【正文】 lity and efficiency． Although the traditional mechanical manual transmission has many disadvantages， such as large shift shock, huge volumeand plicated control， it is still widely used in modem cars for its advantages ofhigh transmission efficiency, mature production technique and more importantly lowcost． This thesis firmly confirms the design plan of manual gearbox of micro car, basing on the prehension and study on gearbox development process as well asrelevant theories． The design plan includes the layout of gear and shaft, layout of gearshifting operation mechanism， etc． Secondly based on the essential parameter offurnished engine and the required transmission ratio of the vehicle’s powerperformance， the related parameters on main ponents of gearbox are worked out． Via analysis to design parameters， finds out the factors which take effects on theperformance of manual gearbox． This thesis pletes gear, shaft and bearing main parts and synchronizer synchronous process analysis. Considering all the factors bined with the structure of the performance target and transmission is optimized .In improve the transmission efficiency, the shifting fort ability, the overall performance of NVH, lightweight, etc, Key word: manual transmission transmission efficiency NVH performance lightweight III 目 錄 摘 要 5 (一 ) 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 18 33 (五 ) 變速器同步器的設(shè)計(jì) 44 (一 ) 搖結(jié)構(gòu)的 NVH 優(yōu)化設(shè)計(jì) 46 參考文獻(xiàn) 49 附錄 2 從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器、自動變速器、手動 /自動變速器、無級變速器。這種變速器在德國保時捷 911 車型上首先推出，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動擋束縛，讓駕駛者也能享受手動換擋的樂趣。它能克服普通自動變速器“突然換擋”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。為替代前一代變速器的鑄鐵撥叉，這種精致而堅(jiān)固的設(shè)計(jì)方案可以導(dǎo)致更少的對內(nèi)部的損害。如何達(dá)到此要求，如何合理地分配傳動比，合理選擇各檔的模數(shù)、齒數(shù)、螺旋角、齒輪變位系數(shù)等，傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)類比、估算或試湊的方式初步確定這些參數(shù)，然后再進(jìn)行剛度與強(qiáng)度等校核，若不合適，就對其中某參數(shù)進(jìn)行修改，再進(jìn)行重復(fù)計(jì)算，直到滿意為止。重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 4 大量使用的經(jīng)驗(yàn)公式已不具備長期生存實(shí)用的必要性和可能性。在這種布置中，發(fā)動機(jī)的位置通常較前置前驅(qū)車型靠后，甚至直接位于前軸之上，同時發(fā)動機(jī)采用縱置布置，這就使得變速器要采用三軸形式，變速器距離駕駛員位置較近，從而簡化了操縱機(jī)構(gòu)的復(fù)雜程度。 設(shè)計(jì)時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、擋位數(shù)及各擋的傳動比，因?yàn)樗鼈儗ζ嚨膭恿π耘c燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。多于 5 個前進(jìn)擋將使操縱機(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。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。轎車多采用前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動力 傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低 6%~10%。因此，在變速器中，除低擋及倒擋外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 9 圖 23 中間軸式四擋變速器傳動方案 如圖 23 中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 13a、 b 所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋；圖 13c 所示傳動方案的二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動，而一擋和倒擋用直齒滑動齒輪換擋。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒擋傳動齒輪和換擋機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。圖 26d 所示 方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 26c 所示方案。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動化。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。故有 則由最大爬坡度要求的變速 器Ⅰ擋傳動比為 （ 31） 式中， m汽車總質(zhì)量 (kg)； g重力加速度 (m/s2 )； ψmax道路最大阻力系數(shù)； rr驅(qū)動輪的滾動半徑 (m)； Temax發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 (N對轎車， K A =~；對貨車， K A =~；對多擋變速器 :K A =~11； TI max 變速器處于一擋時 的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =﹒ m 故可得出初始中心距 A=。 一擋直齒輪的模數(shù) m 3 ? mm (36) 通過計(jì)算 m=，取 3。 176。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。 一擋傳動比 1 111 2 12g zzi zz?? （ 37） 為了確定 Z11 和 Z12 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ?Z : 2h Az m? （ 38） 其中 A=， m=3，故有 ?Z =，取 54 當(dāng)轎車三軸式的變速器 ~?gIi 時，則 范圍內(nèi)選擇可在 17~1512Z ，此處取 12Z =17，則可得出 11Z =37。 按同樣的方法可分別計(jì)算出：三擋齒輪 2329 87 ?? ZZ 、 ；四擋齒輪 2725 65 ?? ZZ 、 ， 2923 43 ?? ZZ 、 。 變位 齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時， 則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 ； fK 摩擦 力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，從動齒輪取 ； b齒寬（ mm），取 20 t端面齒距（ mm）； 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 23 11 2m ax12 1geZZTT ZZ? ? ?12 2 gTF d?1w FKbtyK??? ?10 9 82 gtt TFF d??10 6 7 9 8 .8 1 .5 2 1 2 .2 82 0 7 .8 5 0 .1 5 3 2w M P a? ???? ? ? y齒形系數(shù) 當(dāng)處于一擋時，中間軸上的計(jì)算扭矩為： （ 318） =200?1000? ? =659668Nm 故由 可以得出 12tF ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 317）可得 12 M Pa? ? 11 M Pa? ? 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，一擋直齒輪的彎曲應(yīng)力在 400~850MPa 之間。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)。 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。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 （ 329） 式中： T? 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa； T軸所受的扭矩， N； ? 螺旋角，為 30176。根據(jù)載荷的大小選擇軸承類型時，由于滾子軸承中主要元件是線接觸，適宜用于承受較大的載荷，承載后的變形也較小。 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 33 在內(nèi)徑相同的條件下，外徑越小，則滾動體就越輕小，運(yùn)轉(zhuǎn)時滾動體在外圈滾道上的離心慣性力也就越小，因而也就更加適合于在更高的轉(zhuǎn)速下工作，故在高速時，宜選用超輕、特輕及輕系列的軸承。若工作轉(zhuǎn)速超過極限轉(zhuǎn)速較多，應(yīng)選用特制的高速轉(zhuǎn)動軸承。實(shí)體保持架比沖壓保持架允許更高一些的轉(zhuǎn)速。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。 危險截面的受力圖為： 圖 32 危險截面受力分析 水平面： AF （ 160+75） = rF 75 AF =； 水平面內(nèi)所受力矩： 316 0 10 21 8cAM F N m?? ? ? ? ? 垂直面： = （ 334） 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 .7 8sAM F N m?? ? ? ? ? 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)