【正文】 設(shè)計(jì)的很大。 對(duì)中間軸式來(lái)說(shuō)，多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽 車(chē)上。 對(duì)不同類(lèi)型和要求的汽車(chē)，具有不同的傳動(dòng)系檔位數(shù)，原因在于它們的使用條件不同、對(duì)整車(chē)性能要求不同、汽車(chē)本身的比功率不同 [5]。就動(dòng)力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率的機(jī)會(huì)，提高了汽車(chē)的加速和爬坡能力。 [12]故能提高汽車(chē)生產(chǎn)率以及行駛效率，大大降低運(yùn)輸成本節(jié)省開(kāi)支。 從以上分析可知，本次設(shè)計(jì)房車(chē)變速器，設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)形式屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)，通過(guò)拆裝可以發(fā)現(xiàn)汽車(chē)前端可布置變速器的空間比較小。選擇 5檔變速器，并且五檔為超速檔。 常見(jiàn)的倒檔布置方案如圖 31 所示。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難；圖 31c 方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理；圖 31d 方案對(duì) 31c 的缺點(diǎn)做了修改；圖 31e 所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)；圖 31f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。 汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 房車(chē)離合器的設(shè) 計(jì) 4 圖 31 倒檔布置方案 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 齒輪形式 汽車(chē)變速器上應(yīng)用的齒輪，包括直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 [14]與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)且工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn) [14]。 齒輪設(shè)計(jì)注意事項(xiàng)：變速器齒輪可以與軸設(shè)計(jì)為一體或與軸分開(kāi)，然后用花鍵、過(guò)盈配合或者滑動(dòng)支承等方式之一與軸連接 [14]。要求尺寸 b 應(yīng)該大于或等于輪齒危險(xiǎn)斷面處的厚度。 輕便性設(shè)計(jì)要求，減小質(zhì)量，輪輻處厚 度 ? 應(yīng)在滿(mǎn)足強(qiáng)度條件下設(shè)計(jì)得薄些。 汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 房車(chē)離合器的設(shè) 計(jì) 5 圖 32 變速器齒輪尺寸控制圖 [14] 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，齒輪表面粗糙度數(shù)值應(yīng)該稍微降低，噪聲就會(huì)相應(yīng)減少，齒面磨損速度減慢，可以提高齒輪壽命。設(shè)計(jì)齒輪盡量要求齒輪制造精度不低于 7 級(jí)。當(dāng)變速器中心距小時(shí)，在殼體的同一端面布置兩個(gè)滾動(dòng)軸承有困難時(shí)，可以把輸出軸直接壓入殼體孔中，并固定不動(dòng) [14]。矩形花鍵可以保證良好的定心和滑動(dòng)靈活。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過(guò)軸與齒輪內(nèi)孔之間的過(guò)盈配合和鍵固定在軸上。此時(shí)軸的制造，軸的表面粗糙度不應(yīng)低與 μm，硬度不低于 58～ 63HRC。 [14] 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的齒輪軸，并由螺栓固定。此外，還要注意工藝上的有關(guān)問(wèn)題。 [14] 滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方 [8]。 由于本設(shè)計(jì)的變速器，為兩軸式變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計(jì)中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑 系列均選用圓錐滾子軸承。m 最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速 1500r/min 總質(zhì)量 4500kg 最高車(chē)速 120km/h 車(chē)輪型號(hào) 225/85R16L 對(duì)應(yīng)輪胎半徑 r 394mm 檔數(shù)和傳動(dòng)比 近年來(lái)，為了降低油耗，提高燃 油經(jīng)濟(jì)性，變速器的檔數(shù)都有增加的趨勢(shì)。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車(chē)變速器多用 5 個(gè)檔。載質(zhì)量在 ～ 的貨車(chē)采用五檔變速器，載質(zhì)量在 ～ 的貨車(chē)采用六檔變速器。因此，本次設(shè)計(jì)的房車(chē)變速器為 5 檔變速器。 選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。 汽車(chē)爬坡度時(shí)車(chē)速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克 服輪胎與路 汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 房車(chē)離合器的設(shè) 計(jì) 7 max1mingngiq i??面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。道路的最大坡度角；式中，??m axm ax?? 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē) 輪與路面附著條件 ?? 20max Gr iiT r Tge ?? （ 33） 求得變速器的 Ι檔傳動(dòng)比為 %6245000m ax2??????????Terg iTrGi?? （ 34） 。 超速檔的的傳動(dòng)比一般為 ~，本設(shè)計(jì)五檔傳動(dòng)比 igⅤ =。根據(jù)上式可的出： q =。三軸式變速器的中心局 A（ mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定： I II III IV V 倒檔 汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 房車(chē)離合器的設(shè) 計(jì) 8 3 IA maxA K T? （ 36） 式中 K A中心距系數(shù)。 