車(chē)輛與動(dòng)力工程論文-最終傳動(dòng)的選擇設(shè)計(jì)和方案

1、前 言近幾年來(lái)，我國(guó)的工程車(chē)輛工業(yè)發(fā)展迅猛，而隨著汽車(chē)工業(yè)的崛起也伴隨著對(duì)于產(chǎn)品的實(shí)驗(yàn)與檢測(cè)手段的落后。尤其是目前，我國(guó)制造汽車(chē)尚在起始階段，還不成熟.但作為經(jīng)濟(jì)發(fā)展支柱的汽車(chē)工業(yè)，必然要在當(dāng)今技術(shù)潮流中疾進(jìn)，而以后汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)發(fā)展方向是以自動(dòng)變速器技術(shù)（自動(dòng)變速器和液壓機(jī)械轉(zhuǎn)向裝置）為核心，所以為了給汽車(chē)自動(dòng)傳動(dòng)產(chǎn)品完善設(shè)計(jì)理念、交檢產(chǎn)品性能，控制產(chǎn)品的質(zhì)量，提高汽車(chē)的品質(zhì)，勢(shì)必對(duì)其零部件提出更高更嚴(yán)格的要求。傳動(dòng)系是汽車(chē)實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力輸出到行駛的必需系統(tǒng), 變速器是汽車(chē)傳動(dòng)系中一個(gè)重要總成,在設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)盡量提高變速器產(chǎn)品結(jié)構(gòu)和零部件的性能、壽命, 為產(chǎn)品設(shè)計(jì)與質(zhì)量評(píng)價(jià)提供可靠的科學(xué)依據(jù),

2、縮短產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)周期和提高產(chǎn)品質(zhì)量。變速箱的設(shè)計(jì)需要在整車(chē)設(shè)計(jì)的總體原則下結(jié)合變速箱要滿足的具體功能展開(kāi)。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產(chǎn)品通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化。 變速箱用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使拖拉機(jī)獲得不同使用工況下合適的牽引力、方向和速度，使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍下工作；并能在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)可較長(zhǎng)時(shí)間的停車(chē)。本畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)，主要講述了最終傳動(dòng)的選擇設(shè)計(jì)和方案分析。對(duì)最終傳動(dòng)的分類和工作原理進(jìn)行了深入的對(duì)比和分析，選出最優(yōu)方案來(lái)進(jìn)行設(shè)計(jì)，選擇合適的機(jī)構(gòu)和零件。這次設(shè)計(jì)是在以往所學(xué)基礎(chǔ)和專業(yè)課程的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)的，經(jīng)過(guò)對(duì)比其他車(chē)型同類裝置的設(shè)計(jì)方案，有選擇的借鑒或創(chuàng)新來(lái)

3、進(jìn)行設(shè)計(jì)。本次設(shè)計(jì)是我們?cè)谛Ｆ陂g最后一次設(shè)計(jì)、學(xué)習(xí)機(jī)會(huì)，是對(duì)所學(xué)知識(shí)的一次綜合運(yùn)用，也是我們?cè)谧呦蚬ぷ鲘徫恢暗囊淮沃匾獙?shí)戰(zhàn)演練。通過(guò)這次設(shè)計(jì)，我們進(jìn)一步對(duì)所學(xué)知識(shí)加以鞏固，進(jìn)一步提高搜集資料及查閱資料的能力，進(jìn)一步提高我們的團(tuán)隊(duì)協(xié)作精神?？傊?，這次設(shè)計(jì)對(duì)我們走向工作崗位有著重要的作用。本次設(shè)計(jì)得到了曹青梅老師的精心指導(dǎo)。在方案確定和畫(huà)圖過(guò)程中，曹老師都一直密切關(guān)注，提出許多寶貴意見(jiàn)，并對(duì)其中的錯(cuò)誤及時(shí)給予更正。最后的全部審閱工作也是由曹老師精心完成，對(duì)此我表示最衷心的感謝。由于本書(shū)編寫(xiě)時(shí)間倉(cāng)促，編者水平有限，難免有漏洞，誠(chéng)懇的希望老師和同學(xué)批評(píng)指正。第一章 概述 變速器是用來(lái)改變改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳

