【正文】 節(jié)點處的壓力角（176。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所 以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。其計算公式為： （ 44） 式中， T 軸所受的扭矩， N 危險截面的受力圖為： 專 科生畢業(yè)設計（論文） 29 16021 6 0 7 5atAdFFF ? ? ?? ? ?2 2 22 2 25( 2 1 0 .7 8 1 0 0 0 ) ( 1 1 0 .7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 .5 1 0 0 0 )6 .9 1 0c s jM M M TN m m? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ?? ?332Md?????2223sFa bfEIL?2213c Fa bf EIL? 圖 41 危險截面受力分析 水平面： AF （ 160+75） =rF75 AF =； 水平面內(nèi)所受力矩： 316 0 10 21 8cAM F N m?? ? ? ? ? 垂直面： （ 48） = 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 .7 8sAM F N m?? ? ? ? ?。 mm。 其中 P =95kw， n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知 [T? ]=55MPa，故 T? ? [T? ]，符合強度要求。因此，軸的直徑 d與軸的長度 L的關系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=~ ； 第二軸： d/L=~ 。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的 內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 故 同理可得： 7 MPa? ? 。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒 輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。 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。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能 專 科生畢業(yè)設計（論文） 21 1717Z? ??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檔軸的中心距 A′ = (215) =50mm 而倒檔軸與第二軸的中心 : (216) =。 由式（ 27）求出常嚙合齒輪的傳動比 （ 29） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ① 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （ 210） 由此可得： (211) 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 5321 ??ZZ 。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。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。 25176。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。 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的布置初步確定。 專 科生畢業(yè)設計（論文） 16 max1mingngiq i?? 5 9 2( 1)gI IgI IIgI Viii??? 修 正 為3 IA maxA K T?由已知條件：滿載質量 1800kg； rr=； Te max=170Nm； i0=； η =。9— 輸出軸 。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 圖 16 變速器倒檔傳動方案 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檔與倒擋，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，然后按照從低檔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。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。 發(fā)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖 13a、 b所示。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速換檔方式和到檔傳動方案上有差別。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直 接檔。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。 有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（ η =~），因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。影響這一指標的主要 參數(shù)是變速器的中心距。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳 動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。而汽車廠商和配套的變速器廠家應該以此為契機，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。這樣手動 /自動變速器便由此誕生。 在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的。 曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。 m 專 科生畢業(yè)設計（論文） 2 ?K 應力集中系數(shù) fK 摩擦力影響系數(shù) E 齒輪材料的彈性模量 MPa K? 重 合度影響系數(shù) zr 主動齒輪節(jié)圓半徑 mm br 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm z? 主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm b? 從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm T? 扭轉切應力 MPa TW 軸的抗扭截面系數(shù) 3mm G 軸的材料的剪切彈性模量 MPa PI 軸截面的極慣性矩 4mm cf 垂直面內(nèi)的撓度 mm sf 水平面內(nèi)的撓度 mm 專 科生畢業(yè)設計（論文） 3 前 言 現(xiàn)在，每當人們觀看 F1大賽，總會被那種極速的感覺所折服。這臺變速器具有五個前進檔（包括一個超速檔五檔）和一個倒檔，并通過鎖環(huán)式同步器來實現(xiàn)換檔。本設計采用中間軸式變速器，該變速器具有兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。② Under the premise of the invariable rotation, enables the automobile to travel back。的確，擁有一顆“健康的心”是非常重要的，因為它是 動力的締造者。以卡車為例，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。 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 專 科生畢業(yè)設計（論文） 4 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。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。在 D檔時，可自由變換降檔 ()或加檔 (+)，如同手動檔一樣。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”。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉速下自動獲得最合適的傳動比。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。采用傳動比小于 1（ ~）的超速檔 ，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉矩。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。 專 科生畢業(yè)設計（論文） 9 由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用中間軸式變速器。圖 14b、 c、 d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 14d 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 變速器用圖 14c 所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。圖 16e 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑 專 科生畢業(yè)設計（論文） 12 和密封等因素。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。3接合套 。本設計也采用 5個檔位。 中間檔的傳動比理論上按公比為： （ 23） 的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。為檢測方便， A取整。 （ 2）齒形、壓力角 α 、螺旋角 β 和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 21 選取。 20176。；斜齒輪螺旋角 β 取 30176。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 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