【正文】 命令等參數(shù)，確定最佳檔位控制原來由 駕駛員人工完成的離合器分離與接合、換檔手柄的摘檔與掛檔以及發(fā)動(dòng)機(jī)的油門開度的同步調(diào)節(jié)等操作過程，最終實(shí)現(xiàn)換檔過程的操作自動(dòng)化。國(guó)產(chǎn) AUDI CVT 變速箱通過離合器與發(fā)動(dòng)機(jī)相連，這樣，變速箱的輸入軸就可以和發(fā)動(dòng)機(jī)達(dá)到同步轉(zhuǎn)速。在一般汽車上，汽車換檔時(shí)通過離合器分離與接合實(shí)現(xiàn)，在分離與接合之間就有動(dòng)力傳遞暫時(shí)中斷的現(xiàn)象。而不是自動(dòng)換檔由于普通波箱的斜齒配錐形同步器的設(shè)計(jì)雖然便于操作，噪音小，但是動(dòng)力流失過多，只適用于民用車型。作為分配動(dòng)力的關(guān)鍵環(huán)節(jié)，變速箱必須有動(dòng)力輸入軸和輸出軸這兩大件，再加上構(gòu)成變速箱的齒輪，就是一個(gè)手動(dòng)變速箱最基本的組件。輸出軸，它也叫輸出軸直接和驅(qū)動(dòng)軸相連（只針對(duì)后輪驅(qū)動(dòng)，前驅(qū)一般為兩軸），再通過差速器 來驅(qū)動(dòng)汽車。齒輪和花鍵軸是由套筒來連接的，套筒隨著花鍵軸轉(zhuǎn)動(dòng)，但同時(shí)也可以在 花鍵軸上左右自由滑動(dòng)來嚙合齒輪。變速器輸入軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上，輸入軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動(dòng)盤，而輸出軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。因?yàn)橹苯訖n的利用率要高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)檔位工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過設(shè)置在輸入軸、中間軸和輸出軸上的兩對(duì)齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與輸出軸之間的距離（中心距）不太大的條件下，一檔仍然有較大的傳動(dòng)比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一檔外的其它檔位換檔機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合齒套換檔，還有各檔同步器或嚙 合套多 7 數(shù)情況下裝在輸出軸上。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。 軸承型式 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。 換檔結(jié)構(gòu)型式 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。 在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。目前，乘用車一般用 4~5 個(gè)檔位的變速器。故有 m a xm a xm a x0m a x )s i nc os( ???? mgfmgr iiT r TgIe ??? （ 31） 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比 式中 m—— 汽車總質(zhì)量； 1800kg g —— 重力加速度； 2/ sm ψ max —— 道路最大阻力系數(shù)；假定取值 rr —— 驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑； 依據(jù)本設(shè)計(jì)提供的車型輪胎參數(shù) 175/70R14， 175 是指輪胎斷面寬度 70 是指輪胎扁平比 (公制 )70mm R14 是輪胎配合輪輞 (車輪 )直徑是 14 英寸。 根據(jù)公式（ 32）可得： ?gi 。 故有： ?gIIi ， ?gIIIi ， ?gIVi 。 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(jī)構(gòu)的布置初步確定。 本次設(shè)計(jì)采用 5+1 手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 ?72mm=， 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 齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則： 1）、為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬； 2）、為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬； 3）、從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該 選用一種模數(shù)； 4）、從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 一檔和倒檔直齒輪的模數(shù) m 3 Im a xTm ? （ 36） 其中 NT 557Imax? 通過計(jì)算 m=3。 表 31 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 176。 25 176。~30176。對(duì)于轎車為加大重合度已降低噪聲而取小些；對(duì)于貨車為了提高齒輪承載力而取大些。在齒輪選用較大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角α取 20176。為此，中間軸上的全部齒 輪一律去右旋，而輸入軸和輸出軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： ncmkb? 直齒 b=(~)m， mm b=6 3=18 斜齒 b=(~)m， mm b= = 圓整為 18 輸入軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命 ,具體尺寸根據(jù)裝配圖選定。當(dāng)轎車三軸式的變速器 ~?gIi 時(shí)，則 10Z 可在 15～ 13 ?gIi18 之間選擇，此處取 10Z =18，則可得出 9Z =33。 聯(lián)立方程式可得： 1Z =1 2Z =34。 