【正文】 于變速器中除了一檔和倒檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)應選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。為提高接觸強度，應是總變位系數(shù)盡可能取大些，這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲 率半徑，減小接觸應力。 直齒輪： b=(～ ) m=18~32 斜齒輪： b=(～ ) mn=18~ 從公式上看，計算的齒寬范圍是比較大的，本變速器的齒輪全部選用 25mm。 螺旋角值增大，則齒輪嚙合的重合系數(shù)增大，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；但螺旋角過大，會使軸向力過大，對軸承工作不利，且傳動效率降低，實驗證明，當β 30 時，齒輪的彎曲強度急劇下降，而接觸強度仍在提高。 壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。因此，實際上各檔傳動比常按下面 的關系分布： 畢業(yè)論文 10 6554433221 igigigigigigigigigig ???? 已知 ig1=， ig5=1 ，令 qm為相鄰檔位的傳動比比值， 則 qm1=,qm2=,qm3=,qm4= 還應該考慮到相鄰傳動比的比值不應太大（ q≤ ～ ），以防換檔困難， 最后確定 ig2=,ig3=,ig4=， ig5=1 (3)倒檔傳動比 iR 根據(jù)經(jīng)驗預先選取 iR= 中心距的確定 根據(jù)汽車設計第 66 頁：初選中心距時 A=KA* ?g1emaxi3 T 計算得中心距為： A=，取整為 111mm 齒輪參數(shù)選擇 相關知識 本變速器均采用了斜齒輪，需要確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬，變位系數(shù)等參數(shù)。但是該瞬間駕駛員的注意力被分散 , 會影響行駛安全性。 汽車在行進中，若誤掛倒擋，變速器齒輪間將發(fā)生極大的沖擊，導致零件的損壞 。一倒擋、二三擋和四五擋各占一根撥叉軸。為保證變速器內(nèi)部為大氣壓力，在頂部有通氣塞，殼體設有動力輸出孔，還有倒擋檢查孔。整體式殼體與上蓋組成一體，優(yōu)點是變速器前后軸承孔的同心度容易保證，裝配、檢查方便，殼體多用鑄鐵制造，上蓋多用鋁合金壓鑄；對分式殼體又分為前后對分式和上下（左右）對分式，其加工精度要求高， 并多為鋁合金壓鑄件，主要用于轎車和輕型車。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、徑向配合間隙小、定位及運轉(zhuǎn)精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點。變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間可采用角接觸球軸承來承受徑向力。這不但改善了同步效能，增加了可靠性，而且使換擋 力大為減小。 (2) 鎖環(huán)式同步器：這種同步器的鎖止面在同步錐環(huán)和嚙 合套的倒錐面上，省去了同步錐環(huán)的接合齒，這樣就使軸向尺寸變小。 慣性式同步器：這種形式的同步器 與常壓式同步器一樣，是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。 同步器的選擇 同步器一般有常壓式、慣性式和增力式三種，其中，慣性式同步器較為常用。但是由于其結(jié)構復雜，制造精度要求高，從而制造困難，同步環(huán)容易損壞，軸向尺寸大等，但是它還是被廣泛采用。其余各擋均采用斜齒輪傳動，這樣可以充分發(fā)揮其傳動平穩(wěn)、噪聲低等優(yōu)點。中間軸式變速器廣泛應用于前置后驅(qū)的各類汽車上，故本次設計采用這種結(jié)構。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器 。 shaft distance。 3. Parameter selection and calculation, Including shaft distance， the number of gears, the determine of the largest and smallest gear ratio, gear various parameters choice and putation, axis diameter`s choice ,the final allocation of accurate teeth and so on。 設計說明書包括以下一些內(nèi)容： 1. 緒論； 2. 結(jié)構方案論證及選擇； 3. 變速器傳動參數(shù)設計與計算，其中包括中心距、檔位數(shù)，最大、最小傳動比的確定，齒輪各參數(shù)的選擇與計算，軸的直徑的選擇，最后還有精確的配齒； 4. 同步器設計理論及參數(shù)的確定； 5. 齒輪的強度校核 ,軸的強度和剛度校核 ,變速器中漸開線花鍵和半圓鍵的校核 ,軸承壽命的校核； 6. 變速器工藝性與經(jīng)濟性分析； 7. 列出本次設計的參考文獻 最后是對本次設計的感想和對指導教師的致謝。該變速箱結(jié)構緊湊，體積小，傳動效率高，有較大的速比范圍，具有很好的經(jīng)濟性和動力性。 2. Model parison and selection。 7. List all those references in the final design. And finally is the thanks to instructs teacher and the expressing to this design. Keywords gear ratio。前者又分為兩軸式、中間軸式、雙中間軸式和多中間軸式變速器，固定軸式變速器的主要特點是容易實現(xiàn)換擋自動化，應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上。多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換檔機構均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構中一擋也采用同步器或嚙合套換擋。 通過比較兩種形式的齒輪的優(yōu)缺點，本設計中，倒檔和一檔采用直齒輪傳動，這是考慮到倒擋和一檔使用率較低，綜合衡量經(jīng)濟性和實用性而定的。 