【正文】 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。m最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速1500r/min總質(zhì)量4500kg最高車速120km/h車輪型號225/85R16L對應(yīng)輪胎半徑r394mm 近年來，為了降低油耗，提高燃油經(jīng)濟性，變速器的檔數(shù)都有增加的趨勢。[14]倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的齒輪軸，并由螺栓固定。當(dāng)變速器中心距小時，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，可以把輸出軸直接壓入殼體孔中，并固定不動[14]。要求尺寸應(yīng)該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖31c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖31d方案對31c的缺點做了修改；圖31e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖31f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。[12]故能提高汽車生產(chǎn)率以及行駛效率，大大降低運輸成本節(jié)省開支。所以受結(jié)構(gòu)限制原因，其一檔變速比不能設(shè)計的很大。最后，對設(shè)計的傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進行改進和完善。汽車變速器齒輪強度的校核在汽車變速器齒輪強度的校核過程中，根據(jù)齒輪的強度和剛度要求，主要校核變速器的齒根彎曲疲勞強度、齒面接觸疲勞強度。可以根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。汽車變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計，不同標(biāo)準(zhǔn)和要求，會對汽車的動力性以及燃油經(jīng)濟性，換檔操縱的舒適性與輕便性，傳動平穩(wěn)性等。我國汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和進步，對汽車變速器的設(shè)計和要求，將是增大汽車變速器傳遞功率與總質(zhì)量之比（比功率），并且要求其具有更精密的尺寸和更好的性能。固定軸式可以分為：兩軸式變速器、中間軸式變速器、雙中間軸式變速器、多中間軸式變速器等。軸的基本尺寸的確定及強度校核根據(jù)兩軸式變速器的特點，確定軸的基本尺寸，根據(jù)軸的強度和剛度計算要求，分別對軸的剛度和強度進行校核計算。第2章 變速器傳動機構(gòu) 傳統(tǒng)機械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單輕便、傳動傳遞效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，最為關(guān)鍵的是維修方便，所以在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用[14]。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時直接輸出動力[14]。不過，增加檔數(shù)，會使變速器機構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復(fù)雜。[14]綜合考慮以上因素，為了換檔輕便舒適，減小噪聲，倒檔傳動采用圖31f所示方案。所以綜合考慮安全性，在齒輪裝在軸上以后，齒輪應(yīng)能保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸應(yīng)該在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿足尺寸要求[14]： （31）式中：——花鍵內(nèi)徑。用滑移齒輪方式，實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，一般應(yīng)選用矩形花鍵連接。[14]從上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設(shè)計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應(yīng)當(dāng)可以順利拆裝軸上各零件。目前，一般乘用車用4～5個檔位的變速器。應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著條件、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等綜合確定。對轎車，K A =~；對貨車，K A =~；對多檔主變速器，K A =~11；TI max 變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI η =62803N﹒m故可得出初始中心距A=。一檔直齒輪的模數(shù)m mm (38)通過計算m=3。25176。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。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。上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（310）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。其中，一檔主動齒輪10的齒數(shù)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。故 同理可得： 。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選取：第一軸和中間軸： d/L=；第二軸： d/L=。其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。mm。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并滑塊予以定位。螺紋槽設(shè)計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7176。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定 （343）設(shè)計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。（7）同步時間t同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。為了防止這種情況的發(fā)生，應(yīng)設(shè)置自鎖裝置（如圖311所示）。汽車起步時如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。軸向力大，同步時間減少。（6）鎖止角鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7176。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。危險截面的受力圖為： 圖37 危險截面受力分析水平面：（160+75）=75 =；水平面內(nèi)所受力矩： 垂直面： （338） =垂直面所受力矩：。其計算公式為： （334）式中，T 軸所受的扭矩，N對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)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。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。2. 齒輪接觸應(yīng)力 （324） 式中， 齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）； F齒面上的法向力（N），； 圓周力在（N）， ； 節(jié)點處的壓力角（176。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。根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取～為6級，～為7級。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。由 （316）可計算出。由式（27）求出常嚙合齒輪的傳動比 （311）由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （312） 由此可得： （313）而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。模數(shù)壓力角螺旋角齒寬系數(shù)齒頂高系數(shù)參數(shù)值320176。,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。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取2~。~。故有 （31）則由最大爬坡度要求的變速器Ι