【正文】 速器還應(yīng)能進(jìn)行動力輸出。 5 結(jié)構(gòu)緊湊，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制造成本底。 繪制變速器總裝圖 1 張（ 0 號圖）、 二軸 圖 張（ 1 號圖）、 中間軸 圖 張（ 1號圖）、齒輪零件圖折合 1 張（ 0 號圖） 。 設(shè)計說明書應(yīng)包括：目錄、中、英文 摘要、設(shè)計說明、方案論證、計算過程、結(jié)論、畢業(yè)設(shè)計完成情況的自我評價及其它說明。 其中，固定式變速器應(yīng)用較廣泛，又可分為兩軸式， 三 軸式和多軸式變速器。要采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面： 結(jié)構(gòu)工藝性 兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機(jī)縱置時，主減速 器 可 7 用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而發(fā)動機(jī)橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。三軸式變速器的各前進(jìn)檔均為常嚙合齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命比較接近。 轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，這樣可將變速器和主傳動器組成一個整 體，使傳動系的結(jié)構(gòu)緊湊，汽車得到較大的有效空間，便于汽車的總體布置。 變速器傳動機(jī)構(gòu)的分析 根據(jù) 第一節(jié) 所述，采用中間軸式變速器，在各檔數(shù)相同的條件下，各變速器的差別主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方案和倒檔傳動方案。缺點是換檔時齒端面承受很大的沖擊會導(dǎo)致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在一檔和倒檔上。因此，這種換 檔方法目前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上使用。 8 同上述兩種換檔方法相比，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)使用壽命短等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。為實現(xiàn)傳動有些利用在前進(jìn)檔的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 9 方案 6.（如圖 ）所示） 此方案中，采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔方便。但換 檔時容易發(fā)生沖擊，產(chǎn)生噪聲大壽命短。 應(yīng)使駕駛員得到必要的手感。 本次設(shè)計傳動方案如圖 22 所示 結(jié)構(gòu) 原理圖和 傳動路線 10 Ⅰ 檔：一軸 →1→2→ 中間軸 →12→11→ 二軸 →9 、 11 齒輪間的同步器 → 輸出 Ⅱ 檔：一軸 →1→2→ 中間軸 →10→9→9 、 11 齒輪間的同步器 → 二軸 → 輸出 Ⅲ 檔：一軸 →1→2→ 中間軸 →8→7→5 、 7 齒輪間同步器 → 二軸 → 輸出 Ⅳ 檔：一軸 →1→2→ 中間軸 →6→5→5 、 7 齒輪間同步器 → 二軸 → 輸出 Ⅴ 檔：一軸 →1 、 3 齒輪間同步器 → 二軸 → 輸出 Ⅵ 檔：一軸 →1→2→ 中間軸 →4→3→1 、 3 齒輪間同步器 → 二軸 → 輸出 R 檔：一軸 →1→2→ 中間軸 →14→15→13→ 二軸 → 輸出 具體零部件方案確定 下面就同步器的具體形式、軸承的選擇、變速器殼體的形式及擋位的設(shè)置問題分別討論： 同步器的選擇 同步器是在接合套換擋機(jī)構(gòu)基礎(chǔ)上發(fā)展起來的，其中除有前面已述及的接合套、花鍵轂、對應(yīng)齒輪上的接合齒圈外，還增設(shè)了使接合套與對應(yīng)接合齒圈的圓周速度迅速達(dá)到并保持一致的機(jī)構(gòu)，以及阻止二者在達(dá)到同步之前接合以防止沖擊的結(jié)構(gòu)。如果駕駛員用力過猛，則可能在未達(dá)到同步前，接合套便克服彈簧壓力，壓下定位銷而與齒輪的接合齒圈接觸，此時齒間仍將產(chǎn)生沖擊。 慣性式同步器又分為：鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、多錐式等幾種： 慣性式同步器能做到換擋時兩換擋元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前，不允許換擋，因而能完善地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。而且鎖止面在同步錐環(huán)的接合齒上。這樣可使軸向尺寸變小。 軸承形式 變速器要求增長傳遞功率與質(zhì)量之比，而且要求工作軸承的可靠性高，容量大，性能好、壽命長，故軸承的選擇比較重要。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 變速器中的軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲、降低使用壽命。 第二軸制成階梯式，以便于各 齒輪的安裝，從受力及合理利用材料來看也是必須的。 固定式中間軸為 齒輪軸。按變速桿相對于變速器的位置，機(jī)械式又可分為直接操縱與遠(yuǎn)距離操縱。近年來單軌式操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸且各擋用同一組自鎖裝置，因而使操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡化，但它要求換擋行程 相等。 3 變速器設(shè)計計算 變速器主要參數(shù)的選擇 軸的直徑 軸的功用及設(shè)計要求 變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩，彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強(qiáng)度和剛度。 在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變數(shù)器軸的長度可以初步確定。 取 d=40mm 軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行修正。由于汽車上坡行使時，車速不高，故可以忽略空氣阻力，這時： m a xm a x ifk FFF ?? （ 33） 式中： maxkF ——最大驅(qū)動力；即 maxkF = maxeT 1i 0i ? / 0R fF ——滾動阻力；即 fF =f m g cos max? maxiF ——最大上 坡阻力。 