【正文】 曲強(qiáng)度要求。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時只需要校核一擋處即可；因為車輛在行進(jìn)的過程中，一擋所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。 危險截面的受力圖為： 圖 32 危險截面受力分析 水平面： AF （ 160+75） = rF 75 AF =； 水平面內(nèi)所受力矩： 316 0 10 21 8cAM F N m?? ? ? ? ? 垂直面： = （ 334） 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 .7 8sAM F N m?? ? ? ? ? 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 31 2 2 22 2 25( 2 1 0 .7 8 1 0 0 0 ) ( 1 1 0 .7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 .5 1 0 0 0 )6 .9 1 0c s jM M M TN m m? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ?? ?332Md?????2223sF a bfEIL?2213c Fa bf EIL?該軸所受扭矩為： 17 0 3. 85 65 4. 5jTN? ? ? 故危險截面所受的合成彎矩為： （ 335） 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 ? ,MPa: （ 336） 將 M 代入上式可得： MPa? ? ，在低擋工作時 [? ]=400MPa，因此有： ? ? [? ]； 符合要求。實體保持架比沖壓保持架允許更高一些的轉(zhuǎn)速。 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 33 在內(nèi)徑相同的條件下，外徑越小，則滾動體就越輕小，運(yùn)轉(zhuǎn)時滾動體在外圈滾道上的離心慣性力也就越小，因而也就更加適合于在更高的轉(zhuǎn)速下工作，故在高速時，宜選用超輕、特輕及輕系列的軸承。； ? 螺旋角，為 30176。 為保證設(shè)計的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 ； fK 摩擦 力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，從動齒輪取 ； b齒寬（ mm），取 20 t端面齒距（ mm）； 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 23 11 2m ax12 1geZZTT ZZ? ? ?12 2 gTF d?1w FKbtyK??? ?10 9 82 gtt TFF d??10 6 7 9 8 .8 1 .5 2 1 2 .2 82 0 7 .8 5 0 .1 5 3 2w M P a? ???? ? ? y齒形系數(shù) 當(dāng)處于一擋時，中間軸上的計算扭矩為： （ 318） =200?1000? ? =659668Nm 故由 可以得出 12tF ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 317）可得 12 M Pa? ? 11 M Pa? ? 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 maxeT 時，一擋直齒輪的彎曲應(yīng)力在 400~850MPa 之間。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 變位 齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。 一擋傳動比 1 111 2 12g zzi zz?? （ 37） 為了確定 Z11 和 Z12 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ?Z : 2h Az m? （ 38） 其中 A=， m=3，故有 ?Z =，取 54 當(dāng)轎車三軸式的變速器 ~?gIi 時，則 范圍內(nèi)選擇可在 17~1512Z ，此處取 12Z =17，則可得出 11Z =37。 176。對轎車， K A =~；對貨車， K A =~；對多擋變速器 :K A =~11； TI max 變速器處于一擋時 的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =﹒ m 故可得出初始中心距 A=。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒擋傳動齒輪和換擋機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。因此，在變速器中，除低擋及倒擋外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。 設(shè)計時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、擋位數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 4 大量使用的經(jīng)驗公式已不具備長期生存實用的必要性和可能性。為替代前一代變速器的鑄鐵撥叉，這種精致而堅固的設(shè)計方案可以導(dǎo)致更少的對內(nèi)部的損害。這種變速器在德國保時捷 911 車型上首先推出，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動擋束縛，讓駕駛者也能享受手動換擋的樂趣。 49 附錄 2 46 參考文獻(xiàn) 18 本文在深入了解和學(xué)習(xí)變速器開發(fā)流程和相關(guān)設(shè)計理論知識的前提下，首先確定該微型汽車手動變速器的設(shè)計方案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機(jī)構(gòu)及檔位布置形式等；其次根據(jù)所配發(fā)動機(jī)的基本參數(shù)以及考慮到整車動力性和經(jīng)濟(jì)性要求下的傳動比，設(shè)計計算出變速器主要零件的相關(guān)參數(shù)，通過對設(shè)計參數(shù)的分 析，找到影響手動變速器性能的因素，完成齒輪、軸和軸承等主要零件以及同步器同步過程的分析。 16 18 (一 ) 各檔傳動比機(jī)器齒輪齒數(shù)的確定 21 40 42 五、提高整機(jī)的 NVH 性能設(shè)計 46 致 謝 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 1 一、 緒論 (一 )選題的背景及意義 汽車在不同使用場合有不同的要求，采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)為動力的汽車，其在實際工況下所要求的性能與發(fā)動機(jī)的動力性、經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛盾。無級變速器最早由荷蘭人范傳統(tǒng)的汽車變速器設(shè)計是采用許多經(jīng)驗公式計算和測繪同類型變速器來初步確定其參數(shù)，這樣設(shè)計出來的變速器盲目性比較大，常過于保守。 采用前置后驅(qū)形式的轎車一直被認(rèn)為是極具駕駛樂趣的車型。 變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機(jī)的功率 利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運(yùn)輸效率，降低運(yùn)輸成本。其缺點是：除直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可 達(dá) 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)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；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第 二軸上。圖 26b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。 換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。本設(shè)計也采用 5 個擋位。 本 次 設(shè) 計 采 用 6+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是?=， 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角 α 取 20176。 則根據(jù)式（ 37）可計算出一擋實際傳動比為： 1 ? 。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 （ 2）齒輪接觸應(yīng)力 （ 321） 式中， 齒輪的接觸應(yīng)力 (MPa)； F齒面上的法向力 (N)， 1 /(c os cos )FF ??? ； 1F 圓周力在 (N)， ； ? 節(jié)點處的壓力角； ? 齒輪螺旋角； E齒輪材料的彈性模量 MPa，查資料可取 3190 10E M Pa?? ； b齒輪接觸的實際寬度， 20mm； zb??、 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm； 直齒輪： （ 322） 三檔 σ w7= σ w8= 四檔 σ w5= σ w6= 五檔 σ w3= σ w4= 六擋 σ w14= σ w15= 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 25 ? ?? ? 22s in / c o ss in c o szzbbrr? ? ?? ? ??? （ 323） 斜齒輪： （ 324） （ 325） 其中， zbrr、 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。 軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度 cf 和在水平面內(nèi)的撓度 sf 可分別按下式計算： （ 337） （ 338） 式中 , 1F 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N） ,這里等于 tF ； 2F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N），這里等于 rF ； E彈性模量（ MPa）， 10E ??（ MPa）， E = 10? MPa； I慣性矩（ 4mm ）， 4 / 64Id?? ， d為軸的直徑（ mm ）； a、 b為齒輪坐上的作用力距支座 A、 B的距