【正文】 選 d=K ? 3 maxeT （ 327） 式中： K—— 經(jīng)驗系數(shù) ， K＝ ～ ，取 K＝ ； maxeT —— 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 N?m； d= ，取 d＝ 32mm。 （ 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，可以認為其只受扭矩。 （ 2） 第二軸的校核計算 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： （ 331） （ 332） 重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文） 30 traFNFN???16021 6 0 7 5atAdFFF ? ? ?? ? ? （ 333） 式中 i 至計算齒輪的傳動比，此處為三擋傳動比 ； d 計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 90mm； ? 節(jié)點處的壓力角，為 16176。 (四 )軸承的選擇與校核 (1)軸承類型的選擇 選用軸承選擇時，首 先是軸承的類型，我國常用的標準軸承共分九種類型，下面是正確選擇軸承類型時應考慮的幾大因數(shù)： (2)軸承的載荷 軸承所受載荷的大小，方向和性質(zhì)是選擇軸承的主要依據(jù)。 從工作轉(zhuǎn)速對軸承的要求看，可以確定以下幾點： 球軸承與滾子軸承比較，有較高的極限轉(zhuǎn)速，故在高速時應優(yōu)先選用球軸承。 若工作轉(zhuǎn)速略超過樣本中規(guī)定的極限轉(zhuǎn)速，可以用提高軸承的公差等級，或者 適當?shù)募哟筝S承的徑向游隙，選用循球潤滑或油霧潤滑，加強對循環(huán)油的冷卻等措施來改善軸承的高速性能。 推力軸承的極限轉(zhuǎn)速均很低。在軸承在承受徑向載荷的同 時，還有不大的軸向載荷時，可選用深溝球軸承或接觸 角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，當軸向載荷較大時，可選用接觸角較大角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結(jié)構(gòu)，分別承擔徑向載荷和軸向載荷。 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： （ 337） （ 338） 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 = 10? MPa； I慣性矩（ 4mm ）， 4 / 64Id?? ， d為軸的直徑（ mm ）； a、 b為齒輪坐上的作用力距支座 A、 B的距離（ mm ）； L支座之間的距離（ mm ）。 mm； G 軸的材料的剪切彈性模量， MPa,對于鋼材， G = 410? MPa； PI 軸截 面的極慣性矩， 4mm ， 32/4dI p ?? ； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復雜，故作為重點的校核對象。 （ 2）軸的尺寸 重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文） 27 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。 （ 2）齒輪接觸應力 （ 321） 式中， 齒輪的接觸應力 (MPa)； F齒面上的法向力 (N)， 1 /(c os cos )FF ??? ； 1F 圓周力在 (N)， ； ? 節(jié)點處的壓力角； ? 齒輪螺旋角； E齒輪材料的彈性模量 MPa，查資料可取 3190 10E M Pa?? ； b齒輪接觸的實際寬度， 20mm； zb??、 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm； 直齒輪： （ 322） 三檔 σ w7= σ w8= 四檔 σ w5= σ w6= 五檔 σ w3= σ w4= 六擋 σ w14= σ w15= 重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文） 25 ? ?? ? 22s in / c o ss in c o szzbbrr? ? ?? ? ??? （ 323） 斜齒輪： （ 324） （ 325） 其中， zbrr、 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 (318) =58mm 而倒擋軸與第二軸的中心 : (319) =。 則根據(jù)式（ 37）可計算出一擋實際傳動比為： 1 ? 。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(~)m， mm 斜齒 b=(~)m， mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。在本設計中變速器齒輪壓力角 α 取 20176。 表 31 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。 本 次 設 計 采 用 6+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是?=， 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。根據(jù)上式可的出： q=。本設計也采用 5 個擋位。此外因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大，因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。 換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 本設計采用圖 26f 所示的傳動方案 圖 26 變速器倒擋傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速 器的低擋與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。圖 26b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可 達 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，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（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第 二軸上。另外，低擋傳動比取值的上限（ igⅠ =~）也受到較大限制，但這一缺點可通過減小各擋傳動比同時增大主減速比來取消。其缺點是：除直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。 三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。 變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率 利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。完成齒輪、軸和軸承等主要零件以及同步器同步過程的分析。 采用前置后驅(qū)形式的轎車一直被認為是極具駕駛樂趣的車型。傳統(tǒng)的經(jīng)驗公式已經(jīng)無法滿足新型變速器設計的要求。傳統(tǒng)的汽車變速器設計是采用許多經(jīng)驗公式計算和測繪同類型變速器來初步確定其參數(shù)，這樣設計出來的變速器盲目性比較大，常過于保守。 (二 )國內(nèi)外研究狀況 手動變速器的許多最近的發(fā)展集中在為降低成本和體積的新制造方 法上。無級變速器最早由荷蘭人范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。 重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文） 1 一、 緒論 (一 )選題的背景及意義 汽車在不同使用場合有不同的要求，采用往復活塞式內(nèi)燃機為動力的汽車，其在實際工況下所要求的性能與發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。 46 致 謝 42 五、提高整機的 NVH 性能設計 40 26 21 20 (二 ) 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 18 (一 ) 各檔傳動比機器齒輪齒數(shù)的確定 16 本文在深入了解和學習變速器開發(fā)流程和相關設計理論知識的前提下，首先確定該微型汽車手動變速器的設計方案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機構(gòu)及檔位布置形式等；其次根據(jù)所配發(fā)動機的基本參數(shù)以及考慮到整車動力性和經(jīng)濟性要求下的傳動比，設計計算出變速器主要零件的相關參數(shù)，通過對設計參數(shù)的分 析，找到影響手動變速器性能的因素，完成齒輪、軸和軸承等主要零件以及同步器同步過程的分析。 關鍵詞 ： 手動變速器 傳動效率 NVH性能 輕量化 II Abstract As an important part of automobile transmission, gearbox not only has a direct impact on the vehicle’s power and economy, also affects the operation reliability andease, transmission stabi