【正文】 間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。選擇 5檔變速器，并且五檔為超速 6 檔。 變速器操縱機構(gòu)通常裝在頂蓋或側(cè)蓋內(nèi)，也有少數(shù)是分開的。 采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。 通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設(shè)計全部檔位均選用同步器換檔。選檔時操縱桿轉(zhuǎn)動鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實現(xiàn)互鎖。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔。 傳動比范圍的選擇要求： 相鄰檔位之間的傳動比比值在 以下。 由公式（ ）得： 1 ? ；最終取 1 ? 。 對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用 176。 國家規(guī)定的標(biāo)準壓力角為 20176。 3. 螺旋角 ? 齒輪的螺旋角 對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。變速器中一般倒擋采用直齒圓柱齒輪 cK =~；常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪 cK =~。9 1 0c o s ( ) c o s 0 . 9 2 1 22 tm ZZA??? ? ?，得 39。56c o s ( ) c o s 0 . 9 6 2 32 tm ZZA??? ? ?，得 39。78c o s ( ) c o s 0 . 9 3 6 42 tm ZZA??? ? ?，得 39。9 1 0c o s ( ) c o s 0 . 9 3 4 72 tm ZZA??? ? ?，得 39。1 1 1 2c o s ( ) c o s 0 . 9 1 3 72 tm ZZA??? ? ?，得 39。 4 1 3() 2 . 5 ( 4 0 2 5 ) 8 6 . 9 02 c o s 2 c o s 2 8nrm z zA ?? ??? ? ?mm 表 倒擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 3 33d Z m mm?? 13 Z m mm?? 2 齒頂高 01( ) 3. 3ah f m mm?? ? ? 02( ) 3 .6 7 5ah f m m m?? ? ? 3 齒根高 01( ) f c m m m?? ? ? ? 02( ) 2. 7fh f c m m m?? ? ? ? 4 齒頂圓直徑 2 d h mm? ? ? 2 78aad d h mm? ? ? 5 齒根圓直徑 2 27ffd d h mm? ? ? 2 67ffd d h mm? ? ? 6 基圓直徑 cos ???mm cos 59bd d mm??? 7 齒寬 7 2 .5 1 7 .5cb K m m m? ? ? ? 7 2 .5 1 7 .5cb K m m m? ? ? ? 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 4 100d Z m mm?? 2 齒頂高 0 4. 2ah f m mm?? 3 齒根高 0( ) 2. 8fh f c m m m? ? ? 4 齒頂圓直徑 2 1 0 8aad d h mm? ? ? 5 齒根圓直徑 2 94ffd d h mm? ? ? 6 基圓直徑 cos 98bd d mm??? 7 齒寬 7 2 .5 1 7 .5cb K m m m? ? ? ? 22 變速器齒輪強度校核 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。mm ）； K? —— 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 K? =； fK —— 摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪 fK =，從動齒輪 fK =； cK —— 齒寬系數(shù)； y—— 齒形系數(shù)。 將上述有關(guān)參數(shù)代入式（ ），并將作用在變速器第一軸上的載荷maxTe /2 作為計算載荷時，得出： 一擋接觸應(yīng)力 8 0 7 .6 4 1 9 0 0j M p a M p a? ??； 二擋接觸應(yīng)力 7 4 6 .3 7 1 3 0 0j M p a M p a? ； 三擋接觸應(yīng)力 8 0 1 .7 1 3 0 0j M pa M pa? ??； 四擋接 觸應(yīng)力 7 2 3 .2 7 1 3 0 0j M p a M p a? ； 五檔 接觸應(yīng)力 7 4 3 .7 3 1 3 0 0j M p a M p a? ??； 倒擋接觸應(yīng)力 1 0 3 4 .6 8 1 9 0 0j M p a M p a? （齒輪 12 主動， 13 從動）； 9 6 9 .8 9 1 9 0 0j M p a M p a? ??（齒輪 13主動， 11從動）； 對于 滲碳 齒輪 變 速器 齒輪 的 許用 接觸 應(yīng)力 [ j? ]，一 擋和 倒 擋[ j? ]=1900~2020Mpa，常嚙合 齒輪和高擋 [ j? ]=1300~1400Mpa。 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距 A 時，軸的最大直徑 d 和支承距離 L 的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩斎胼S， Ld/ = ～ ；對輸出軸，?Ld/ ～ 。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計算。 變速器輸出軸的剛度計算 （ 1）一檔工作時的計算 已知： a=61mm； b=162mm； L=223mm； d=40mm，則有 LdE baFE ILbaFf rrc 4221221 3 643 ? ??? ~][0 2 2 641 6 2613 7 8 8 45 22 ???????? ???? cfmm ~][0 4 2 641 6 2617 4 2 03 64 45 224221 ???????? ?????? sts fLdE baFf ? mm 2222 ?????? sc fff mm r a dr a dE I L ababF r 0 0 2 64)611 6 2(1 6 2613 7 8 83 )( 4451 ???????? ???????? ?? （ 2）二檔工作時的計算 已知： a=106mm； b=117mm； L=223mm； d=34mm，則有 30 2 2 641 1 71 0 61 9 9 93 643 45 224222222 ????? ??????? LdE baFE I LbaFf rrc ? ~][ ??? cf mm ? ? mmfLdE baFE I LbaFf srts ~ 8 2 641 1 71 0 64 9 7 73 643 45 224222222 ???????? ??????? ? 2222 ?????? sc fff mm r a dr a dE I L ababF r 64)106117(10611719993 )( 5452 ???????? ???????? ??