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 貨車(chē)變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)： 四檔 (~)A 五檔 (~)A 六檔 (~)A 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)的上限。 本次設(shè)計(jì)采用 5+1 手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 3? =， 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 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? (37) 其中 maxeT =170Nm，可得出 mn=。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開(kāi)線(xiàn)齒形。本設(shè)計(jì)取 。 表 33 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項(xiàng)目 車(chē)型 齒形 壓力角 α 螺旋角 β 轎車(chē) 高齒并修形的齒形 176。 16176。 25176。 一般貨車(chē) GB135678 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20176。~30176。 25176。對(duì)轎車(chē)，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪承載力，取大些。,嚙合套或同步器取 30176。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。 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。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 表 34 變速器參數(shù) 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 各檔的齒輪的齒數(shù) Z 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。 一檔傳動(dòng)比 （ 39） 為了確定 Z9和 Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ?Z : （ 310） 其中 A =、 m =3；故有 ??Z 。 25176。 上面根據(jù)初選的 A及 m計(jì)算出的 ?Z 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（ 310）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從 ?Z 及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)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)。 由式（ 27）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （ 311） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （ 312） 由此可得： （ 313） 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： 5321 ??ZZ 。 汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 房車(chē)離合器的設(shè) 計(jì) 11 ?gIi8712 ZZZZig ??? ?ZZnmAZ ?cos2??1212131311 ZZZZZZigr ???)(21 1312 ZZmn ?)(21 1311 ZZA ????則根據(jù)前式， 可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 。 按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 2726 65 ?? ZZ 、 ；四檔齒輪 3716 43 ?? ZZ 、 。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪 10 略小，取 1312?Z 。 由 （ 316） 可計(jì)算出 2711?Z 。 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。 變位齒輪主要有兩類(lèi)：高度變位和角度變位。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。 有幾對(duì)齒輪安 裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。對(duì)于高檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有 利的原則選擇變位系數(shù)。對(duì)于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)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。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。其中，一檔主動(dòng)齒輪 10的齒數(shù) Z10〈 17，因此一檔齒輪需要變位。 齒輪精度的選擇 根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取 1Z ～ 8Z 為 6 級(jí)， 9Z ～ 15Z 為 7 級(jí)。關(guān)于螺旋角的方向，第一、二軸齒輪采用左旋，這樣可使第一、二軸所受的軸向力直接經(jīng)過(guò)軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經(jīng)過(guò)軸承的彈性檔圈傳遞。 9 材料選擇 現(xiàn)代汽車(chē)變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 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(dòng)換檔齒輪端部破壞。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車(chē)的變速器齒輪使用條件仍是相似的。如汽車(chē) 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(jí)。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。mm）， d節(jié)圓直徑， 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 ； fK 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 ，從動(dòng)齒輪取 ； b齒寬（ mm），取 20 t端面齒距（ mm）； y齒形系數(shù)，如下。 （ 2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （ 322） 式中 K? 為重合度影響系數(shù)，取 ；其他參數(shù)均與式（ 31）注釋相同， ? ? ， 選擇齒形系數(shù) y