【正文】 來說，在設(shè)計(jì)的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度[13]都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸：d/L=；第二軸：d/L=。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(yàn)第一軸和中間軸： （51）第二軸： （52）式中——發(fā)動機(jī)的最大扭矩，N其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪圖52 變速器中間軸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝[12]要求而定。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第五章 變速器軸的設(shè)計(jì)與校核第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。）；E ——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??；B ——齒輪接觸的實(shí)際寬度，20mm；——主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）；直齒輪： （46） （47）斜齒輪： （48） （49）其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 齒輪接觸應(yīng)力[11] （45）式中——齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）； F ——齒面上的法向力（N），； ——圓周力在（N）；——節(jié)點(diǎn)處的壓力角（176。依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：三檔：；四檔：；五檔：；當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍內(nèi)。二檔齒輪圓周力： （44）根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：=齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)=，可查表（41）得：。圖41 齒形系數(shù)圖當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： （42）可求得 =659668Nm故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（41）可得當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時(shí)，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力[10]在400~850MPa之間。mm），d為節(jié)圓直徑。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。與其他機(jī)械設(shè)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。562276二軸倒檔齒輪30176。522254二軸二檔齒輪30176。462222二軸五檔齒輪30176。2327齒輪上的花鍵形式和尺寸根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和尺寸確定，具體參數(shù)見下表33。107112164651常嚙3430176。313檔2730176。表32齒輪主要參數(shù)主要參數(shù)齒數(shù)模數(shù)(mm)螺旋角變位系數(shù)分度圓直徑(mm)齒根圓直徑(mm)齒頂圓直徑(mm)1檔1630176。由 （314）可計(jì)算出。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。按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。則根據(jù)式（37）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動比為： 。由式（37）求出常嚙合齒輪的傳動比 （39）由已知數(shù)據(jù)可得： 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （310）由此可得： （311）根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計(jì)算出：。上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（38）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。則取=51。 已知一檔傳動比 （37）為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （38）其中 A =、m =3；故有。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒 b=(~)m，mm斜齒 b=(~)m，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。,嚙合套或同步器取30176。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。、25176。~30176。一般貨車GB/T13562001規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形20176。25176。、16176。表31 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角齒形壓力角α螺旋角β轎車高齒并修形的齒形176。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （35）其中=170Nm，可得出mn=。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)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(yīng)選得大些。 （34）式中K A ——中心距系數(shù)，對轎車取K A =~；TI max ——變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩：TI max=Te max igI η =﹒m故可得出初始中心距A=。中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。根據(jù)上式可得出：=。~，本設(shè)計(jì)取五檔傳動比igⅤ=。由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；rr=；Te max=170Nm；i0=；η=。故有[6]則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比 （31）式中 m——汽車總質(zhì)量；g ——重力加速度；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(jī)最大轉(zhuǎn)矩；i0——主減速比；η ——汽車傳動系的傳動效率。選擇最低檔傳動比[5]時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。目前，乘用車一般用4~5個(gè)檔位的變速器。通過對變速器型式、傳動機(jī)構(gòu)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)與要求，最終確定的傳動方案如圖25所示。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動化。但是，在本設(shè)計(jì)中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式等因素。綜合考慮，本次設(shè)計(jì)采用圖24f所示方案的倒檔換檔方式。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24g所示方案。圖24e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖24c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。但換擋時(shí)有兩對齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：圖24a為常見的倒擋布置方案。這時(shí)，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。圖23a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí)，三軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。它們的共同特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。圖22 兩軸式變速器；；由于本設(shè)計(jì)的汽車是發(fā)動機(jī)前置，后輪驅(qū)動，因此采用三軸式變速器。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點(diǎn)。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(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。轎車多采用前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動力傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~