力矩，嚙合套迅速通過同步環(huán)，同步器就沒有鎖止作用。53圖 43 同步器裝配尺寸確定 同步鎖環(huán)主要尺寸確定(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 螺紋槽螺線的頂部寬窄，影響它的油膜潤滑效果和磨損情況。通常??f=6176。時極少產(chǎn)生。本次取 R 為 50～60mm。 此次同步器徑向?qū)挾热??！?6176。軸向力越大大，同步時間越少。根據(jù)車型相應檔位的同步時間要求。r為50，R為，F(xiàn)=60N，r=500， ， ，計算公式得t=，符合低檔同步時306??w間。，另外的變速桿叉軸不能移動，該裝置一般有如下幾種：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉(zhuǎn)動鎖止式、三向鎖銷式。倒檔鎖使駕駛員掛倒檔時產(chǎn)生強烈反饋，防止誤掛倒檔。本次設計依據(jù)長城哈弗 H3 為原型，與之匹配的發(fā)動機型號為 4G63S4M。為此應該注意以下三點：㈠ 據(jù)換檔次序來安排位置 ； ㈡ 常用的檔一般放在中間，其它檔放在兩邊位置； ㈢ 為了防止誤掛倒檔，通常把倒檔放置在最邊上。，避免受到一點的作用力或者晃動而脫檔，確保嚙合齒輪以全齒長嚙合，駕駛員也會得到相應的換擋反饋。56圖 45 同步器57 變速器操縱機構作用是確保換擋時同步器和齒輪能夠按照要求的距離移動，從而達到需要檔位，堅決避免同時掛兩個檔。一擋（）換入二檔（）， 已知α為7176。 同步器校核對乘用車和客車 F t=60N， （42）???gssiFF式中 η 位換擋的傳動效率。??30(7)同步時間 t 同步器工作時，同步的時間小才是最好的。鎖止角 受?到諸多要素影響，如摩擦因數(shù) 、摩擦錐面、鎖止面的半徑以及錐面半錐角等。54(5)同步環(huán)徑向厚度徑向方向的厚度同樣受到其他零件和布局的約束，不應過大，但前提是要求同步環(huán)具有足夠的強度。(3)摩擦錐面平均半徑 R R 受到其他零件的尺寸，以及整體結構布局的極大限制，R 不能取大，否則限制同步環(huán)厚度。 =6176。一般泄油槽數(shù)為 6～12，寬度為 3～4mm。通常取 δ1=，δ2=～2 mm。確定h后，因為H=E: 2???Ehc圖 42 滑塊與缺口的轉(zhuǎn)動間隙 同步器設計中Ru= Rf=；本文計算得：c=； 當取h=9mm，此時可得E=。 ?ta圖 41 分度尺寸 a 與接近尺寸 b1．嚙合套齒 本設計中同步器：a=；b=。a 就是滑塊的側(cè)邊與鎖環(huán)缺口側(cè)面接觸時，二者中心線間的距離。外錐式同步器更大的摩擦力，同步過程可以極快的被完成。初選軸承型號通過機械設計手冊：右邊的軸承選用型號 30205 KN， KN37??r左邊的軸承選用型號 30206 KN， KN74orC63?r變速器一檔工作時：一檔齒輪上力為：N， ??aF軸承的徑向載荷： =； ?BF內(nèi)部軸向力： 查得：Y=所以 ?aF ??as計算軸承當量動載荷 p查機械設計手冊得到 .e???49，查機械設計手冊得到： ；eFAa?? 01?yx，查機械設計手冊得到：eBa?7..8392 4yx當量動載荷： )(??parfyFxP)(????)(36)(11026???PCnLh根據(jù)表 37，于是 h 所以軸承壽命滿足要求。軸承壽命的要求按下式計算