4、到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車(chē)獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，可在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)，汽車(chē)滑行或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車(chē)獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。 對(duì)變速器提出如下要求：1）保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。2)設(shè)置空擋，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。3)設(shè)置倒擋，使汽車(chē)能倒退行駛。4)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要是能進(jìn)行功率輸出。5)換檔迅速、省力、方便。6)工作可靠。汽車(chē)行使過(guò)程中，變速器不得跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7)變速器應(yīng)有高的工

5、作效率。8)變速器的工作燥聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。滿足汽車(chē)必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比有關(guān)。汽車(chē)工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。 變速器由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)可按前進(jìn)擋數(shù)或軸的形式分類。在原有變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)基礎(chǔ)上，再附加一個(gè)副箱體，這就在結(jié)構(gòu)變化不大的基礎(chǔ)上，達(dá)到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來(lái)，變速器操縱機(jī)構(gòu)有向自動(dòng)操作方向發(fā)展的趨勢(shì)。第二章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置機(jī)械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車(chē)上得到廣泛的應(yīng)用。

6、67;2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)根據(jù)汽車(chē)的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車(chē)的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。傳動(dòng)比范圍是變速器低檔傳動(dòng)比與高檔傳動(dòng)比的比值。汽車(chē)行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車(chē)質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動(dòng)比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車(chē)變速器的傳動(dòng)比范圍為3.04.5；一般用途的貨車(chē)和輕型以上的客車(chē)為5.08.0；越野車(chē)與牽引車(chē)為10.020.0。通常，有級(jí)變速器具有3、4、5個(gè)前進(jìn)檔；重型載貨汽車(chē)和重型越野汽車(chē)則采用多檔變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá)616個(gè)甚至20個(gè)。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用效率、汽車(chē)

7、的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車(chē)速，從而可提高汽車(chē)的運(yùn)輸效率，降低運(yùn)輸成本。但采用手動(dòng)的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，要實(shí)現(xiàn)迅速、無(wú)聲換檔，對(duì)于多于5個(gè)前進(jìn)檔的變速器來(lái)說(shuō)是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為5檔。多于5個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。某些轎車(chē)和貨車(chē)的變速器，采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速檔。采用傳動(dòng)比小于1（0.70.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為1的直接檔比較，采用超速檔會(huì)降低傳動(dòng)效率。有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)

8、，包括傳遞動(dòng)力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤(rùn)滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。三軸式變速器如圖2-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來(lái)傳遞扭矩則稱為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)

9、是：處直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。 圖2-1 轎車(chē)中間軸式四檔變速器1 第一軸；2第二軸；3中間軸兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車(chē)多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車(chē)的動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車(chē)質(zhì)量降低6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。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(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)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(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔

10、均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；個(gè)檔的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。兩軸式變速器沒(méi)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)。另外，低檔傳動(dòng)比取值的上限（ig=4.04.5）也受到較大限制,但這一缺點(diǎn)可通過(guò)減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來(lái)取消。 圖2-2 兩軸式變速器1 第一軸；2第二軸；3同步器有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢(shì)是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長(zhǎng)的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直

11、齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。本次設(shè)計(jì)采用中間軸式變速器。圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動(dòng)方案。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。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高，可達(dá)90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訖n的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)檔位工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過(guò)設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對(duì)齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，

12、一檔仍然有較大的傳動(dòng)比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí)，中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換檔方式和到檔傳動(dòng)方案上有差別。圖2-3 中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案如圖2-3中的中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別：圖2-3a、b所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔；圖2-3c

