【正文】 由于調(diào)整后中心距發(fā)生了變化，所以需對一擋齒輪進(jìn)行變位。 變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選了變速器的擋位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)方案簡圖后，即可對各擋齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分配。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。實(shí)驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。由于工藝上的考慮，同一變速器中的結(jié)合齒采用同一模數(shù)。商用車變速器的軸向尺寸為： 四擋：五擋；六擋 所以本設(shè)計(jì)變速器的軸向尺寸可初選為mm，取整mm。還有，變速器中心取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞[11]。將各數(shù)據(jù)代入式(31)中得根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件可求得變速器一擋傳動比為 (32)式中 ——汽車滿載靜止與水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，Kg；——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時取～；其他參數(shù)同式(31)。其中齒輪結(jié)構(gòu)形式斜齒圓柱齒輪；換擋機(jī)構(gòu)形式為環(huán)式同步器的方案。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導(dǎo)致自動脫擋。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。汽車行駛時，因變速器內(nèi)各轉(zhuǎn)動齒輪有不同的角度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。使用傳動比小于1的超速擋，能夠更充分的利用發(fā)動機(jī)的功率，使汽車行駛1Km所需發(fā)動機(jī)曲軸的總轉(zhuǎn)數(shù)減少，因而有助于減少發(fā)動機(jī)磨損和降低燃料消耗。為了縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖23(g)所示方案；其缺點(diǎn)是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。以上各方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋形式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。圖21 兩軸式變速器傳動方案 中間軸式變速器特點(diǎn)分析中間軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動的客車上。兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應(yīng)用。m)(3000～3500r/min)82輪距(前)(mm)1215滿載軸荷前(kg)678輪距(后)(mm)1200后(kg)852軸距(mm)1960主減速器減速比最高車速(km/h)105載質(zhì)量(kg)560最大爬坡度(%)20整車整備質(zhì)量(kg)970輪胎規(guī)格155R12C滿載總重(kg)1530 變速器傳動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析和形式選擇有級變速器與無級的相比，其結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉，具有高的傳動效率（η=～），因此在各種類型的汽車上均得到了廣泛的應(yīng)用。 手動變速器的設(shè)計(jì)要求1. 正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動比，使其和發(fā)動機(jī)參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟(jì)性；2. 設(shè)置空擋以保證汽車在必要時能將發(fā)動機(jī)和傳動系長時間分離，設(shè)置倒擋使汽車能倒退行駛；3. 操縱簡單、方便、迅速、省力；4. 傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲；5. 體積小、質(zhì)量輕、承載能力強(qiáng)，工作可靠；6. 制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；7. 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計(jì)要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定；8. 需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。三軸式變速器的第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。發(fā)動機(jī)排量大的乘用車多用5個擋。隨著電子技術(shù)的發(fā)展，變速器的自動控制進(jìn)一步完善，在各種使用工況下能實(shí)現(xiàn)發(fā)動機(jī)與傳動系的最佳匹配，控制更加精確、有效，性能價格比大大提高。變矩器的作用是通過油液介質(zhì)將發(fā)動機(jī)動力傳遞給變速器，它的傳遞效率通常只有80%。手動變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡單、故障率相對較低、價廉物美。福魯特采用耐用的摩擦材料進(jìn)一步完善了變速器的性能。 汽車變速器設(shè)計(jì)的目的和意義現(xiàn)代汽車上廣泛采用內(nèi)燃機(jī)作為動力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍很小，而復(fù)雜的使用條件要求汽車的驅(qū)動力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。固定軸式變速器又分為兩軸式、三軸式和多軸式的。研究的基本內(nèi)容為：變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案，變速器各擋傳動比的分配，變速器齒輪參數(shù)選擇，變速器各擋齒輪齒數(shù)分配，變速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算，變速器軸和軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算，同步器和操縱機(jī)構(gòu)及箱體的設(shè)計(jì)，利用Auto CAD軟件繪制裝配圖和零件圖等八項(xiàng)內(nèi)容。在設(shè)計(jì)過程中主要需解決的問題有：變速器各參數(shù)的確定，變速器齒輪的設(shè)計(jì)、計(jì)算及校核，變速器軸的設(shè)計(jì)、計(jì)算及校核和軸承的校核計(jì)算，同步器和操縱機(jī)構(gòu)及箱體的設(shè)計(jì)以及繪制裝配圖及零件圖五大主要問題。變速器按其操縱方式又可分為自動式、半自動式、預(yù)選式、指令式、直接操縱式和遠(yuǎn)距離操縱式[2]。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設(shè)置了變速器，用來改變傳動比，擴(kuò)大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍下工作；在發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機(jī)能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進(jìn)行動力輸出?，F(xiàn)代汽車變速器是1894年由法國人路易斯2． 自動變速器自動變速器是根據(jù)車速和負(fù)荷(油門踏板的行程)來進(jìn)行雙參數(shù)控制，擋位根據(jù)上面的兩個參數(shù)來自動升降。