【正文】 trol mechanism 70 The design of the transmission box 71 Chapter summary 72Conclusion 73Thanks 74References 7576第1章 緒 論 汽車變速器概述變速器用于轉(zhuǎn)變發(fā)動機曲軸的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下，對驅(qū)動車輪牽引力及車速不同要求的需要。變速器按其傳動比的改變方式可分為有級、無級和綜合式的。變速器的結(jié)構(gòu)對汽車的動力性、經(jīng)濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器都裝有單向的通氣閥以防殼內(nèi)空氣熱脹而漏油及潤滑油氧化。變速器設計的目的就是為了滿足上述的要求，使汽車在特定的工況下穩(wěn)定的工作。1892年法國制造出第一輛帶有變速器的汽車。雷納變速器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機構(gòu)使變速器內(nèi)的不同的齒輪副工作。自動變速器與手動變速器的共同點，就是二者都屬于有級式變速器，只不過自動變速器可以根據(jù)車速的快慢來自動實現(xiàn)換擋，可以消除手動變速器“頓挫”的換擋感覺。無級變速器結(jié)構(gòu)比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化[4]。 汽車變速器的發(fā)展趨勢回顧汽車變速器的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分，其技術的發(fā)展，是衡量汽車技術水平的一個重要依據(jù)。無級化是對自動變速器的理想追求。其不足之處在于價格昂貴、維修費用很高，而且使用起來比手動擋車費油，尤其是低速行駛或堵車中走走停停時，更會增大油耗[5]。近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野車上[6]。從傳動機構(gòu)布置上來說，目前，兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在變速器中，除低擋及倒擋齒輪外，直齒圓柱齒輪已被斜齒圓柱齒輪所取代。本文主要完成下面一些主要工作：1. 參數(shù)計算。第2章 變速器傳動機構(gòu)布置方案確定 設計所依據(jù)的主要技術參數(shù)本設計是根據(jù)松花江中意HFJ6351B的技術參數(shù)來設計一種輕型貨汽車變速器，其具體參數(shù)如表21。變速器擋位的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟性和平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但與傳動比為1的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。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)量減少6%～10%。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪傳動。如圖22所示為中間軸式變速器的傳動方案，其中(a)～(b)為中間軸式五擋變速器，(c)～(d)為中間軸式六擋變速器的傳動方案。因為直接擋的利用率要高于其他擋位，因而提高了變速器的使用壽圖22 中間軸式變速器傳動方案命；在其他前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案件中除一擋以外的其他擋位的換擋機構(gòu)，均采用同步器或接合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或接合套換擋，各擋同步器或接合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。圖23(b)方案的優(yōu)點是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長度。圖23(e)所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。為此，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一擋與倒擋，都應當布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良情況，然后按照從低擋到高擋的順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸具有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。將高擋布置在靠近軸的兩端支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高齒輪壽命[7]。機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)、每分鐘轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪和殼體等零件的制造精度等[8]。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。只有駕駛員用熟練的操作技術（如兩腳離合器）才能使換擋時齒輪無沖擊，并克服上述缺點；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。為了操縱方便發(fā)，要求換入不同擋位的變速桿行程應盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現(xiàn)這一點。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm?！?。圖24 防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施 變速器軸承變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。 本設計所采用的傳動機構(gòu)布置方案在本次設計中采用5+1擋中間軸式變速器。在零部件的選擇部分，對變速器齒輪、換擋機構(gòu)的形式和變速器防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)進行了分析和說明。