【正文】 卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。 其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 7 第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭 ，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合 器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機如果使用手動檔，則會反復(fù)地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。 三、手動 /自動變速器（ AMT） 其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。在 D 檔時，可自由變換 降檔 ()或加檔 (+)，如同手動檔一樣。 所以，手動 /自動車在普及上還是具有相當(dāng)?shù)膬?yōu)勢。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點。裝配該技術(shù)的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最 合適的傳動比。 本設(shè)計是根據(jù)東方之子 手動豪華車型而開展的，設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型： 主減速比： 最高時速： 190km/h 輪胎型號： 205/65R15 發(fā)動機型號： SQR481FC 最大扭矩： 170Nm/4500 最大功率： 95kw/5750 最高轉(zhuǎn)速： 6000r/min 奇瑞東方之子 豪華型 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 9 第一章 機械式變速器的概述及其方案的確定 167。 對變速器的主要要求 是： 1. 應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 4. 傳動效率高。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 設(shè)計時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范 圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。 通常，有級變速器具有 5 個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達 6~16 個甚至 20 個。多于 5 個前進檔將使操縱機構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力 傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。 兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它 們連接得到直接檔。 圖 13 中間軸式四檔變速器傳動方案 如圖 13 中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 13a、 b 所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖 13c 所示傳動方案的 二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。 圖 15 中間軸式六檔變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 2． 倒檔傳動方案 圖 16為常見的倒擋布置方案。圖 16d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 16c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。 167。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)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。 直齒滑動齒輪換檔的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 17 3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 20~30），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 a b （圖 19）。同步器的結(jié)構(gòu)如圖 110 所示： 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 18 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s in )e g I TrT i i m g f m gr ? ? ? ?? ? ? 圖 110 鎖環(huán)式同步器 l、 4同步環(huán) 。6— 滑塊 。 11齒輪 第二章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計 167。 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg； rr=； Te max=170Nm； i0=； η=。根據(jù)上式可的出： q =。 三、軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。 本次設(shè)計采用 5+1 手動擋變速 器，其殼體的軸向尺寸是 3? =， 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。 表 21 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 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。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 這里 ?Z 修正為 51，則根據(jù)式（ 28）反推出 A=。 二檔傳動比 （ 212） 而 ，故有： ③ 對于斜 齒輪， （ 213） 故有： 5387 ??ZZ ④ ③ 聯(lián)立④得： 2231 87 ?? ZZ 、 。 而通常情況下，倒檔軸齒輪 13Z 取 21~23，此處取 13Z =23。 齒輪變位系數(shù)的 選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上 組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。其中，一檔主動齒輪 10 的齒數(shù) Z10〈 17，因此一檔齒輪需 要變位。 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。 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。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7級。 mm）， d為節(jié)圓直徑。 二檔齒輪圓周力： （ 34） 根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出： 87ttFF? = 齒輪 8 的當(dāng)量齒數(shù) 3/ cosnzz ?? =，可查表（ 31）得： 8 ? 。）； ? 齒輪螺旋角（176。 1. 軸的結(jié)構(gòu) 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。而軸的直徑可參考同類汽車變速器 軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 30 ? ?395500000 .2TTTPTnWd??? ? ?式初步選定： 第一軸和中間軸： (0 .4 ~ 0 .5 ) ,d A m m? （ 41） 第二軸： 3 m ,ed T m m? （ 42） 式中 maxeT 發(fā)動機的最大扭矩， N 軸的校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。 1. 第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角 ? 來表示。 2. 第二軸的校核計算 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： （ 45） （ 46） （ 47） 式中 i 至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比 ； d 計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 105mm； ? 節(jié)點處的壓力角，為 16176。 代入上式可得： ， 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 32 16021 6 0 7 5atAdFFF ? ? ?? ? ?2 2 22 2 25( 210 .78 100 0) ( 110 .78 100 0) ( 654 .5 100 0) 10c s jM M M TN m m? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ?? ?332Md?????2213c Fa bf EIL? ， 。 2）軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度 cf 和在水平面內(nèi)的撓度 sf 可分別按下式計算： 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 33 2223sF a bfEIL?sff ?? （ 411） （ 412） 式中 , 1F 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N） ,這里等于 tF ； 2F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N），這里等于 rF ； E彈性模量（ MPa）， 10E ??（ MPa）， E = ? MPa； I慣性矩（ 4mm ）， 4