【正文】 ? ?????bzbFE ??? MPa 10j? ， 11j? 都小于 MPa1900 ，所以合格。 作用載荷就是第一軸上的載荷 2maxeT ，許用接觸應力 j? 見下表 35： 表 35變速器的許用接觸應力 齒輪 j? MPa 滲碳齒輪 液體滲氮共滲齒輪 一檔、倒檔 1900—— 2020 950—— 1000 常嚙合、高檔 1300—— 1400 650—— 700 26 1） 一檔齒輪接觸應力校核 已知條件： 7,3,30,20 ???? Km?? ?? ， 16,30 109 ?? zz ??gT N 斜齒輪齒輪接觸應力 )11(4 1 bzj bFE ??? ?? （ ） 式中： j? —— 輪齒接觸應力（ MPa ）； F —— 齒面上的法向力（ N）， )cos(cos1 ??FF ? ； F1 —— 圓周力， dTF g21 ?； Tg ———— 計算載荷（ N mm）； d —— 節(jié)圓直徑（ mm）； fK —— 摩擦力影響系數(shù) b —— 齒寬（ mm）； t —— 端面齒數(shù)（ mm） ， mt ?? ， m 為模數(shù)； y —— 齒形系數(shù)； 整理得： yzKm KKT c fgw 32?? ?? （ ） 已知參數(shù)： ,24,6,3 11 ???? ?zKm c ， fK 主動齒輪為 ，從動齒輪為 ； 3 ?????gT N mm s12co s 333 ??? ??zz n 查齒形系數(shù)圖得： y= s34co s 334 ??? ??zz n 查齒形系數(shù)圖得： y=0..138 24 代入公 式得 8 91 3 3 72 3 33 ?????? ????? ?w? MPa 8 11 3 o 8 82 3 34 ?????? ????? ?w? MPa 3w? ， 4w? 滿足 180~350Mpa，故合格。 5） 四檔齒輪彎曲強度校核 已知參數(shù)： 7,3,30 ??? Km?? ， ,34,12 43 ?? ?zz ； ??gT N mm, ??gT N mm s25co s 337 ??? ??zz n 查齒形系數(shù)圖得： y= s21co s 338 ??? ??zz n 查齒形系數(shù)圖得： y= 代入公式得 23 2 6 31 5 6 22 3 37 ?????? ????? ?w? MPa 6 81 5 8 82 3 38 ?????? ????? ?w? MPa 7w? ， 8w? 滿足 180~350Mpa，故合格。 3） 二檔齒輪彎曲強度校核 已知參數(shù)： 7,3,30 ??? Km?? ， ,25,21 78 ?? ?zz ??gT N mm, ??gT N mm s30co s 339 ??? ??zz n 查齒形系數(shù)圖得： y= s16co s 3310 ??? ??zz n 查 齒形系數(shù)圖得： y= 代入公式得 22 2 61 6 2 82 339 ?????? ??????w?MPa 3310 ?????? ??????w?MPa 10w? ， 11w? 小于 350Mpa，所以合格。 21 圖 齒型系數(shù)圖 以上參數(shù)代入 313 得到： ??? ?? KyKzm KTgw 3c os2? （ ） 負荷計算 選用 發(fā)動機對應輸入軸的最大轉矩 ，通常許用應力大于 180 小于 350MPa，而用直齒的倒檔齒輪為 4 00～ 850MPa 1）一檔齒輪校核 已知參數(shù)： 7,3,30 ??? Km?? ,16,30 109 ??? ?zz ， ?K = ??gT N mm）； d —— 節(jié)圓直徑（ mm） ?coszmd n? ； nm —— 法向模數(shù)（ mm） 。 mm 20 五檔齒輪 3 710341214321 7 0 3g ?????T 310?N mm 二檔齒輪 3g ?????T310? N mm 中間軸轉距 143210170 3g ???T= 310? N一檔所用齒輪與常嚙合齒輪相似；其他檔位小的用 40 Gr 調質后表面淬火，大的用 45 號鋼調質后表面淬火。