【正文】 防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。 遠距離操縱手動換檔變速器 平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅(qū)動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若 干傳動件，換 10 檔手力經(jīng)過這些轉(zhuǎn)換機構才能完成換檔功能。此時，軸的表面粗糙度不應低與 μm，硬度不低于 58～ 63HRC。 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) 圖 倒檔布置方案 7 整個變速器傳動方案如圖 ： 1一檔主動齒輪 2一檔從動齒輪 3二檔主動齒輪 4二檔從動齒輪 5三檔主動齒輪 6三檔從動齒輪 7四檔主動齒輪 8四檔從動齒輪 9五檔主動齒輪 10五檔從動齒輪 11倒檔主動齒輪 12倒檔中間軸齒輪 13倒檔輸出軸齒輪 圖 五檔變速器傳動方案簡圖 零部件結構方案分析 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。此外，各中間檔 因只經(jīng)一對齒輪傳遞動 ，故傳動效率高，同時噪聲小。 對變速器傳動機構 的分析與選擇。 變速器的節(jié)能與環(huán)境保護既包括傳動系本身的節(jié)能與環(huán)境保護，也包括發(fā)動機的節(jié)能與保護。 根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。 材料科學與技術是 21 世紀重點發(fā)展的科學技術領域。 變速器齒輪強度的校核 變速器齒輪強度的校核主要對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進行校核。 而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的汽車上。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 b （圖 ）影響齒輪強度 [6]。 由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設計時不僅要考慮 裝配上的可能，而且應當可以順利拆裝軸上各零件。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換檔，這種變速器成為電動自動換檔變速器 [7]。圖 ， b、 c、 d 為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。 m 最大 功率 時轉(zhuǎn)速 5200 r/min 最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速 3800r/min 最高車 速 165km/h 總質(zhì)量 2150kg 前 軸載荷 1300kg 檔數(shù) 的選擇 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。用公式表示如下： 15 m a xm a x0m a x s inco s ??? GGfr iiT tge ?? （ ） 式中： G —— 車輛總重量 (N)； f —— 坡道面滾動阻力系數(shù) (對瀝青路面 μ=~)； maxeT —— 發(fā)動機最大扭矩 (N對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。等，普遍采用 30176。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。 ?? ????? ??zzmA n 取整后 7539。439。839。39。39。mm）； d —— 節(jié)圓直徑（ mm）， ?cos zmd n? ， nm 為法向模數(shù)（ mm）； ? —— 斜齒輪螺旋角 )(? ； ?K —— 應力集中系數(shù)， ?K =； b —— 齒面寬（ mm）； t —— 法向齒距， nmt ?? ； y —— 齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) ?3coszzn ? 在齒形系數(shù)圖 中查得； ?K —— 重合度影響系數(shù)， ?K =。 輸入軸花鍵部分直徑： ? ?31 ～d ? =～ 初選輸入、輸出軸支承之間的長度 L =270mm。mm 37 1 9 6 4 4 6 6 4 9 7 3m a x ???BM N 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。 ?? rFp N 5 1 1 5) 8 0 6 1 ( ??????p N 06 0)51 151059(32 0060 10)(6010 3103626 ????? ?PCnL hh 查表 可得到該檔的使用率 ， 于是 00 ??? h 所以軸承壽命滿足要求。 倒檔工作時： 10150222 31111 ???????? zm Td TF n gtR N a a n5 ???? ?ntrR FF ? N 35 4 0 821t a 9 1 7t a n ???? ?RtRaR FF ? N 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 已知： a=218mm； b=47mm； L=265mm； d=32mm，把有關數(shù)據(jù)代入（ ）、（ 317）、（ ）得到： 2 6 64472 1 4 6 13 643 45 2242222 ????? ??????? LdE baFE ILbaFf rRrRc ? ~][0 4 2 ??? cf mm ~][ 64 45 22422 ???????? ?????? stRs fLdE baFf ? mm 2222 ?????? sc fff mm 0 0 0 0 7 0 6 64)472 1 8(472 1 4 6 13 )( 45 ??????? ???????? E I L ababF rR? mm 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適 用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪 [12]。65 ???????? ? ?? i n vi n vi n v ai n v azzx tt ? 查機械手冊齒輪變位系數(shù)表得到： ?nx ， ??nx 四 檔齒輪的變位 壓力角 ??? 24c os 20t a na r c t a nc os t a na r c t a n ??? ? ?ta ?? o s1 1 75a r c c o sc o sa r c c o s 39。