【正文】 增加齒寬可是齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪的應該選取一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪要有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應取得小些；對于貨車減少質(zhì)量比減少噪聲重要，固齒輪應選用大些的模數(shù)；變速器低檔應選用大些的模數(shù)，其他檔位應選用另一種模數(shù)。對于中間軸式變速器，初選中心距是可以根據(jù)以下經(jīng)驗公式計算: A=KA3Temaxi1ηg式中，A為變速器中心距（mm）；KA為中心距系數(shù)，乘用車：KA=~；Temax為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩（）；i1為變速器的一檔傳動比；ng為發(fā)動機的傳動效率，取96%。第三章 變速器主要參數(shù)選擇對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，有能保證容易裝配。總體變?yōu)橄禂?shù)ξc=ξ1+ξ2越小，一對齒輪的齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎曲強度越低。何謂變位？即通過改變標準刀具對齒輪毛坯的徑向位置或改變標準刀具齒槽寬后切制的齒形為非標準漸開線齒形的齒輪。變速器第一軸、第二軸的后端軸承，以及中間軸承、后軸承，按直徑系列一般選用種系列球軸承或圓柱滾子軸承。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，常采用一端有密封的的球軸承來承受徑向力。因此，這種換檔方法，目前只在某些要求不高的檔位大貨車變速器上使用。只有駕駛員用熟練的技術，使齒輪換檔時無沖擊，才能克服上述缺點。圖26 兩軸式手動四檔變速器布置方案、部件結(jié)構方案分析變速器所用的齒輪有斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪兩種。圖2－3f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換擋更為輕便。這時如用在軸的平面上可分開的殼體,就能很好的解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。如圖2－3中間軸式五檔變速器傳動方案中,圖23a所示方案中,除一,倒擋用直齒滑動齒輪換擋外,其余各擋為常嚙合齒輪傳動。因為直接擋的利用率要高于其它擋位,因而提高了變速器的使用壽命。圖21 兩軸式變速器的傳動方案圖21示出用在發(fā)動機前置前輪驅(qū)動轎車的兩軸式變速器傳動方案，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，主減速器采用弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其他擋位均用常嚙合齒輪傳動；圖2－1f中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并且用同步器換檔；同步器多數(shù)用在輸出軸上，這是因為一擋主動齒輪尺寸小，同步器裝在輸入軸上有困難，而高擋的同步器可以裝在輸入軸后端，如圖2－1d,e所示；圖2－1d所示方案有輔助支撐，用來提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲。為兩軸式軸和軸承數(shù)少，所以結(jié)構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等有點。從市場走向來看，雖然無級變速器是一個技術分量比較高的部件，但是也已經(jīng)走進了普通轎車的“身體” 之中，廣本兩廂飛度每個排量都有一款配置了CVT無級變速器，既方便又省油，～。無級變速器最早由荷蘭人范 自動—手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。例如，夏利、奇瑞、吉利等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是5檔手動變速。我們都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。 變速器的種類變速器有傳動機構和操縱機構組成。為什么減速可以增扭，而增速又要減扭呢？在相同情況下，發(fā)動機輸出的功率是不變的，功率可以表示為N=ωT，其中ω是傳動角速度，T是扭矩。變速器是用于改變發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種路障的不同條件下對驅(qū)動車輪牽引力級車速不同要求的汽車總成。本次設計的汽車變速箱主要是從強度方面來對齒輪的尺寸計算及校核，軸的尺寸計算和位置的確定，選擇設計滿足其承載能力的同步器。另外，針對齒輪作用力的不同，在不同的軸上選擇合適的軸承。設置變速器的目的是在各種行駛狀況下，是汽車獲得不同的牽引力和速度，同時是發(fā)動機在最有利的工作范圍內(nèi)工作。當N固定的時候，ω和T是成反比的。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（MT）、自動變速器（AT）、手/自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。二、自動變速器（AT） 自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。 在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔”。多尼斯（VanDoorne’s）發(fā)明。而且奇瑞汽車銷售公司表示無級變速器型年底上市。本次設計中的所選擇的汽車及其主要參數(shù)如下所示：表11 變速器設計的主要參數(shù)項目參數(shù)車型名稱基本參數(shù)變速箱常X寬X高車體結(jié)構（mm）百公里加速（S）總質(zhì)量Kg發(fā)動機布置發(fā)動機最大功率排量發(fā)動機最大扭矩驅(qū)動方式桑塔納2000（SVW7182HFi）4速 手動4680X1700X1423三廂轎車1140縱置，前置74Kw5200轉(zhuǎn)/分 3800轉(zhuǎn)/分前輪驅(qū)動第二章 變速器傳動機構布置方案機械式變速器因具有結(jié)構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛的應用。圖2－1f所示方案為五擋全同步器式變速器，以此為基礎，只要將五擋齒輪用尺寸相當?shù)母籼滋娲?，即可改變?yōu)樗膿踝兯倨?，從而形成一個系列產(chǎn)品。在其它前進擋位工作時,變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸,中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞,因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下,一擋仍然有較大的傳動比。圖23b、c、d所示的方案的各前進擋均采用常嚙合齒輪傳動。