確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比 gri 取 。 因本設(shè)計(jì)倒檔齒輪是直齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 mmzzmA n 54)2313(23)(2`1312 ?????? 而倒檔軸與輸出軸的中心距 mmzzmA n 75)2327(23)(2``1311 ??????取整 72mm 齒輪的變位系數(shù)的選擇 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。 （ 3）、總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。一、二檔和 15 倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 中線 如圖 41 基圓齒形 表 41漸開線圓柱齒輪的基準(zhǔn)齒形 基本要素名稱 代號(hào) 標(biāo)準(zhǔn)齒 短齒 增 大齒形角 齒形角 ? 20 ` 20 25 齒頂高系數(shù) f 徑向間隙系數(shù) c ? ? mm? 齒根圓角半徑 r ? ? mm? （ 1）直齒圓柱齒輪計(jì)算 （見表 42） Ⅰ檔直齒圓柱齒輪計(jì) 算： m=3mm 16 33,18 910 ?? zz 表 42直齒圓柱齒輪尺寸計(jì)算 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算 公式 齒輪編號(hào) Z10 Z9 Z12 Z11 Z13 齒寬 b 18 16 21 齒數(shù) Z 18 33 12 27 23 分度圓直徑mm mzd? 54 99 36 81 69 齒頂圓直徑mm mhzd a )2( *?? 60 105 42 87 75 齒根圓直徑mm mchzd a )22( ** ??? 基圓直徑mm ?? c osdd （ 2）斜齒圓柱齒輪計(jì)算 表 43 斜齒圓柱齒輪計(jì)算 名稱 符號(hào) 二檔 三檔 五檔 常嚙 Z8 Z7 Z6 Z5 Z4 Z3 Z2 Z1 齒數(shù) Z 22 31 27 26 36 17 34 19 螺旋角 ? 30176。 30176。 法面模數(shù) nm 端面模數(shù) tm 法面壓力角 n? 20176。 20176。 17 端面壓力角 t? 176。 176。 法面齒距 np 端面齒距 tp 分度圓直徑 d 齒頂圓直徑 ad 齒根圓直徑 fd 基圓直徑 bd 計(jì)算公式如下： 端面模數(shù) / costnmm ?? 法面齒距 nnp m?? 端面齒距 ttp m?? 分度圓直徑 tdzm? 齒頂圓直徑 2aad d h?? 齒根圓直徑 2ffd d h?? 基圓直徑 cosbtdd?? 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 Ⅰ檔直齒圓柱齒輪： m=3mm ,33,18 910 ?? ZZ mmmzdmmmzd 99333,54183 991010 ???????? mmNTzzzzTT geg ???? 4 7 8 9 8 0,12109m a x （ 41） 18 Nmm mmNdTF g 177 4054478 98022 1010 ????? （ 42） mmNmmNFFt ?????? ?? 1 8 8 7 80c o s20c o s1 7 7 4 0c o sc o s 109910 1010 ???? （ 43） NmmNdTF g 967 699478 98022 99 ????? （ 44） NFFt 1 0 2 9 6c o sc o s 109910 99 ?? ?? ?? （ 45） btyKKF ftw /10 ?? ? （ 46） ?K ??應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 fK ??摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)輪取 ，從動(dòng)輪取 b ??齒寬（ mm）， b10 取 18， b9 取 16 t ??端面齒距（ mm）， t=π m= y ??齒形系數(shù)，取 M P ab tyKKFftw 7 8 8 8 7 8/1010 ??? ???? ?? （ 47） M P ab tyKKFftw 5 8 0 2 9 6/99 ??? ???? ?? （ 48） 當(dāng)計(jì)算 載荷取到作用到變速器輸入軸時(shí)的最大扭矩 maxeT 時(shí)，一擋直齒輪的彎曲應(yīng)力在 400～ 850MPa，故符合要求。在選擇齒輪的材料及熱處理時(shí)也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。由于一檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。 m 為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來說，在設(shè)計(jì)的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一 定的余量，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過程中，一檔所傳動(dòng)的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 ? ?39550000PTnWd??? ? ? （ 53） 式中 T? —— 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa； T —— 軸所受的扭矩， N其計(jì)算公式為： 25 10 PTGI? ?? （ 54） 式中 T —— 軸所受的扭矩， N； maxeT —— 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為 170000N 該軸所受扭矩為： 1 7 0 3 .8 5 6 5 4 .5jTN? ? ?。 故軸的全撓度為 22 0 . 1 9 8 0 . 2csf f f m m m m? ? ? ?，符合剛度要求。鎖止角與錐面在設(shè)計(jì)時(shí)已作了適當(dāng)選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時(shí)又會(huì)產(chǎn)生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進(jìn)行嚙合。也是決定整車性能的主要部件之一。本設(shè)計(jì)采用常嚙合式，且采用斜齒輪，因?yàn)樾饼X比直齒有更長(zhǎng)的壽命、更低的