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、 二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。739。339。239。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。所以普遍采用的壓力角為 20176。 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。目前乘用車的傳動比范圍在～ 之間，總質(zhì)量輕些的商用車在 ～ 之間，其它商用車則更大。采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實現(xiàn)互鎖。 通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設計全部檔位均選用同步器換檔。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各檔換檔行程相等。兩軸式變速器 的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設置有滾針軸承、滑動軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖 所示方案。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結構簡單 、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。 設計的內(nèi)容及方法 本次設計的變速器是在原有 捷達 GTX 變速器的基礎上， 在給定發(fā)動機輸 4 出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，主要完成傳動機構的設計，并 繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。 變速器技術的發(fā)展動向如下： （ 1）節(jié)能與環(huán)境保護。 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。它是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速， 目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。 國內(nèi)外 汽車變速器 的發(fā)展現(xiàn)狀 變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部分，其技術的發(fā)展，是衡量汽車技術水平的一項總要依據(jù)。各種新型材料在變速 器中的應用已經(jīng)推動了汽車技術的發(fā)展和性能的提高。 軸的基本尺寸的確定及強度計算 。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少 。要求尺寸 b 應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。此外，還要注意工藝上的有關問題。 由于所設計的變速器為兩軸變速器，采用發(fā)動機前置前輪驅(qū)動，變速器離駕駛員座椅較近，所以采用直接操縱式手動換檔變速器。 a b c d 圖 互鎖銷式互鎖機構 （ 2）擺動鎖塊式 圖 為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分 A 檔住其 它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。目前，乘用車一般用 4～ 5 個檔位的變速器。m)； 0i —— 主減速器傳動比； gi —— 變速器傳動比； t? —— 為傳動效率（ ~）； R —— 車輪滾動半徑； max? —— 最大爬坡度（ 一般轎車要求能爬上 30%的坡，大約 ? ） 由公式（ ）得： teg iTrGGi ? ???0m a xm a xm a x1 )s inc o s( ?? （ ） 已知： m=1480kg； ?f ； ? ?? ； r=； 170max ?eT N 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表 選取 模數(shù) 范圍 為~，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。壓力角。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 ～ 的短齒制齒輪。 ?A 精確螺旋角 ? ? ? ? ? c co s2ar c co s39。3 ?? ????? A zzm n? 計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 由653 c o s2 ZZm BAZ nh ???，563 ZZig ? 得出 ? ? ? ? 24c os7521c os2 35 ??????? ?gn im BAZ ， ????? ZiZ g 取整后 1839。7 ?? ????? A zzm n? 計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比 22 由1095 c o s2 ZZm BAZ nh ???，9105 ZZig ? 得出 ? ? ? ? 24c os7521c os2 59 ??????? ?gn im BAZ ， ????? ZiZ g 取整后 2639。 ??? tt aAAa 角度 變位系數(shù)之和 ? ? ? ? 0 1 an2 an2 39。 ??? tt aAAa 角度 變位系數(shù)之和 25 ? ? ? ? 0 5 a n2 a n2 39。 圖 齒 形 系數(shù)圖 將上述有關參數(shù)據(jù)代入 公式（ ） ，整理得到 27 ??? ?? KyKzm KTgw 3c o s2? () （ 1）一檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 310150??gT N 31 按扭轉(zhuǎn)強度條件確定軸的最小直徑： 33 3][ 109 5 5 0 nPd ??? （ ） 式中 ： d—— 軸的最小直徑（ mm）； ][? —— 軸的許用剪應 力（ MPa）； P—— 發(fā)動機的最大功率（ kw） ； n—— 發(fā) 動機的轉(zhuǎn)速（ r/min） 。mm B 點的最小彎矩為： 0 3 0 4 6 6 4 9 7 3m i n ???BM N常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保 證 嚙合件