IVT由于不使用變矩器，與其它變矩器比較，IVT具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工藝復(fù)雜造價高昂的金屬傳送帶、結(jié)構(gòu)簡單、成本低等一系列優(yōu)點(diǎn)，加上傳遞扭矩大，長時間使用也不會過度發(fā)熱，不但使用于轎車，也使用于越野車，是一種新型變速器。無級變速器裝有自動控制裝置，行車中可以根據(jù)車速自動調(diào)整擋位，無需人工操作，省去了換擋及踩踏離合器踏板的操作。商用車變速器采用45個擋或多擋。將第一、第二軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接擋。 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容本次設(shè)計(jì)主要是依據(jù)哈飛HFJ6351B的有關(guān)參數(shù)，通過變速器各部分參數(shù)的選擇和計(jì)算，設(shè)計(jì)出一種基本符合要求的手動變速器。通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進(jìn)擋；重型載貨汽車和重型越野車則采用多擋變速器，其前進(jìn)擋位數(shù)多大6～16個甚至20個。 兩軸式變速器的特點(diǎn)分析與中間軸式變速器相比較，兩軸式變速器結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最高擋外其他各擋的傳動效率高、噪聲低。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機(jī)的飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋 倒擋布置方案分析 如圖23所示為常見的倒擋布置方案。變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和工作噪聲增加。但是與直接擋比較，使用超速擋會使傳動效率降低、工作噪聲增加。這不僅使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低。這是因?yàn)橹匦拓涇嚀跷婚g的公比較小，則換擋機(jī)構(gòu)連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器比較還有結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、能夠減低制造成本及減小變速器長度等優(yōu)點(diǎn)。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：1. 將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖24(a)所示。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。圖25 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案 本章小結(jié)本章主要依據(jù)變速器幾種常見的傳動機(jī)構(gòu)布置方案，對兩軸式和中間軸式的變速器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)作了簡要說明，同時介紹了幾種常見的倒擋機(jī)構(gòu)布置方案，并比較了各個方案的優(yōu)缺點(diǎn)。將各數(shù)據(jù)代入式(32)得＜＜，在本設(shè)計(jì)中，取。中間軸式變速器的中心距(mm)可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選，經(jīng)驗(yàn)公式為 (33)式中 ——中心距系數(shù)，乘用車：，商用車：；——發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩(N變速器殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。其選取的范圍是：轎車及輕、中型貨車為2～；～5。不過當(dāng)螺旋角大于 時，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。壓力角初選 齒寬 齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強(qiáng)度及工作平穩(wěn)性的要求。所設(shè)計(jì)的變速器的傳動簡圖如圖31所示。中心距變動系數(shù)為 嚙合角為 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 而齒輪齒數(shù)比為 故可以分配變位系數(shù)得。mm 由于調(diào)整后中心距發(fā)生了變化，所以需對三擋齒輪進(jìn)行角度變位。中間軸倒擋齒輪的齒數(shù)取為，倒擋時的傳動比為。 　 表41　變速器齒輪的主要幾何尺寸(mm) 項(xiàng)目齒輪齒數(shù)螺旋角（）端面模數(shù)（）端面壓力角（）分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬233529163116322425243618151820243724413518183518333518 計(jì)算變速器各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速已知發(fā)動機(jī)的最的轉(zhuǎn)矩為82Nm r/min(4) 掛4擋時 N齒面長期在脈動的接觸應(yīng)力作用下，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應(yīng)力，提高齒面強(qiáng)度等，可提高齒面的接觸強(qiáng)度。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。某些輕型以下的載貨汽車和轎車等變速器的小模數(shù)（）齒輪，采用了40Cr或35Cr鋼并進(jìn)行表面氰化處理。m)；——節(jié)圓直徑(mm)；——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=；——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點(diǎn)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=，從動齒輪=；——齒寬(mm)；——端面齒距(mm)，；——模數(shù)；——齒形系數(shù)，如圖41所示。由圖41得。6． 三擋齒輪的強(qiáng)度校核（1） 彎曲強(qiáng)度的校核三擋齒輪為斜齒輪，由式(42)得齒輪的彎曲強(qiáng)度公式為 式中 ——齒形系數(shù)；由圖41得。設(shè)計(jì)變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖51所示，根據(jù)軸的受力，取第一軸裝軸承處的直徑為40mm，第二軸裝軸承處的直徑為35mm，中間軸裝軸承處的直徑為25mm；mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm。下面計(jì)算各軸在彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下的軸應(yīng)力。（2） 第二軸軸應(yīng)力計(jì)算在垂直面內(nèi)的彎矩為 =－彎矩圖為在水平面內(nèi)的彎矩為 =－彎矩圖為則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下 =故第二軸的軸應(yīng)力為 =所以第二軸的強(qiáng)度合格。第一軸N N N中間軸 N NN N N第二軸 N N N 軸的強(qiáng)度計(jì)算 在進(jìn)行軸的強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算時，欲求三軸式變速器第一軸的支承反力，必須先求出第二軸的支承反力。變速器第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距按以下公式初選 則 =～42mm故可取第二軸的最大直徑=40mm，中間軸的最大直徑=40mm。（2） 接觸強(qiáng)度的校核由式(43)得接觸強(qiáng)度的公式為確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力代入?yún)?shù)后得 = =主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑， = =將參數(shù)代入公式后得 =～1400MPa=～1400MPa所以三擋齒輪的接觸強(qiáng)度合7． 五擋齒輪的校核（1） 彎曲強(qiáng)度的校核