（ 3）三檔工作時的計算 已知 a=69； b=154mm； L=223mm； d=34mm，則有 LdE baFE ILbaFf rrc 4223223 3 643 ? ??? = ~][0 2 2 641 5 4691 8 9 34522 ???????? ???cfmm ~][0 4 2 641 5 4693 7 0 93 64 45 224223 ???????? ?????? sts fLdE baFf ? mm 2222 ?????? sc fff mm r a dr a dE I L ababF r 0 0 5 2 64)691 5 4(1 5 4691 8 9 33 )( 4453 ???????? ???????? ??由于四、五檔距離支撐處只有 20mm 左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉(zhuǎn)角相對于一、二、檔可以忽略。mm 1sM =m m （ a）輸出軸水平彎矩圖 （ b）輸出軸垂直彎矩圖 圖 35 輸出軸彎矩圖 34 主減速比的計算 主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響?？衫迷诓煌?下的功率平衡圖來計算對汽車動力性的影響。= （ 1） 求 H面內(nèi)支反力 yC 、 yD 和彎矩 2cM 輸出軸受力如圖 （ a）所示，則 yC + yD = 2tF yC 3l = yD 4l 由以上兩式可得 yC =， yD =， 2cM == （ 1）求 H 面內(nèi)支反力 yA 、 yB 和彎矩 1cM 輸入軸受力如圖 32（ a）所示，則 31 YA + yB = 1tF yA 1l = yB 2l 由以上兩式可得 yA =， yB =， 1cM =第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。 輸入軸花鍵部分直徑： ? ? 31 189d ? =～ 初選輸入、輸出軸支承之間的長度 L =272mm。 變速器齒輪的材料及熱處理 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 故 ?? [ ?? ]，彎曲強度足夠。前者在變速器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些 [3]。 1 1 1 20. 09 , 0. 09xx? ? ?故 。 1 0 90 .0 2 , 0 .0 4xx??故 。 , ? ? ?故 。 , ? ? ?故 。 120. 32 , 0. 32xx? ? ?故 。一般齒輪的齒頂高系數(shù) 0 ? ，為一般汽車變速器 齒輪所采用。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30176。嚙合套或同步器的壓力角有 20176。、 16176。m ）； 1i —— 變速器一檔傳動比為 ； g? —— 變速器傳動效率，取 96%。 因此，本次設(shè)計的轎車變速器為 5 檔變速器，最高檔傳動比初定為 左右 。載質(zhì)量在 ～ 的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在 ～ 的貨車采用六檔變速器。 本章小結(jié) 本章主要介紹了變速器傳動機構(gòu)的布置方案和零、部件結(jié)構(gòu)方案進行了系統(tǒng)的分析，并給出了此次設(shè)計的具體方案，即設(shè)計兩軸式變速器，倒擋布置方案如圖 22（ f）所示，前進擋皆為斜齒圓柱齒輪，倒擋為直 齒圓柱齒輪，采用全同步器式換擋形式，圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構(gòu)，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產(chǎn)生明顯的手感。常見的互 鎖機構(gòu)有： （ 1） 互鎖銷式 9 圖 24 是汽車上用得最廣泛的一種機構(gòu)，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。 用于機械式變速器的操縱機構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。 圖 21 發(fā)動機前置前輪驅(qū)動布置示意圖 倒檔布置方案 常見的倒檔布置方案如圖 22 所示。而傳動系的檔位數(shù)與汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性有著密切的聯(lián)系。 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。 我國汽車工業(yè)采用 CAD 技術(shù)，從無到有，至今已有十多年的歷史。 研究變速的現(xiàn)狀 眾所周知，中國國內(nèi)市場的 轎車 車型， 90%都來自日本 和德國 技術(shù)，更確切地說，是來自于日本 豐田和德國大眾 技術(shù)。其任務(wù)是調(diào)節(jié)、變換發(fā)動機的性能，將動力有效而經(jīng)濟地傳至驅(qū)動車輪，以滿 足汽車的使用要求。隨著汽車工業(yè)的告訴發(fā)展和現(xiàn)汽車現(xiàn)代設(shè)計方法的開發(fā)和應(yīng)用，人們對汽車變速器的設(shè)計要求是越來越高。中國未來 10年，經(jīng)濟型轎車至少應(yīng)翻一番。變速箱整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼 體的結(jié)構(gòu)有關(guān)系。變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器的傳動方案設(shè)計并 講述了變速器中各部件材料的選擇。 從先進國家來看，動力革命和傳動革命已經(jīng)完成，目前正處于控制革命階段，要解決的主要是機械太 “ 機械 ” ，沒有靈性的問題，過去機械全靠人來操縱控制，然而人的生理和心理能力（感覺器官的功能、頭腦分析的能力和體能）是有限的，操縱汽車這樣復(fù)雜的機械對于人來說體力和腦力負擔(dān)是很重要的，更主要的是單靠人力操縱將阻礙汽車的發(fā)展和其性能的提高。兩軸式變速器縱置時，傳動系的結(jié)構(gòu)簡單（即輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體從而簡化了制造工藝，降低了成本）。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設(shè)計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。因此， 我國的轎車 車型及所屬關(guān)緊部件的研發(fā)方面的發(fā)展相對滯后，進而造成國內(nèi)的許多老型產(chǎn)品一 干就是十幾年，甚至二十幾年的尷尬局面。 AutoCAD 在用戶的心目中也變成了二維設(shè)計軟件的縮影。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè)計的很大。從而能提高汽車生產(chǎn)率，降低運輸成木。 7 圖 22 倒檔的布置方案 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