同步器換擋 這種換擋形式能消除換擋沖擊，而且換擋迅速，操縱輕便，對駕駛員要求也不高，而且由于消除了噪音和換擋沖擊，提高了汽車的行駛安全性、加速性、舒適性和經(jīng)濟性等，所以現(xiàn)代汽車一般都采用這種形式。 具體細節(jié)零部件方案的確定 下面就同步器的具體形式、軸承的形式、變速器殼體的形式及擋位設置等問題分別予以討論。波舍爾同步器的摩擦力矩大、結(jié)構簡單、工作可靠、軸向尺寸短，適用于貨車變速器。故從汽車的安全性方面考慮，不采用這種同步器。由于錐表面的有效摩擦面積成倍地增加，同步轉(zhuǎn)矩（在同步器摩擦錐面上產(chǎn)生的摩擦力矩）也相應的增加，因而具有較大的轉(zhuǎn)矩容量和低熱負荷。如變速器的二軸前端支撐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畢業(yè)論文 7 子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。滾針軸承主要用于齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。 變速器的殼體 殼體有整體式和對分式兩種。 為了注 油和放油，在變速器殼體上設有注油孔和放油孔。 對五擋變速器而言，一般具有三根撥叉軸。為防止同時掛入兩個擋位，必須在操縱機構內(nèi)設置互鎖裝置。只有駕駛員用熟練的操作技術 ( 如兩腳離合器 ), 使齒輪換檔時無沖擊 , 才能克服上述缺點。 最大傳動比的確定 ： Ig1≥ mg*Ψ max r/(Temax*i0*η t) ……………………………………① 分部求解各參數(shù)： (1) mg=5495kg*=53815N， 貨車最大爬坡度為 imax=28%，坡度角 amax=arctg imax (2) 根據(jù)汽車理論第 14頁公式 ： Ψ max=fmax+imax 已知 imax= 又根據(jù)汽車理論第 10頁 f= 代入 得： Ψ max= fcos max+sin max= (3) 查劉惟信《汽車設計》 48頁，滾動半徑 rr = (4) 最大扭矩 Temax=250Nm (5) 主減速比 i0= (6) 傳動系總效率 η t= 把各參數(shù)代入①得： ig1≥ : ig1≤ G2*u*rr/(Temax*i0*η t)……………………………………………… ② 分部求解各參數(shù)： (1) G2=5495*74%*= (2) u= 把各參數(shù)代入 ②得： ig1≤ 綜合 2計算結(jié)果，并考慮到貨車爬坡和運貨的需要預先選取 ig1= 最小傳動比的確定 最高檔為直接檔， imin=1 確定各檔傳動比 (1)傳動比范圍 ig1/ig5= 根據(jù)等比級數(shù)分配速比，公比為 q = 514 igig = (2)汽車主要是用較高檔位行駛的，所以較高檔位相鄰檔位間的傳動比間隔應該小一些，特別是最高檔與次高檔根應該小。倒擋和一擋直齒齒輪：4mm ；其他擋齒輪： 3mm。 畢業(yè)論文 11 斜齒輪的螺旋角 螺旋角的確定，主要從它對嚙合性能 ，強度的影響及軸向力平衡等方面綜合考慮。 通常根據(jù)齒 輪的模數(shù)的大小來選定齒寬。對于高檔齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。另外總變位系數(shù)越小，齒 輪的齒形重合度越大，這不僅對降噪有利，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時的著力點距齒根較近，彎曲力矩減小，相當于齒根強度提高，對由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強度的因素有所抵消。 慣性式同步器的工作原理 同步器換檔過程有三個階段組成。為使換檔輕便F 100 ，貨車掛高檔時 ，掛低檔時取 1s。而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產(chǎn)生的折斷，其破壞斷面在疲勞裂縫部分呈光滑表面，而突然斷裂部分呈粗粒表面。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稱為齒面膠合。 齒輪彎曲強度校核結(jié)果列表： ?K ）（ ?KKf m Z b y ? ）（ mpaw? 許用值（ mpa） 9 1． 65 0． 9 5 40 30 0． 138 o0 104． 7 400~800 10 1． 65 1． 1 5 13 30 0． 140 o0 426． 9 11 1． 65 0． 9 5 22 30 0． 150 o0 192． 6 12 1． 65 0． 9 5 22 30 0． 138 o0 104． 7 1 1． 65 2 4 20 30 0． 117 o29 288． 7 3 1． 5 2 4 27 30 0． 145 o29 113． 5 100~250 5 1． 5 2 4 33 30 0． 158 o29 70． 5 6 1． 5 2 4 30 30 0． 143 135． 1 8 1． 5 2 4 22 30 0． 161 61． 6 齒輪接觸強度校核 ： 輪齒的接觸應力可按下式計算 ? j= )11(bFE4 1 bz ??? 式中 ,? j為 輪齒的接觸應力（ N/mm2） 。 軸和軸承的校核 變速器軸的校核 計算公式 ： 表 4支承力計算 軸 支點 水平面內(nèi)支反力 垂直面內(nèi)支反力 二軸 C lmPC xx?1 l rQmRC xxxx ??2 D lnPD xx?1 l rQnRD xxxx ??2 中間軸 E 39。 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應對每個擋位都進行 驗算。 齒輪參數(shù)： L=300mm a=253 mm b=30mm ?? ? ??0? d=80mm 1Z =20 Z2=43 m=4mm 2150?d mm F1= NdT 2 0 92 1 5/5 6 0 0 0 02/2 0 ??? 畢業(yè)論文 22 NtgFF ?? ? I..二軸一擋齒輪處剛度校核： fc= fs= ?? II . 中間軸一擋齒輪處剛度校核： fc= fs= ?? 由上述計算可以得 出軸的剛度滿足要求。 2kzhLd2M?? 其中? —— 齒側(cè)面工作擠壓應力， N/mm2 M—— 傳遞扭矩（按照發(fā)動機最大扭矩計算）， Nmm； L—— 鍵的工作長度 mm； h—— 鍵的工作高度 mm； d2—— 鍵的平均直徑 mm； k—— 不均勻系數(shù)； z—