中心矩 A 對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A 初選中心矩 A 時 ，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 A = 3 1m ax gea iTK ???? (35) aK —— 中心距系數(shù)： aK =~,取 ； 1i —— 變速器一檔傳動比； g? —— 變速器傳動效率：取 g? ＝ 96％； maxeT —— 發(fā)動機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（ Nm）； ∴ A=(550)1/3 取 A = 齒輪參數(shù)選擇 模數(shù)的選擇 影響齒輪模數(shù)選取的因素很多，如齒輪強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。m 1i ——變速器一檔傳動比； g? —— 變速器傳動效率：取 g? ＝ 96％； 該設(shè)計選用同一模數(shù)進(jìn)行，故斜齒輪法向模數(shù)取 nm =4；直齒輪模數(shù)取 m =4 壓力角α的選擇 15 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。176。實際上，因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20176。隨著 β 增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高，不過，當(dāng)螺旋角大于 30176。 初 選 2,1? =25176。 1 一檔齒輪齒數(shù) 斜齒 hZ =2A nm?cos (36) 選取 12,11? ＝ 20176。/4= 取 1Z =19， 2Z =42（圓整）； 修正 1i 1i = 2Z 11Z /( 1Z 12Z ) =4246/（ 1918） = i %=||/=%5% (合格 )； 修正 ? 由 A＝ nm ( 1Z + 2Z )/（ 2cos 2,1? ） (37) 得 2,1? ＝ arccos［ nm ( 1Z + 2Z )/（ 2A）］ = 176。/4 = 取 9Z =40, 10Z =24(圓整 )； 17 修正 2i 2i ＝ 2Z 9Z /（ 1Z 10Z ） ＝ 4240/（ 1924） ＝ i %＝ ||/100% ＝ %5% (合格 )； 修正 10,9? 10,9? ＝ arccos［ nm ( 9Z + 6Z )/（ 2A）］ =176。,得 7Z ＋ 8Z ＝ 2A cos 8,7? / nm =2136cos20176。） 5Z / 6Z ＝ 4i 1Z / 2Z ＝ 19/42 ＝ 由 A ＝ nm ( 5Z + 6Z )/2cos 6,5? 取 6,5? ＝ 20176。 5 確定六檔齒輪齒數(shù)（ 4,3? ＝ 20176。 從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關(guān)系式： tg 2,1? /tg 4,3? = 2Z /( 1Z + 2Z )(1+ 3Z / 4Z ) tg 2,1? /tg 4,3? = 2Z /( 1Z + 2Z )(1+ 3Z / 4Z )= ||= 兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。 修正后各檔的傳動比為： 1i =, 2i =, 3i =, 4i =, 5i =1， 6i =， gri = 7 齒輪精度的選擇 根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取 1Z ～ 8Z 為 6 級， 9Z ～ 15Z 為 7 級。 9 材料選擇 現(xiàn)代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，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。輪齒折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導(dǎo)致輪齒斷裂。 2 齒面點蝕 齒面點蝕是 閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。 3 齒面膠合 高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸應(yīng)力大，使齒面間潤滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸， 局部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。而本設(shè)計所選材料 20CrMnTi許用彎曲應(yīng)力可達(dá)到 450 N/mm2 。并與工藝要求有密切關(guān)系。第一軸花鍵尺寸與離 合器從動盤轂內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第二軸安裝同步器齒轂的花鍵采用漸開線花鍵，漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，定位性能好，承載能力大，花鍵齒短，其小徑相應(yīng)增大，可提高軸的剛度。在低檔的滑動掛檔齒輪處，軸上花鍵采用矩形花鍵，因為掛檔時，齒輪須軸向滑動，要求定心好，滑動靈活。輕型汽車變速器各檔齒輪常用彈性擋圈軸向定位，彈性擋圈定位簡單，但拆裝不方便，并且與旋轉(zhuǎn)件端面油相對摩擦，同時彈性擋圈亦不能傳遞很大的軸向力，這是很不利的，因此只在輕型汽車變速器中采用。軸常輕壓于殼體中。由于中間軸上一檔齒輪尺寸較小，常與軸做成一體，成為中間齒輪軸，而高檔齒輪則通過鍵或過盈配合與中間軸結(jié)合，以便齒輪損壞后更換。 不同檔位時，軸所受的力及支承反力是不同的，須分別計算。中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結(jié)構(gòu)保證，無需進(jìn)行強(qiáng)度分析。 不同檔位時，軸所承受力及支承反力是不同的，須分別計算。 軸的強(qiáng)度計算及校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險斷面進(jìn)行驗算。 表 31 彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力以及合成應(yīng)力 軸 軸 支點 水平面內(nèi)支承反力 垂直面內(nèi)支承反力 二 軸 C C1=Px*mx/l C2=(Rx*mxQx*rx)/l D D1=Px*nx/l D2=(Rx*nx+Qx*rx)/l 一 軸 B B1=[C1*(g+k) –Pc* (h+g)]/g B2=[Rc*(h+g)C2*(k+g)Qc*rc]/g A A1=( C1*kPC*h)/g A2=( Rc*h C2*k Qc*rc)/g 彎曲應(yīng)力： ?? ＝??WM (310) 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： n? ＝nnWM (311) 合成應(yīng)力： ? ＝ 22 n??? ? (312) 式中： ?W ——軸截面抗彎截面系數(shù)； nW ——軸截面抗扭截面系數(shù)。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，并破壞了齒輪的正確嚙合。 總f ＝ 垂直水平 22 ff ? (329) 變速器第二軸的剛度最小。 斜齒輪對軸和支承的變形較直齒輪敏感。 計算軸的撓度 根據(jù)材料力學(xué)的公式得： 二軸和一軸的剛度： 水平轉(zhuǎn)角： δ=Pxab(ba)/(3EIl) (330) 水平撓度： fs=Pxa2b2/(3EIl) (331) 垂直撓度： fc=Rxa2b2/(3EIl)+Qxrxa(3a+