【正文】 （）?cos)(7mAn? 21,587?z所以二檔傳動比為： .21438712??zi三檔齒數(shù)的確定已知： ,0,3?iAmn由式子 ——由上公式變形 （）.??zi （）65cos)(?zmAn? 解得：1726,05?z所以三檔傳動比為： ??zi五檔齒數(shù)的確定已知： ,8,3?iAmn由式子 ——由上公式變形 （）.??zi （）?cos2)(43zmAn??解得： 34,123?z所以五檔傳動比為： ??i倒檔齒數(shù)的確定通常，倒檔和一檔的傳動比相似，在本設計中倒檔傳動比 取 。大、小輪用不同材料，可以使抗膠合能力得到提升， 。一檔所用齒輪與常嚙合齒輪相似；其他檔位小的用 40 Gr 調質后表面淬火，大的用 45 號鋼調質后表面淬火。mm） ；gT——節(jié)圓直徑（mm） ；d?coszmdn?——法向模數(shù)（mm）。1w?23）二檔齒輪彎曲強度校核已知參數(shù)：，7,3,0??Km?? ,25,178??zNmm14.??gT 查齒形系數(shù)圖得：y=??zn 查齒形系數(shù)圖得：y=0..???zn24代入公式得 ?????w?MPa7...5834 ?， 滿足 180~350Mpa，故合格。??gT ,??coscsozdFng? NF17230cos309?????Fmm .40cos??nmKb 3173292 ???????????zdrbz 1..?bz?將已知數(shù)據(jù)代入公式 得： .)1( ?????bzFEj? MPa...4.)(.10j bz?， 都小于 ，所以合格。m, N所以軸要具有很高的剛度和強度以滿足要求。.??ld輸入軸花鍵部分直徑 d： （）3maxeTK?式中：K ——經(jīng)驗系數(shù)；——發(fā)動機轉距（ N檔位的不同，受力情況完全不同，故必須進行所有檔位的驗算。 ???scff軸的撓度為 =～， =～。中間軸三檔處剛度校核各已知參數(shù)代入公式（）得到： LdEbaFIfrrc 423236???N, mm, mm, mm, mm,?rF10a040?d][.. 652 ?????cc ff40各已知參數(shù)代入公式（） ， （）得到：2223 ?????LdEbaFIftts?mm][091.??sf ???scff)(63)(54 ??????EILabFr?所以變速器在三檔時中間軸符合剛度要求。mm6222 107.)14370( ????代入公式 得： 3dMW???,所以符合設計要求。??h圖 310 輸入軸圖 311 輸出軸50圖 312 中間軸圖 313 三軸裝配圖514 變速器同步器與操縱機構的設計對于鎖環(huán)式同步器，軸向尺寸就比較大，同時具有很高的鎖止安全性，抵抗磨損能力也很強、嚙合傳遞性也很優(yōu)良。b 嚙合套齒與同步環(huán)接合齒軸向距離。 同步器換檔應該沒有沖擊，即使正常磨損，依然保持工作有效，同步器裝配尺寸選擇應該合適。圖44 同步器螺紋槽形式(2)錐面半錐角 ?摩擦錐面半錐角 不能過小，否則容易自鎖，當 tan 不會自鎖。在設計要求下 R 可取得適當大些。一般鎖f止角是 26176。摩擦力矩 Μm： （43）1sin???mMFR式中，Α摩擦錐面錐角μ1工作錐面間的摩擦系數(shù)R錐面的平均半徑同步時的摩擦力矩方程式為55 （44）111sinsin???????????????????????k kjwFRertjwertFRi iJr是一、二軸常嚙合齒輪同時轉動的轉動慣量；簡化計算 （45）21mrJ?We為發(fā)動機角速度。1．要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。根據(jù)以上三點，本次設計變速器的換檔位置如圖46所示：圖 47 變速器的換檔位置圖 48 撥叉59圖 49 內部裝配圖60 圖 410 裝配圖615. 結 論 變速器是汽車至關重要的一部分，隨著技術的高速發(fā)展，自動變速器越來越受到歡迎，但是由于手動變速器具有不可比擬的操縱體驗，同時它的各項功能以及工藝已經(jīng)十分成熟。 