【正文】 第七章 結論 本次設計是奇瑞東方之子 豪華車型的變速器部分。 ，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。 第六章 變速器的操縱機構 設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求： 1. 換檔時只允許掛一個檔。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響?！?46176。 本設計中同步器徑向?qū)挾热?。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約 ～ ），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。 （ 6）同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。原則上是在可能的條件下，盡可能將 R取大些。時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。一般 ? =6176。圖 53a 中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖 53b 則適用 于重型汽車。 圖 52 鎖環(huán)同步器工作原理 2． 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖 52b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結束。 2）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： （ 411） （ 412） 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 = ? 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的距離（ mm ）； L支座之間的距離（ mm ）。 代入上式可得： ， ， 。 2. 第二軸的校核計算 1）軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力 tF 、徑向力 rF 及軸向力 aF 可按下式求出： （ 45） （ 46） （ 47） 式中 i 至計算齒輪 的傳動比，此處為三檔傳動比 ； d 計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 105mm； ? 節(jié)點處的壓力角，為 16176。 軸的扭轉變形用每 米長的扭轉角 ? 來表示。 1. 第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。 軸的校核 由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。第一軸如圖 41 所示： 圖 41 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。 將作用在變速器第一軸上的載荷 maxeT 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力 j? 見下表： 表 31 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 j?/MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2020 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下： 一檔： 二檔： 三檔： 四檔： 五檔： 倒檔： 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下： 三檔： 四檔： 五檔： 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在 180~350MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。 圖 31 齒形系數(shù)圖 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （ 32） =170?1000? ? =659668Nm 故由 可以得出 10tF ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 31）可得 10 M Pa? ? 9 MPa? ? 當計算載荷取作 用到變速器第一軸上的最大扭矩 maxeT 時，一檔直齒輪的彎曲應力在 400~850MPa 之間。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。 齒輪的強度計算與校核 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。其中，一檔主動齒輪 10 的齒數(shù) Z10〈 17，因此一檔齒輪需要變位。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。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小，取 1312?Z 。 則根據(jù)式（ 27）可計算出一檔實際傳動比為： 。 上面根據(jù)初選的 A及 m計算出的 ?Z 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，這時應從 ?Z 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)。 5+1 檔轎車手動變速箱設計說明書 19 10912 ZZZZigI ??mAZ 2??91012 ZZiZZ gI ?? ?ZZ 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 在初選 了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。 齒輪寬度 b 的 大小直接影響著齒輪的承載能力， b 加大，齒的承載能力增高。 ,嚙合套或同步器取30176。 25176。 一般貨車 GB135678 規(guī)定的標準齒形 20176。 16176。本設計取 。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3 m a x0 .4 7nem T m m? (25) 其中 maxeT =170Nm，可得出 mn=。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關： 四檔 (~)A 五檔 (~)A 六檔 (~)A 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù) KA 應取給出系數(shù)的上限。三軸式變速器的中心局 A（ mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： (24) 式中 K A中心距系數(shù)。 超速檔的的傳動比一般為 ~，本設計去五檔傳動比 igⅤ =。故有 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為 （ 21） 式中 m汽車總質(zhì)量； g重力加速度； 5+1 檔轎車手動變速箱設計說明書 16 max 2e gI TrTi Gr ? ??2max 0rgIeTGri Ti???max1mingngiq i??2 .5 51 .6 91 .1 2 ( 1)g IIg IIIg IViii??? 修 正 為 ψmax道路最大阻力系數(shù)； rr驅(qū)動輪的滾動半徑； Temax發(fā)動機最大轉矩； i0主減速比； η汽車傳動系的傳動效率。目前，乘用車一般用 4~5個檔位的變速器。 7止動球 。2同步器齒鼓 。這種結構方案比較有效， 圖 17 防止自動脫檔的結構措施Ⅰ 采用較多。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，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。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行 駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。 變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設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。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。圖 16d 所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 16c所示方案。 2． 倒檔傳動方案 圖 16 為常見的倒擋布置方案。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減 少變速器主體部分的外形尺寸。 圖 15 中間軸式六檔變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。 圖 13 中間軸式四檔變速器傳動方案 如圖 13 中的中間軸式四檔變速器傳動方案