【正文】 式中m——汽車的總質量； g——重力加速度； f——道路阻力系數； αmax——最大爬坡度； rr——驅動車輪的滾動半徑； Temax——發(fā)動機最大轉矩； i0——主減速比；ηt——汽車傳動系的傳動效率。本車型最高擋為直接擋，其傳動比ig5=。 中心距對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距。此外，受一擋小齒輪不能過少的限制，要求中心距也要取大些。 外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間（過渡）齒輪和換擋機構的布置初步確定。為檢測方便，A取整。變速器用齒輪模數的范圍見表41。 壓力角α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。本設計變速器齒輪采用20。圖41 中間軸向力的平衡最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數或齒數和不同等原因而造成的中心距不等的現象消除。~34。考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。通常根據齒輪模數m（mn）的大小來選定齒寬：直齒b=kcm，kc為齒寬系數，~。由上可得，一擋和倒擋直齒的齒寬b=kcm=3=21mm，其余各擋斜齒b=kcmn==18mm 齒輪變位系數的選擇原則采用變位齒輪，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。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。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。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?？傋兾幌禂翟叫?，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。現在包括我國在內。圖42 中間軸式五擋變速器傳動方案 確定一擋齒輪的齒數一擋傳動比為 （410）為了求各齒輪的齒數，先求其齒數和zh 直齒zh=2A/m=（278）/=52 （411）中間軸上的一擋小齒輪的齒數盡可能取少些，以便使z9/z10的傳動比大些，在i1已定的條件下，z2/z1的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度。 對中心距A進行修正由于zh恰好為整數，所以對中心距A沒有影響，不需要修正。三擋斜齒輪： （416） （417）求得z5=26，z6=25。倒擋齒輪選用的模數往往與一擋相近。變速器軸的最大直徑d與支承間的距離l可按下列關系式初選： 對中間軸： 對第二軸： 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據中心距A(mm)按下式初選： （423） 則中間軸的長度初定為219mm，第二軸的長度為195mm。前者在變速器中出現得極少，而后者出現得多些。此外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。 輪齒彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應力 （51）式中，彎曲應力；F1為圓周力，F1 =2Tg/d；Tg為計算載荷（N，由上式可得1擋主動齒輪 1擋從動齒輪的齒寬b要加寬5mm，以防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷。mm）；d為節(jié)圓直徑（mm），d=mnz/cosβ，mn為法向模數；z為齒數；β為斜齒輪螺旋角；Kσ為應力集中系數，Kσ =；b為齒面寬（mm）；t為法向齒距（mm），t =πm；y為齒形系數，可按當量齒數zn =z/cos3β在圖51中查得；Kε為重合度影響系數，Kε =。mm），??；d為節(jié)圓直徑（mm）；α為節(jié)點處壓力角，β為齒輪螺旋角；E為齒輪材料的彈性模量（MPa），105MPa；b為齒輪接觸的實際寬度；ρz、ρb為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，直齒輪ρz =rzsinα、ρb=rzsinα，斜齒輪ρz =rzsinα/cos2β，ρb=rbsinα/cos2β；rz、rb為主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應考慮。滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，芯部硬度為33~48HRC。所以設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能實現正確的嚙合為前提條件。圖52 變速器軸的變形簡圖a）軸在垂直面內的變形 b）軸在水平面內的變形初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。作用在第一軸上的轉矩應取Temax。變速器齒輪在軸上的位置如圖53所示時，可分別用下式計算圖53 變速器軸的撓度和轉角 （59） （510） （511）式中，Ft為齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；Fr為齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；E為彈性模量，E=2105MPa；I為慣性矩（mm4），對于實心軸：I=πd4/64；d為軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；a、b為齒輪上作用力距支座A、B的距離（mm）；L為支座間距離（mm）。作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。根據二擋齒輪進行彎扭分析，106N常壓式同步器結構雖然簡單，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，現已不用。所以本設計采用的是慣性式同步器。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。圖61 鎖環(huán)式同步器4—鎖環(huán) 2—滑塊 3—彈簧圈 8—齒輪 6—嚙合套座 7—嚙合套 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，推動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。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成了換擋過程的第二階段工作。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換擋時只能掛入一個擋位，換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。近年來，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各擋同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各擋換擋行程相等。這時要求整套系統(tǒng)有足夠的剛性，且各連接件之間間隙不能過大，否則換擋手感不明顯，并增加了變速桿顫動的可能性。齒輪表面粗糙數值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。第一軸花鍵軸部分采用矩形花鍵，齒數為22。潤滑方式采用油潤滑。 變速器殼體變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時質量要小，并具有足夠大的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。經計算得出變速器縱向內部尺寸為205mm。注油孔位置設計在潤滑油所在平面處，同時利用它作為檢查油面檢查高度的檢查孔。變速器頂部裝有通氣塞，保持變速器內部的大氣壓力。圖91 一擋大齒輪圖92 變速器第二軸10 結論 本次設計的是一款中型轎車的中間軸式五擋手動變速器，變速器與發(fā)動機是汽車最重要的兩個核心部件，代表著整個汽車工業(yè)的技術水平，手動變速器在我國發(fā)展已經非常成熟，但是對于沒有任何社會經驗的大學生還是需要對其進行學習和研究的。變速器除倒擋外均采用同步器掛擋，雖然成本增加，但是使換擋迅速、無沖擊、無噪聲，提高了汽車的加速性、燃油經濟性、平順性和安全性。此次設計的不足之處是由于變速器設計項目繁多，本次只進行了主要部件的設計計算，由于時間倉促和水平有限，本次設計不能盡善盡美，但是通過畢業(yè)設計我學到了很多專業(yè)知識，增長了很多實踐經驗，個人能力得到了很大提高，為今后的社會工作打下了良好的基礎。一擋和倒擋由于速度較低，換擋沖擊不大，于是采用直齒輪和直齒滑動齒輪換擋，節(jié)省了成本。擋數較多，增加了選用合適擋位使發(fā)動機處于經濟工作狀況的機會，提高了燃油經濟性。9 變速器CAD模型經過分析計算所得的數據，結合AUTOCAD2007軟件繪制成了一擋大齒輪和第二軸的零件圖。放油螺塞采用永久磁性螺塞，可以吸住存留于潤滑油內的金屬顆粒。為了注油和放油，在變速器殼體上設計了注油孔和放油孔。設計時要使殼體側面的內壁與轉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，會導致產生噪聲和使變速器過熱。由于漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。如圖81圖81 花鍵齒輪變速器軸靠近殼體的部分均采用圓錐滾子軸承支承。齒輪的制造精度為7級。圖71 遠距離操縱手動換擋變速器工作原理簡圖本次設計設計的是前置后驅式汽車的變速器，所以采用的是遠距離操縱手動換擋變速器。這種手動換擋變速器稱為遠距離操縱手動換擋變速器。 直接操縱手動換擋變速器當變速器布置在駕駛員座椅附近，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擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。圖62 鎖環(huán)式同步器工作原理鎖環(huán)式同步器有工作可靠，零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，轉矩容量不大，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量不大的貨車變速器中。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖62a），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。在不換擋的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內環(huán)槽中，使同步器用來換擋的零件保持在中立位置上。 鎖環(huán)式同步器如圖61所示，鎖環(huán)式同步器的結構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。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。變速器的軸要用與齒輪相同的材料制造，選用40Cr，7級精度。軸在轉矩Tn和彎矩同時作用下，其應力為 （513）式中，；d為軸的直徑，花鍵處取內徑；W為抗彎截面系數。由上可知，所有校核強度均在允許范圍內。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。擋位不同，