【正文】 不希望用過大 的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角 。、 30176。等小些的壓力角 。 齒輪參數(shù)的選擇 模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬 ；從工藝方面 18 考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。 根據(jù)汽車的工作要求 (長途運輸、城市公交車、礦山運輸?shù)?)和發(fā)動機特性的不同，速比階 K 的偏離情況也不同 .例如城市公交車和山區(qū)工作的汽車速比階 K 的偏離值要小一些，而轎車的直接檔的速比階 K 要更小一些 。 已知：最高車速 maxau = maxav =190 km/h；最高檔為超速檔，傳動比 gi =；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 185/60R14S 得到 r =29(mm)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速n = pn =5800（ r/min）；由公式（ ）得到主減速器傳動比計算公式： ??????ag uinri 最 低 檔傳動比計算 按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角max?坡道時，驅(qū)動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 13 第 3章 變速器的設(shè)計與計算 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設(shè)計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設(shè)計， 捷達 整車主要技術(shù)參數(shù)如表 所示 表 捷達 GTX 整車主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動機最大功率 74kw 車輪型號 185/60R14S 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 155N 鎖止機構(gòu)還包括自鎖、倒檔鎖兩個 機構(gòu)。 圖 ， a 為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。 電動自動換檔變速器 20 世紀 80 年代以后，在固定軸式機械變速器基礎(chǔ)上，通過應用計算機和電子控制技術(shù)，使之實現(xiàn)自動換檔，并取消了變速桿和離合器踏板。 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。 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸，并由螺栓固定。要求齒輪制造精度不低于 7 級。 變速器齒輪可以與軸設(shè)計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。不過，增加檔數(shù)會使變速器機構(gòu)復雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。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。 設(shè)計的目的及意義 此次變速器設(shè)計將基本滿足 車型 的使用要求，通過自己的分析、 方案選擇、設(shè)計計算和整理，能達到預期的效果 。 變速器主要參數(shù)的選擇 變速器主要參數(shù)的選擇：檔數(shù)、傳動比、中心距、齒輪參數(shù) 等。 其特點是根據(jù)發(fā)動機的特性和汽車的行駛工況，通過計算機智能控制，實現(xiàn)對變速器傳動比的實時控制，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)。 （ 2）應用新型材料。 根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。固定軸式應用廣 泛，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，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。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。 1 第 1章 緒 論 概述 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。其中固定軸式又分為：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。 3 根據(jù)前進檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。因此研究高效率的傳動副來節(jié)約能源，采用零污染的工作介質(zhì)或潤滑油來避免環(huán)境污染，根據(jù)發(fā)動機的特性和行駛工況來設(shè)計變速器，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)，以保證汽車在最高傳動效率和最低污染物排放區(qū)運行。變速器智能化、集成化是信息、電子集成技術(shù)和控制技術(shù)與變速器技術(shù)的結(jié)合。 通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點，以及所設(shè)計車輛的特點，確定傳動機構(gòu)的布置形式。 通過比較不同方案和方法選取最佳方案進行設(shè)計，計算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對其進行校核計算；同時對同步器、換檔操縱機構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進行分析設(shè)計；另外，對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進行改進、完善。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。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設(shè)計 長嚙合齒輪 選用斜齒輪 ，倒檔選用直齒圓柱齒輪 。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應 在 aa ～RR μm 范圍內(nèi)選用。因漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。變速器操縱機構(gòu)應當滿足如下主要要求：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。這種手動換檔變速器，稱為遠距離操縱手動換檔變速器。 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。