該裝置中的鋼球被推入到槽里就能實現(xiàn)定位，要避免錯掛倒擋，從而產(chǎn)生隱患和傳動系統(tǒng)的破壞，所以要設計相應的安全裝置防止這種情況產(chǎn)生。, β為30176。同步時間也受許多因素影響，如轉動慣量，摩擦面上受到的軸向力。乘用車同步環(huán)厚度比貨車小取得小，選用優(yōu)質材料，并用先進加工工藝，能夠加大材料的屈服強度和疲勞壽命。時，摩擦力矩就很大了，?如果表面粗糙度達不到要求，會產(chǎn)生粘著現(xiàn)象；在 =7176。本次設計取δ2 =。 、內嚙合套缺口寬度52圖42示出嚙合套和同步環(huán)在鎖止面最優(yōu)接觸的正投影，用這個來確定轉動距離c。但造價高昂，常用在高級轎車中。 （）amvSL?式中：S=轎車 30 萬 km，貨車及大客車 25 萬 Km， h1906..0max???4??L初選軸承型號通過設計手冊得軸承 30205 ； kn， kn。通過支反力 和 求得之后，計算 、 。中間軸常嚙合齒處軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式（）得到： LdEbaFIfrrc 42236???N, mm, mm, mm, ?rF5a104?d.][ ?????cc ff各已知參數(shù)代入公式（） ， （）得到：2422 ???LdEbaFIftts? ???scf)5(5963)(2 ?????Iabr?所以變速器在一檔時中間軸符合剛度要求。只需對齒輪不同位置處軸的撓度和轉角計算。m；T——軸的抗扭截面模量(mm 3)；W ——軸傳遞的功率（kw） ， =60kw；PP ——軸的轉速 ， =3000 ；n)min(r)in(r——許用扭轉剪應力（ ）：][?Ma表 36 軸常用集中材料的 及 A 值][?軸的材料 Q235A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/][?MPa1525 2035 2545 3555A 值 149126 135112 126103 11297由式 得到軸直徑的計算公式： （）333][????中間軸為合金鋼 ， 通過表 查得 A 為 100；P 為 90kw；CrMnTi20。如果軸有階梯形式，盡量使工藝簡單，階梯少。??gT???coscso2zdFng????Ncos5.34?F????? 3322??? ??bzbz zdr?????? ??將已知數(shù)據(jù)代入公式 得到： )1( ???bzjFE? MPa...8.)(.4 ??bzj ?， 都小于 1300——1400 ，所以合格。1j?2j3）二檔齒輪已知條件：，7,30,2??Km????21,58?zNw?MPa斜齒輪齒輪接觸應力 （）)1(???式中： ——輪齒接觸應力（ ） ；j?PaF ——齒面上的法向力（N） ， ；)cos(1??F?F1 ——圓周力， ；dTg21Tg ————計算載荷（ Nmm, Nmm32 查齒形系數(shù)圖得：y=????zn 查齒形系數(shù)圖得：y=?zn 代入公式得22 . 5cos5289 ?????w? ? ， 小于 350Mpa，所以合格。???gT3二檔齒輪 N一般進行過滲氮處理，齒面不容易變形，不需要磨齒。 ??????二軸與倒檔軸之間的距離確定：18mzmAn 75)236(1)(21339。本設計取為 。 b齒寬則是對變速器的大部分參數(shù)都有影響。的壓力角。本設計取 。g? 乘用車 =~（~） =（） =~???通常乘用車中心距為 60～80mm。0查表 ：該車極速 = =190km/h；超速檔就是最高檔；發(fā)動機轉速maxuv= =6000（r/min） ；輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 235/70 R16 得到np= 235*+16*(mm)r此次設計選擇五檔作為超速檔，傳動比為 .傳動比計算公式轉換為： ???aguinri主減速比最高時速輪胎型號發(fā)動機型號最大扭矩最大功率最高轉速車長 排量整備質量 190km/h 35/70R16 4G63S4M 170/3000 90kw 6000r/min 4650mm 1720kg10 選擇最低檔傳動比時，要綜合實際車型的基本參數(shù)，如爬坡度、附著系數(shù)、承載能力和車輪半徑等進行參考。