大的齒輪，用 40 Gr 調質后表面淬火。一般進行過滲氮處理，齒面不容易變形，不需要磨齒。小尺寸，要求不高，用圓鋼作毛坯。大、小輪用不同材料，可以使抗膠合能力得到提升。對于一般動力傳輸齒輪，所用材料必須保證很高的強度和耐磨性，并且齒輪表面硬度要求很高，齒芯又比較軟。39。 由： ???? zzzzzzi R 可計算出 2611?Z 中間軸、倒檔軸的距離為： mmzzmA n )1423(321)(21 121339。而中間軸倒檔齒輪一般略小于一檔主動齒輪齒數(shù)，取 1412?Z 。 A 進行修正 ?cos2 hnzmA? o s2 463 ??? ??A 取整得 800?A mm， 0A 為標準中心矩。 各檔齒輪計算 中心距、螺旋角、模數(shù)等參數(shù)初步確定后，依據(jù)檔數(shù)，傳動比和布置開始對各檔齒輪進行計算。如果齒輪嚙合的重合度，齒根強度要求提高，可根據(jù)實際要去大于 1。齒頂高系數(shù)越小，齒輪重合度越小，而工作噪聲變大；輪齒受的彎矩降低，輪齒的彎曲應力同樣相應的變小。所以，只要齒輪的強度達到要求，齒寬要適當選擇小的，這樣也可以讓變速器的質量減輕，軸向尺寸也相應變小。 齒輪寬度直接關系齒輪的 承載能力， b 越大，承載能力越高。所以，中間軸上的所有齒輪全部為右旋，其余軸的全部斜齒輪反過來，殼體就可以通過軸承蓋承受它的軸向力。 螺旋角選用范圍： 乘用車變速器： 兩軸式變速器為 2030 度 中間軸式變速器為 2234 度 貨車變速器： 1826 度 本次設計螺旋角初選 30176。 螺旋角在 30176。為了加工方便，所以全部采用標準壓力角 20176。等不同值，一般選用 30176。、 25176。因此通常采用的壓力角是 20176。 ? 壓力角越小，則重合度更高，傳動平順性更好，噪聲更小；反之，輪強度更高。 為了優(yōu)化制造工藝上，變速器中的各個結合套的模 數(shù)是一樣的，取 2~ 之間。 乘用車，更主要的是降低工作噪聲；對于貨車，主要的減輕重量，故該參數(shù)可選得大些。 轎車五檔變速器外形軸向尺寸為（ ~） A 27 2~24 080)~()~( ???? AL mm 初選長度為 270mm。 12 初取 A=80mm。 變速器各檔速比的配置 按等比級數(shù)分配五個檔傳動比，即： qiiiiiiii ???? 54433221 51 ??iiq ）（修正為 342312?????????qiiqiiqii 中心距 三軸式變速器，中心距 A 就是輸出軸與中間軸的位置差： 3 1m a x geA iTKA ?? 式中： A —— 變速器中心距（ mm）； AK —— 中心距系數(shù)； maxeT —— 發(fā)動機最大扭矩 1； 1i —— 一檔傳 動比為 ； g? —— 變速器傳動效率，取 95%。用公式表示如下： ?? ntge Fr iiT ?10m a x teng iT rFi ??0max1? （ ） 11 式中： nF —— 驅動輪路面法向反力， gmFn 1? ； ? —— 驅動輪與地面間附著系數(shù)； ? 一般取 ~。 m)； 0i —— 主減速器傳動比； gi —— 變速器傳動比； t? —— 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 i nc o s( ?? （ ） 已知： ?f ； ? ?? ； r=； 170max?eT N 設計以當時就按照汽車在最大爬坡度時的工況下進行，這個時候該車的全部動力用來推動汽車爬坡。 9 3 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設計 表 長城哈弗 H3 基本參數(shù) 變速器各檔傳動比的確定 主減速器傳動比的確定 行駛速度與轉速具有如下關系： iirnuga ? （ ） 式中： au —— 行駛速度（ km/h）； n —— 發(fā)動機轉速（ 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。 