圖2－3 c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài),同時一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里,而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2－3g所示方案；其缺點是一，倒擋各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪雖然制造時復雜、工作時有軸向力，但因其使用壽命長、工作平穩(wěn)、噪音小而仍然得到廣泛的使用。但是，該瞬間駕駛員注意力被分散，影響行使安全性。 使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術熟練程度無關，從而提高汽車的加速性、經(jīng)濟性、和行駛安全性。作用在第一軸的長嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部的軸承傳遞給變速器殼體，此處常用委員有擋圈的球軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6~20mm。采用變位齒輪，除了避免根切和配湊中心距之外，它還影響齒輪強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗校核能力及齒輪的嚙合噪聲。但是由于齒輪的剛度減少，易于吸收沖擊振動，故噪聲會小一點。多數(shù)情況下，輸出軸和輸入軸及其上面的零部件是通過變速器殼體上方孔口設計在變速器殼體下方或者側(cè)面。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。，先取i1=， Temax= 帶入上式得出初選中心距的范圍A=,~ 而此次設計中的變速器為乘用車一類，發(fā)動機前置前驅(qū)，也可以根據(jù)變速器中心距A和發(fā)動機的排量的關系來初選，乘用車中心距在70~80mm。少數(shù)情況下汽車變速器各檔的齒輪選用相同的模數(shù)。實際上因國家規(guī)定的標準壓力角為20176。同步器的壓力角為30176。~25176。在分配齒數(shù)的時候，應該注意的是各檔齒輪的齒數(shù)應該盡可能的不是整數(shù)，以便齒輪均勻磨損。=取整，Zh=48。倒檔齒輪Z11的齒數(shù)，一般在21～23之間，可選倒檔齒輪齒數(shù)Z11=22，為避免齒輪9，與齒輪10齒頂圓的接觸，故將齒數(shù)Z9取為Z9=11，可計算出輸入軸與倒檔軸的中心距：A＇ A＇=1/2m(Z9+Z11) =1/2 3（11＋22） =初選倒檔的傳動比為i倒=，i倒=Z10Z11/Z11Z9，計算得出Z10=，取整后，Z10=35 重新計算倒檔傳動比，i倒= Z10Z11/Z11Z9=35/11=計算倒檔齒輪與輸出軸的中心距A＇＇=（Z10+Z11）m/2=（35+22）3/2=由于Z9的齒數(shù)為11會發(fā)生根切，對其進行變位，變位系數(shù)x=（1711）/17=驗證中心距：為了保證齒輪10與齒輪9不發(fā)生接觸，則其兩者齒頂圓直徑之和必須小于2A。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，并可能導致齒輪折斷。σw=(2155000)33118 =。（2）斜齒輪彎曲應力σwσW = F1KσbtyKε （43）式中，式中，σW為彎曲應力（MPa）；F1為圓周力（N），F(xiàn)1=2Tg/d；Tg為計算載荷（）；d為節(jié)圓直徑（mm）d=（mnz）/cosβ，mn為法向模數(shù)（mm）；Kσ為集中應力系數(shù)，可取近似值 Kσ=； b為齒寬（mm）；t為法向齒距（mm）t=πmn；y為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)Zn=Z/cos3β在上圖中查得；Kε為重合度影響系數(shù)，Kε=。計算三檔常嚙合齒輪的彎曲應力已知 Z5=22，Kc=6，β=176。 σj= +1ρb (45)式中，σj為齒輪的接觸應力（MPa）；F為齒面法向力（N）；α為節(jié)點處壓力角（176。本次設計中齒輪的材料選用20GrMnTi，一般設計中軸與齒輪的材料選取應相同，所以此次設計中軸的材料也選用20GrMnTi。在計算時可以按照下式計算：fc=F1a2b23EILfs=F2a2b23EILδ=F1ab（ba）3EILF1=2TemaxtanαdcosβF2=2TemaxdFa=2Temaxtanβd式中，fc為軸在垂直面上內(nèi)的撓度，fs為軸在水平面的撓度，δ為轉(zhuǎn)角；F1為齒輪齒寬中間平面的徑向力（N）；F2為齒輪齒寬中間平面的圓周力（N）Fa為軸向力；i為傳動比，d為齒輪節(jié)圓直徑；α為節(jié)點處壓力角；β為螺旋角；E為彈性模量（MPa），E=105MPa；I為慣性矩（mm4），對于實心軸，I=πd4/64；d為軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；a、b為齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）；L為支座間的距離（mm）。螺旋角β=0176。/（33cos0176。/ = 2413N計算水平面撓度：fc =F1a2b23EIL = 2572（3210000215） = ＜[fc]計算垂直面撓度：fs =F2a2b23EIL =6631（3210000215） = ＜[fs]軸的全撓度：f =fc2+fs2 = + =＜[f]計算轉(zhuǎn)角：δ =F1ab（ba）3EIL = 2572（）/（3210000215） = rad＜[δ]校核剛度： F合=F12+F22 =25722+66312 =7097N M總=F合ab/L = 7097 = Ma=1/2Fad =2413 =M=M總2+Tn2+Ma2 = 3695272+1550002+564032= σ= MW=32Mπd3 = 32404668/（） = 248MPa＜[σ] 綜上計算內(nèi)容，掛二檔時，軸滿足強度和剛度的要求。螺旋角β=176。得到廣泛應用的是慣性式同步器。在不換擋的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，是同步器用來換擋的零件保持在中立位置上。圖52 鎖環(huán)式同步器的工作原理鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結(jié)構布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。通常軸向泄油槽為6~12個槽寬3~4mm。 故本次設計中，取半錐角α=7176。（5） 同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受結(jié)構布置上的限制，包括變速器中心距級相關零件特別是錐面平均半徑R和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。鎖止角β選取的正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間的角速度差達到零值時才能換擋。軸向力大，則同步時間減少。這種操縱方案結(jié)構簡單，已得到廣泛應用。從中遇到了以前許多沒注意的問題、和一