輸出軸與齒輪則要保持一定的相對轉動。只要軸上的齒輪運轉平穩(wěn)，輪轂寬度，可以盡可能取大些，至少滿足要求： （）式中： ——花鍵內徑。圖 24e 把中間軸上的一檔和倒擋齒輪加工為一體。如圖所示，每個檔的同步器都裝在二軸軸上，原因是這樣裝同步器很方便；但是高檔的同步器可裝在一軸的后端。變速器類型豐富多樣的，有不同的分類方式，大致可分為：有極、無極、不同檔、兩軸式、三軸式等 如圖 21 所示，就是三軸式，它的輸入軸為第一軸，輸出軸與中間軸的對應檔位齒輪嚙合，輸入、輸出軸同心。3. 工作平順，操作輕便。對變速器設計的主要任務有：選擇變速器類型；確定變速器的基本參數(shù)；計算變速器的齒輪參數(shù)，并校核；計算變速器的軸的參數(shù)，并校核；選擇并計算同步器和換擋機構；變速器三維建模。三、展望未來，我們的自主汽車相關企業(yè)應該更多的聚焦 DCT，它一定會有有非常好的前景。目前世界上的各個汽車公司的汽車使用各種不同類型的變速器。變速器的換擋通過鎖環(huán)式同步器實現(xiàn)，同時合理設計了一套與之相匹配的操作機構。這次設計主要考慮的是動力輸出平順、傳動效率高、磨損消耗小、使用壽命長。隨著我們汽車工業(yè)不斷的發(fā)展，同時各式各樣的汽車行業(yè)也在持續(xù)快速的發(fā)展。但手動檔變速器的低燃油消耗，以及獨特的駕駛體驗和操縱快感是不容忽視的，同時中國的各大駕校在對學員的駕駛技術教學中使用的普遍還是手動檔。3．設計更簡單的結構、燃油消耗更低，效率更高，至始至終都是變速器設計要達到的目的。1. 保證汽車的動力足夠，滿足經(jīng)濟高效。5. 噪聲小。5圖 21 轎車三軸式四檔變速器；；如圖 22 所示，就是二軸式。圖 b 方案的好處是可以降低中間軸尺寸，但此時這樣換擋也變得困難了。設計為一個或兩個獨立的齒輪和軸，通過不同的連接方式連接。也可以根據(jù)實際安裝條件將輸出軸直接裝在殼體孔上，保證牢靠。 軸承也是變速器設計中非常重要的一部分，他能保證其中各個部件的相對運動和承受各種載荷。用公式表示如下： ??ntgeFriT?10max （）tegiri0max111式中：——驅動輪路面法向反力， ；nFgmFn1? ——驅動輪與地面間附著系數(shù)； 一般取 ~。乘用車，更主要的是降低工作噪聲；對于貨車，主要的減輕重量，故該參數(shù)可選得大些。、25176。螺旋角選用范圍：乘用車變速器： 兩軸式變速器為 2030 度 中間軸式變速器為 2234 度貨車變速器：1826 度本次設計螺旋角初選 30176。齒頂高系數(shù)越小，齒輪重合度越小，而工作噪聲變大；輪齒受的彎矩降低，輪齒的彎曲應力同樣相應的變小。而中間軸倒檔gri齒輪一般略小于一檔主動齒輪齒數(shù)，取 。加工工藝及熱處理工藝根據(jù)齒輪的大小有不同的工藝要求，大尺寸通常用鑄鋼、鑄鐵；略小尺寸，用鍛鋼。各軸的轉矩：一軸轉距 N 為斜齒輪螺旋角 ；nm)(?——應力集中系數(shù)， =；?K?K——齒面寬（ mm） ；b——法向齒距， ；t nmt???——齒形系數(shù)，按當量齒數(shù) 在齒形系數(shù)圖 中查得；y ?3cosz?——重合度影響系數(shù)， =。mm, N3w?4直齒齒輪輪齒彎曲強度計算本設計中僅倒檔為直齒輪傳 式中： ——彎曲應力；w? ——圓周力（ N） ， ；1FdTFg21? ——應力集中系數(shù)，為 ；?K ——計算載荷（ N10j?1j MPa9（2）常嚙合齒輪接觸應力校核已知條件：，7,3,0,2??Km????14,32?zN??gT???cos2cso2zdFng????Ncos67.36?F????? 393 312??? ??bzbz zdr?????? ??將已知數(shù)據(jù)代入公式得到： )( ???bzjFE? MPa...148.)(.6 ??bzj ?， 小于 13001400 , 所以合格。如果剛度不足，軸會由于彎曲作用而變形， 直接影響齒輪能否正確嚙合。mm） 。驗算時