故有則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為 (31)式中 ——汽車總質(zhì)量， kg；——重力加速度， m/s2；——道路附著系數(shù)，；——驅(qū)動車輪的滾動半徑， mm；——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， N 變速器其他各擋傳動比的確定變速器的四擋為直接擋，中間擋的傳動比理論上按公比(其中n為擋位數(shù))的幾何級數(shù)排列，實際上與理論值略有出入。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。m)；——變速器一擋傳動比；——變速器的傳動效率，取96%。實際初可根據(jù)中心距離的尺寸參照下列關系初選。 變速器齒輪參數(shù)的選擇 模數(shù)齒輪模數(shù)由齒輪的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所確定。所選模數(shù)應符合國家標準GB/T1357—1987的規(guī)定。選取較小模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、齒輪的強度和軸向力有影響。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15176。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。通?？梢愿鶕?jù)齒輪模數(shù)來選擇齒寬b。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，～。 確定一擋齒輪的齒數(shù)初選一擋螺旋角已知一擋傳動比，且 為了確定，的齒數(shù)，先求齒數(shù)和直齒輪 (34)斜齒輪 (35)由于一擋齒輪為斜齒輪，故可用式(35)計算。貨車中間軸式變速器一擋傳動比時，中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)可在之間選取；貨車可在12～17之間選用[13]。根據(jù)所確定的齒數(shù)，一擋齒輪精確的螺旋角的值為 確定常嚙合齒輪的齒數(shù)由式得因常嚙合齒輪副與1擋齒輪副以及其它各擋齒輪副的中心距相同，故由式(35)可得聯(lián)立求解并將、取整數(shù)后得，故齒輪齒數(shù)不需調(diào)整。中心距變動系數(shù)為 嚙合角為 齒輪總變位系數(shù)為齒輪齒數(shù)比為 變位系數(shù)可分配為。中心距變動系數(shù)為 嚙合角為 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 而齒輪齒數(shù)比為 故可以分配變位系數(shù)得。中心距變動系數(shù)為 嚙合角為 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 而齒輪齒數(shù)比為 故可以分配變位系數(shù)得。 ，取41。漸開線齒輪除了能滿足傳動平穩(wěn)、傳動比恒定不變等基本要求外，還有互換性好、中心距具有可分性及切齒刀具制造容易等優(yōu)點。m，轉(zhuǎn)速為3000~3500r/min；。mr/min二軸 (1) 掛1擋時 Nm r/min(5) 掛5擋時 N而最常見的斷裂則是由于在重復載荷作用下使齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫而逐漸擴展到一定深度后所產(chǎn)生的折斷，其疲勞斷面在疲勞裂縫部分呈光滑表面，而突然斷裂部分呈粗粒狀表面[14]。嚙合時由于齒面的相互擠壓，使充滿了潤滑油的裂縫處油壓增高，導致裂縫的擴展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面上產(chǎn)生大量的扇形小麻點，即是所謂點蝕。在局部高溫、高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式成為齒面膠合。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，提高齒面強度，選擇適當?shù)凝X面表面處理方法和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。這種中碳鉻鋼具有滿意的鍛造性能及良好的強度指標，氰化鋼熱處理后變形小也是優(yōu)點。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。圖41 齒形系數(shù)圖因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)代入式后得 (41)（2） 斜齒輪的彎曲應力公式為式中 ——圓周力()，；——計算載荷(Nm)，為節(jié)圓直徑(mm)，為節(jié)點處壓力角()，為齒輪螺旋角()；——齒輪材料的彈性模量(MPa)，MPa；——齒輪接觸的實際寬度(mm)，斜齒輪用代替；、－主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、斜齒輪、主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。通過以上的計算，把各個參數(shù)代入公式后得 =～250MPa=～250Mpa所以常嚙合齒輪的彎曲強度合格。5． 二擋齒輪的強度校核（1） 彎曲強度校核二擋齒輪為斜齒輪，由式(42)得齒輪的彎曲應力公式為 式中 ——齒形系數(shù)；由圖41得。代入各參數(shù)后得 =～250MPa =～250MPa所以三擋齒輪的彎曲強度合格。 本章小結(jié)在齒輪設計計算過程中，需要全面考慮，分清主次要方面，最大限度的平衡各方面關系，設計出正確的齒輪形式，完成了對齒輪的設計計算問題。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調(diào)。變速器的最大直徑和支承間的距離可按下列關系初選：中間軸 mm故中間軸可初選為250mm。圖51 齒輪和軸上的受力簡圖 變速器軸的強度計算根據(jù)受力簡圖51，可計算出變速器的齒輪和軸上的作用力。1． 求第二軸支反力（1） 在垂直平面內(nèi)的支反力 由得 =由得 =（2） 在水平面內(nèi)的支反力由得 =－ =2． 求第一軸支反力 = =3． 求中間軸的支反力（1） 在水平面內(nèi)的支反力 = =（2） 在垂直平面內(nèi)的支反力 = =4． 驗算軸的強度作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直平面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面彎曲變形。（1） 第一軸的軸應力計算在垂直方向的彎矩為 =－彎矩圖為 在水平方向的彎矩為 =彎矩圖為則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下 =故一軸的軸應力為 =所以第一軸的強