13、所示傳動(dòng)方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而一檔和倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔。圖2-4a所示方案，除一、倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖2-4b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖2-4d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。 圖2-4 中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案圖2-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖b所示方案中的倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。圖2-5 中間軸式六檔變速器傳動(dòng)方案 以上各種方案中，凡采

14、用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)現(xiàn)。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。轎車(chē)的變速器常采用中間軸式變速器，為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，可將變速器后端加長(zhǎng)，如圖2-3a、b所示。伸長(zhǎng)后的第二軸有時(shí)裝在三個(gè)支承上，其最后一個(gè)支承位于加長(zhǎng)的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動(dòng)齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。變速器用圖2-4c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，如用在軸平面上可分開(kāi)的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問(wèn)題。圖2-4c所示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài)，

15、同時(shí)一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。倒檔傳動(dòng)方案圖2-6為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖2-6b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖2-6d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2-6c所示方案。圖2-6e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(zhǎng)。圖2-6f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車(chē)倒擋傳動(dòng)采用圖2-6

16、g所示方案。其缺點(diǎn)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(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。本設(shè)計(jì)采用圖2-6f所示的傳動(dòng)方案。圖2-6 變速器倒檔傳動(dòng)方案因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。本次設(shè)計(jì)采用中間軸式方案如圖2-4b，但倒檔傳動(dòng)方案有所改動(dòng)，采用2-6f的常嚙合倒檔傳

17、動(dòng)方案。§2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析一、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。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對(duì)軸承不利。在變速器中，除倒檔和低檔齒輪其余的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪齒數(shù)增加，導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。本次設(shè)計(jì)除倒檔和一檔采用直齒圓柱齒輪其余均采用斜齒圓柱齒輪。二、換擋機(jī)構(gòu)形式變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪，嚙合套，和同步器換擋三種形式。汽車(chē)行駛時(shí)，因變速器內(nèi)各轉(zhuǎn)動(dòng)齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動(dòng)直齒齒輪方式換擋，會(huì)在齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲

18、。這不僅是齒輪端部磨損加劇并過(guò)早損壞，同時(shí)使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使承坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)才能使換擋時(shí)齒輪無(wú)沖擊，并克服上述缺點(diǎn)；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒滑動(dòng)齒輪換擋時(shí)，換擋行程長(zhǎng)也是它的缺點(diǎn)。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造，拆裝與維修工作容易，并能減少變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩，但除一擋，倒擋外已很少使用。當(dāng)變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時(shí)，可以用移動(dòng)嚙合套換擋。這時(shí)，不僅換擋行程短，同時(shí)因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以它們都不會(huì)過(guò)早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員

19、又熟練的操作技術(shù)。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車(chē)變速器上應(yīng)用。這是因?yàn)橹匦拓涇?chē)擋位間的公比較小，則換擋機(jī)構(gòu)連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器換擋比較還有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造容易，能降低制造成本及減少變速器長(zhǎng)度等有點(diǎn)。使用同步器能保證迅速，無(wú)沖擊，無(wú)噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車(chē)的加速性，燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它油結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向 尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛的應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換擋，其擋位行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程短。在滑動(dòng)齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，要求換

20、入不同擋位的變速桿行程應(yīng)盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實(shí)現(xiàn)這一點(diǎn)。本次設(shè)計(jì)采用的換擋機(jī)構(gòu)形式是所有擋均采用同步器換擋。三、變速器軸承作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的變速器軸支撐在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應(yīng)安置軸承。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(dòng)軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種類型的軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。汽車(chē)變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小的特點(diǎn)，采用尺寸大寫(xiě)的軸承受結(jié)構(gòu)限制，常在布置上油困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，

