【正文】 驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑； Temax發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； i0主減速比； η汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。三軸式變速器的中心局 A（ mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定： (24) 式中 K A中心距系數(shù)。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3 m a x0 .4 7nem T m m? (25) 其中 maxeT =170Nm，可得出 mn=。 16176。 25176。 齒輪寬度 b 的 大小直接影響著齒輪的承載能力， b 加大，齒的承載能力增高。 上面根據(jù)初選的 A及 m計(jì)算出的 ?Z 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（ 28）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從 ?Z 及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距 A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪 10 略小，取 1312?Z 。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。其中，一檔主動(dòng)齒輪 10 的齒數(shù) Z10〈 17，因此一檔齒輪需要變位。 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。 圖 31 齒形系數(shù)圖 當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： （ 32） =170?1000? ? =659668Nm 故由 可以得出 10tF ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 31）可得 10 M Pa? ? 9 MPa? ? 當(dāng)計(jì)算載荷取作 用到變速器第一軸上的最大扭矩 maxeT 時(shí)，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在 400~850MPa 之間。 將作用在變速器第一軸上的載荷 maxeT 作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 j? 見下表： 表 31 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 j?/MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2020 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 通過計(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下： 一檔： 二檔： 三檔： 四檔： 五檔： 倒檔： 對(duì)照上表可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。 1. 第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。 2. 第二軸的校核計(jì)算 1）軸的強(qiáng)度校核 計(jì)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： （ 45） （ 46） （ 47） 式中 i 至計(jì)算齒輪 的傳動(dòng)比，此處為三檔傳動(dòng)比 ； d 計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 105mm； ? 節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為 16176。 2）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(jì)算： （ 411） （ 412） 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 = ? 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 ）。 圖 52 鎖環(huán)同步器工作原理 2． 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。一般 ? =6176。原則上是在可能的條件下，盡可能將 R取大些。有的變速器用高強(qiáng)度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約 ～ ），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高?！?46176。 第六章 變速器的操縱機(jī)構(gòu) 設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)滿足以下要求： 1. 換檔時(shí)只允許掛一個(gè)檔。 第七章 結(jié)論 本次設(shè)計(jì)是奇瑞東方之子 豪華車型的變速器部分。 ，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導(dǎo)致零件損壞。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。 本設(shè)計(jì)中同步器徑向?qū)挾热?。 （ 6）同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機(jī)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。圖 53a 中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖 53b 則適用 于重型汽車。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖 52b），使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段結(jié)束。 代入上式可得： ， ， 。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每 米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角 ? 來表示。 軸的校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。第一軸如圖 41 所示： 圖 41 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。 依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下： 三檔： 四檔： 五檔： 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180~350MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。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。對(duì)于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。 則根據(jù)式（ 27）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 。 5+1 檔轎車手動(dòng)變速箱設(shè)計(jì)說明書 19 10912 ZZZZigI ??mAZ 2??91012 ZZiZZ gI ?? ?ZZ 各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 在初選 了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。 ,嚙合套或同步器取30176。 一般貨車 GB135678 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20176。本設(shè)計(jì)取 。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)： 四檔 (~)A 五檔 (~)A 六檔 (~)A 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)的上限。 超速檔的的傳動(dòng)比一般為 ~，本設(shè)計(jì)去五檔傳動(dòng)比 igⅤ =。目前，乘用車一般用 4~5個(gè)檔位的變速器。2同步器齒鼓 。為解決這個(gè)問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長(zhǎng)一些（如圖 17a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開（圖17b），這樣在嚙合時(shí)使接合齒端部超過被接合齒約 1~3mm。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動(dòng)使用的。 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。圖 16d 所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 16c所示方案。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動(dòng)齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，還能減 少變速器主體部分的外形尺寸。 圖 13 中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案 如圖 13 中的中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別：圖 13a、 b所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔；圖 13c 所示傳動(dòng)方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而一檔和倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力 傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好 且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。多于 5 個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù) 雜化，或者需要加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 5+1 檔轎車手動(dòng)變速箱設(shè)計(jì)說明書 7 設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。雖然它們有著共同點(diǎn)，但是自動(dòng)變速器只有換檔是自動(dòng)的，但它的傳動(dòng)比是有級(jí)的，也就是我們常說的檔，一般自動(dòng)變速器有 2～ 7 個(gè)檔。因?yàn)檫@類變速器是有比較廣闊的市場(chǎng)的。這種變速器在德國(guó)保時(shí)捷車廠 911 車型上首先推出，稱為 Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動(dòng)檔束縛，讓駕駛者也能享受手動(dòng)換檔的樂趣。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時(shí)候?yàn)榱撕?jiǎn)便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時(shí)快樂的感覺。雖然自動(dòng)變速器以及無級(jí)變速器已非常的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機(jī)還是崇尚手動(dòng)，尤其是喜 歡