變速器軸承的選擇 軸承也是變速器設計中非常重要的一部分，他能保證其中各個部件的相對運動和承受各種載荷。 綜上所述，設計變速器軸時要仔細考慮安裝的方便。同步器一般通過矩形花鍵連接。中間軸通過平鍵連接二者。也可以根據(jù)實際安裝條件將輸出軸直接裝在殼體孔上，保證牢靠。 8 圖 25 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度越低，噪聲越少，齒面磨損越緩慢，延長了齒輪壽命。 質量越強越好，厚度 只要滿足強度，盡量設計得薄些。所以通常 b 大于輪齒危險面的寬度。 設計為一個或兩個獨立的齒輪和軸，通過不同的連接方式連接。 7 圖 24 倒擋布置方案 零部件結構方案分析 齒輪型式 變速器的齒輪常用直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。 圖 24f 的方案就很合適于齒輪副都采用常嚙合齒輪，也讓換擋變得輕便。 圖 24d 的方案針對前者的不足進行了優(yōu)化，所以多用在在貨車變速器中。 圖 b 方案的好處是可 以降低中間軸尺寸，但此時這樣換擋也變得困難了。 圖 22 兩軸式變速器 ； ； 6 本次考慮的汽車是將發(fā)動機放在前面，使后輪作為主動輪，所以選用三軸式變速器 圖 23 中間軸式五檔變速器傳動方案 倒檔布局方案 倒檔常用結構方案采用如下方式： 圖 24a 在所以前進檔的傳動中，依次添加一個傳動，構造就變得相對簡單，但齒輪受到相反方向的變應力作用。 兩軸式變速器在高檔運轉時，齒輪和軸承都會受到不同的負荷，故會產生較大噪聲，也增加了磨損，這是它不好的地方。只 有最高檔外傳動效率較低。 5 圖 21 轎車三軸式四檔變速器 ； ； 如圖 22 所示，就是二軸式。所以，該檔具有很高的傳動效率，同時噪音也非常小，三軸式變速器具有這樣一個主要優(yōu)點。將一二軸直接聯(lián)動，形成直接檔。 7. 零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設計要求。 5. 噪聲小。主要有中心距決定 。汽車在行駛過程中，不會發(fā)生跳檔、脫檔的安全隱患。 2. 設置空檔，是為了能將發(fā)動機與傳動系長時間分離用來滿足實際要求；設置倒檔，使發(fā)動機正常運轉而車輪倒退。 1. 保證汽車的動力足夠，滿足經濟高效。 另外，變速器的作用還要求能夠倒車、空擋滑行、動力中斷。 4 2 變速器的總體方案確定 變速器的功用及設計要求 變速器的作用就是能變換一、二軸轉矩比，歸屬于齒輪傳動。所要設計的是一臺用作前置后驅手動五檔機械式變速器，采用三軸式布局。 3．設計更簡單的結構、燃油消耗更低，效率更高，至始至終都是變速器設計要達到的目的。但同時也減少了駕車時駕駛員所擁有的操縱的趣味。 變速器設計面臨的主要問題 汽車，高速發(fā)展的產物，工業(yè)不斷的的高速前進，隨著世界燃油儲備的下降和價格的日漸上漲，針對汽車的各種配件和技術更加人性化和先進，變速器還要考慮 許多問題： 1．綠色節(jié)能、環(huán)保低排放、高效實用，多元豐富的變速器，必是變速器甚至汽車工業(yè)發(fā)展面臨著的一個重大問題。 二、 中國的汽車市場情況是多樣的并且具有一定的復雜因素 ，變速器 還會保持多元化發(fā)展 ， 短時間內不會產生最后的唯一贏家 。 但 手動檔變速器的低燃油消耗 ， 以及獨特的駕駛體驗和操縱快感是不容忽視的，同時中國的各大駕校在對學員的駕駛技術教學中使用的普遍還是手動檔 。這些年來自動變速器的市場使用情況越快越好，用戶群不斷提高，而且還會繼續(xù)提高，尤其是針對乘用車用戶這些年來女性駕駛員越來越多 ，動檔變速器 更是 深受 這類女性 群體 的 追捧 。 它們 自己獨立的優(yōu)點和缺點 ： MT 最為省油 、經濟 實用、具有很高的操控樂趣 ， 同時也要求更高技術 ； AT 燃油消耗最多 ， 駕駛