常見的互鎖機構(gòu)有： （ 1）互鎖銷式 圖 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。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。 本章小結(jié) 本章主要介紹 了 變速器傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)的類型 ， 分析了各類型機構(gòu)的優(yōu)缺點，并針對所設(shè)計的變速器的類型、特點 及功用，對變速器的傳動方式、操縱機構(gòu)的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的選擇，為后期的設(shè)計工作打下基礎(chǔ)。 檔數(shù)選擇的要求： 相鄰檔位之間的傳動比比值在 以下。 變速 器各檔傳動比的確定 主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為 [12]： iirnuga ? （ ） 式中： au —— 汽車行駛速度（ km/h）； n —— 發(fā)動機轉(zhuǎn)速（ r/min）； r —— 車輪滾動半徑（ m）； gi —— 變速器傳 動比； 0i —— 主減速器傳動比。 變速器各檔速比的配置 按等比級數(shù)階分配的各檔速比的計算 汽車多在高檔區(qū)工作，換檔頻率，高檔區(qū)也多于低檔區(qū)，為了節(jié)約燃料和操縱輕便起見，應盡量使高檔區(qū)兩檔位之間的速度差值小些，所以高檔區(qū)的速比階 K 要比低檔區(qū)的速比階 K 要小 。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列 公式 選用： 29 6~ 174)~()~( ???? AL mm 初選長度為 260mm。、 176。、 25176。時，其 抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。 通常根據(jù)齒輪模數(shù) ? ?nmm 的大小來選定齒寬： 斜齒 ncmkb? ， ck 取為 ～ ，取 ? ? ~~ ???? nc mkb mm 為了不使齒寬過小，本設(shè)計中齒寬全部采用 。應該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。239。239。2 ??? ZZig 精確螺旋角 ? ? ? ? ? cc o s2ar cc o s 39。3 ??? ZZig 精確螺旋角 ? ? ? ? cc o s2ar cc o s39。4 ??? ZZig 精確螺旋角 ? ? ? ? ? cc o s2ar cc o s39。5 ??? ZZig 精確螺旋角 ? ? ? ? ? c co s2ar c co s39。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。 2 ?nx 二 檔齒輪的變位 壓力角 ??? 22c os 20t a na r c t a nc os t a na r c t a n ??? ? ?ta ?? o 75a r c c o sc o sa r c c o s 39。 ??? tt aAAa 角度 變位系數(shù)之和 ? ? ? ? 0 5 a n2 a n2 39。如對硬 度 ≤ 350HBS 的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 30～ 50HBS左右。 應選用硬齒面齒輪組合， 所有 齒輪 均選 用 20CrMnTi 滲碳后 表面 淬火 處理 ，硬度為 58～ 62HRC。mm； ?24?? ； ??K ； ?nm mm； ?cK ；??x ； ??K ； o s25c o s 33 ??? ??zz n ，查齒形系數(shù)圖 得：y=，把以上數(shù)據(jù)代入 ()式，得： os101502c os2 33333?????? ?????? ???? ?? KyKmz KTgw MPa 從動齒輪： 已知： 33 10216102536150 ?????gTN 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)選取：對輸入軸， Ld/ =～ ；對輸出軸， ?Ld/ ～。 圖 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖 所示 ，若軸在垂直面內(nèi)撓度為 cf ，在水平面內(nèi)撓度為 sf 和轉(zhuǎn)角為 δ，可分別用下式計算： EILbaFfc 3221? （ ） 33 EILbaFfs 3222? （ ） ? ?EIL ababF 31 ??? （ ） 式中： 1F —— 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）； 2F —— 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）； E —— 彈性模量（ MPa）， E =105 MPa； I —— 慣性矩（ mm4），對于實心軸， 644dI ?? ； d —— 軸的直徑（ mm），花鍵處按平均直徑計算； a 、 b —— 齒輪上的作用力距支座 A 、 B 的距離（ mm）； L —— 支座間的距離（ mm）。 軸的強度計算 變速器在一檔工作時： 36 對輸入軸校核： 計算輸入軸的支反力： 26c os101502c os22 31 111 11 ?? ??????? ?zmTdTF ngt ?N os 20t a ost a n 111 ???? ???? ntr FF N 3 4 726t a 9 1 3t a n 111 ???? ??ta FF N 已知： a=20mm； b=180mm； L=200mm； d=25mm 垂直面內(nèi)支反力 對 B 點取矩，由力矩平衡可得到 C 點的支反力 ，即： bFLF rA 1? （ ） 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ ）式，解得： AF = 同理，對 A 點取矩，由力矩平衡公式可解得： NFB ? 水平面內(nèi)的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： bFaF BHAH ? （ ） 1tBHAH FFF ?? （ ） 將相應數(shù)據(jù)代入（ ）、（ ）兩式，得到： NF NFBHAH ?? 計算垂直面內(nèi)的彎矩 B 點的最大彎矩為： 1BBAB MMM ?? 4 9 7 2 4 8 ???? aFM ABA N 將數(shù)據(jù)代入（ ）式，得： 4 1 9 8 8 43232 33m i nm i nm i n ?????? dMWM ?? MPa 33m a xm i nm a x ?????? dMWM ?? MPa 在低檔工作時， ???? 400MPa，符合要求。 44 本章小結(jié) 本章主要對變速器的主要參數(shù)進行了選擇，基本上完成了變速器主要尺寸的計算；同時對變速器各檔齒輪進行彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度校核、對輸入軸、輸出軸的基本尺寸進行了設(shè)計；完成了軸的剛度和強度校核，以及完成了各軸軸承校核。 慣性式同步器 慣性式