【正文】 0176。9?1010Z9Z上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（28）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距 A，再?以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。變位系數(shù) （217）式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。對于本例， Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax根據(jù)傳動比換算到一檔的值，已知 Temax=1900000Nmm，代入下式： 12maxzTeg? 　　　　　　　　 　(32) 得： Tg=352857 Nmm一檔直齒圓柱齒輪齒寬 b= =20mm，代入式(31)解得：CKafgw ..872 ???????彎曲應(yīng)力在 400～850MPa 之間，可以滿足要求。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應(yīng)考慮。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如下圖所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。；? 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為 190000N 。mmaxeT為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。??3）計算一檔和倒檔直齒齒輪接觸應(yīng)力 NzmTdFeg84coscs2o1102ax1 ?????zrz .ini10?b ??代入式(34)得： 采用滲碳處理齒輪滿足設(shè)計要求。一 齒輪彎曲強度計算（1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 （31）?K?gT 式中， 彎曲應(yīng)力（MPa） ；W? a 檔齒輪 b 的圓周力abF（N） ，其中 為計算載dTg2?荷（N總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。一 確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔齒輪 9 和 10 選用直齒圓柱齒輪 一檔傳動比 （27） 為了確定 Z9和 Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 :? （28） 其中 A =、 m =3；故91012ZigI??87.?cos2)(21ZmAn??n21 ?gIi8712Zig????cos2????gi有 ，圓整為 58。、25176。所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 JB11160 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。超速檔的的傳動比一般為 ~，本設(shè)計去五檔傳動比 igⅤ =。6—滑塊。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 16g 所示方案。 圖 14 中間軸式五檔變速器傳動方案圖 15a 所示方案中的一檔、倒檔和圖 b 所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。但與傳動比為 1 的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有?。整車整備質(zhì)量 1750kg 最高車速 ≥140km/h允許最大總質(zhì)量 2250kg 直接檔最低穩(wěn)定車速 ≤25km/h大爬坡度 35% 滿載駐坡度 ≥20%最小轉(zhuǎn)彎直徑 13m 最大涉水深度 500mmABSTRACTThe duty of this design is to design a FR type manual transmission used in the saloon,It’s the countershafttype transmission transmission has two prominent merits: Firstly,the transmission efficiency of the direct drive keeps off high, the attrition and the noise are also slightest。四 無級變速器 當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。 首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。變速器的功用是：①改變傳動比，擴大驅(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)動機在有利的工況下工作；②在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；③利用空檔，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于發(fā)動機換檔或進行動力輸出。④變速器應(yīng)有高的工作效率。 其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。三 手動/自動變速器（AMT） 其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔” 、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。 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、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。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。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。第三節(jié) 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析變速器的設(shè)計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種：1） 將嚙合套做得長一些（如圖 17a）或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖 17b） ，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 1~3mm。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。對轎車， K A =~；對貨車， K A =~；對多檔主變速器， K A =~11； TI max 變速器處于一檔時的輸出扭矩：T =T i η = 轎車變速器的中心距在 65～80mm 范圍內(nèi)變化，而貨車的變速器中心距在80～170mm 范圍內(nèi)變化。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 2~。；斜齒輪螺旋角 β 取 30176。這里 修正為 58，則根據(jù)式（28）反推出 A=87mm。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。10tfWFKby??第三章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 第一節(jié) 齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。倒檔軸上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪基本相同，且不承受交變載荷，同樣適用。值得指出的是，對齒輪進行強力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。mm。 NmziTdFneg ????。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選定：第二軸和中間軸的中部直徑： （圓整為 39mm） （41）??第一軸花鍵部分的直徑為： =23～ ；取 d=25mm （42）max)(eTd～?式中 發(fā)動機的最大扭矩，N?2）計算高檔——五檔常嚙合齒輪接觸應(yīng)力： NzzmTdTFneg 403coscos2cos 142ax1 ????????zrnz ?nb ???510.?EMPa代入式(34)得： 采用液體碳氮共滲齒輪滿足設(shè)計要求。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。第三節(jié) 齒輪變位系數(shù)的選擇齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 176。? ⑺低檔齒輪選用大一些的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)變速器用齒輪模數(shù)范圍大致如下：微型和輕型轎車為 ～；中級轎車為～；重型貨車為 ～。T?根據(jù)公式（22）可得： igI =。5彈簧。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。圖 16f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。圖 14b、c、d 所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 14d 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。采用傳動比小于 1（~）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。最高轉(zhuǎn)速 4600r/min 縱向通過角 176。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認(rèn)為手動變速器不會過早的離開。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計、汽車?yán)碚?、機械設(shè)計等相關(guān)知識，計算出相關(guān)的變速器參數(shù)并論證設(shè)計的合理性。⑤變速器的工作噪聲低。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認(rèn)識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的。這樣手動/自動變速器便由此誕生。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。對變速器的主要要求是：1. 應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)。傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。但是在本設(shè)計中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。變速器用圖 14c 所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承max0maxaxmax(cosin)egITrif g??????承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。對于越野車，本設(shè)計中取 K =， 按照已有參數(shù)計算式（24）可得AA=。本設(shè)計取 。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。?Z二 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（27）求出常嚙合齒輪的傳動比 （2９）由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　①而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （210） 由此可得： (211)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： （圓整為 60） 。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。(2)斜齒輪彎曲應(yīng)力 w?j?12/gFTd?sinzbr???