21、用來(lái)承受軸向力和徑向力。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間，常采用一端有密封圈的球軸承來(lái)承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后不軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。由于變速器向輕量化方向發(fā)展的需要，要求減少變速器中心距，這就影響倒軸承外徑的尺寸。為了保證軸承有足夠的壽命，可選用能承受一定軸向力的無(wú)保持架的圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來(lái)承受都可以，但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋由困難時(shí)，必須由后端軸承承受軸向力。前端采用圓柱滾子軸承來(lái)承受徑向力，而 后端采用外圈由擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。圓錐滾子軸承因有直徑

22、較小、寬度較寬，因而容量大，可承受高負(fù)荷和通過(guò)對(duì)軸承預(yù)緊能消除軸向竄動(dòng)等優(yōu)點(diǎn)，故在一些變速器上得到應(yīng)用。圓錐滾子軸承也有裝配后需要調(diào)整預(yù)緊，使裝配麻煩且磨損后軸易歪斜，從而影響齒輪正確嚙合等一些缺點(diǎn)。當(dāng)采用錐軸承時(shí)，要注意軸承的預(yù)緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙而使中間軸歪斜。導(dǎo)致齒輪不能正確嚙合而損壞。因此。錐軸承不適合用在線性系數(shù)比較大的鋁合金殼體上。變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6-20mm。滾針軸承、滑動(dòng)軸套主要用在用在齒輪與軸不是固定連接，并要

23、求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。滾針軸承有滾動(dòng)摩擦損失小、傳動(dòng)效率高、經(jīng)向配合間隙小、定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點(diǎn)。滑動(dòng)軸套的經(jīng)向間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加。滑動(dòng)軸套的優(yōu)點(diǎn)是制造容易、成本低。第一軸的后端采用深溝球軸承，第二軸中和齒輪配合的軸承采用滾針軸承，中間軸兩端采用圓錐滾子軸承。第三章 變速器主要參數(shù)的選擇§3.1中心距A對(duì)中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。對(duì)兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對(duì)齒

24、輪的接觸強(qiáng)度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證齒輪必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過(guò)小而影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過(guò)少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過(guò)小，會(huì)使變速器長(zhǎng)度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。 對(duì)于中間軸式初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下述公式計(jì)算 A=K (3-1)式中，A為中心距（mm）；K為中心距系數(shù)，商用車(chē)取K8.99.6；為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；為變速器一擋傳動(dòng)比；為變速器

25、傳動(dòng)效率，取96。分析該車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)及相關(guān)參數(shù)：該車(chē)為11噸的重型載貨汽車(chē)，。按下試計(jì)算輪胎半徑：按最大爬坡度計(jì)算 (3-2)其中=0.10-0.12；取=0.11代入數(shù)據(jù)得 51.436cm 其中K9.5 ， 481Nm ，擋傳動(dòng)比：參考同類車(chē)型：取主減速器傳動(dòng)比為i。=4.654， 取T =0.85。ig1 (3-3)試中:m為汽車(chē)重質(zhì)量m=11000Kg,g為重力加速度g=9.8N/Kg,Tmax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax=481N.m,i。為主減速器傳動(dòng)比等于4.654，max為道路最大阻力系數(shù)等于0.2533，rs為驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑，T 為汽車(chē)傳動(dòng)系效率。代入數(shù)據(jù)得7.39。根據(jù)車(chē)輪與路面

26、附著條件確定一檔傳動(dòng)比： (3-4)為汽車(chē)滿載時(shí)靜止于水平路面驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷， =mg66.5%=110001066.5%=73150Kg, 為道路附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0.5-0.8，在此取0.8。代入數(shù)據(jù)得9.695所以 7.399.695初選一檔傳動(dòng)比為=8.35 第五檔為直接檔傳動(dòng)比為=1。其他各檔傳動(dòng)比按等比數(shù)列來(lái)分配：則=4.91， =2.89， =1.7 。把一檔傳動(dòng)比代入中心距公式計(jì)算變速器中心距：A=9.1=137.1mm 圓整后取A=138mm 。§3.2 齒輪參數(shù)的選取一、模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝

27、要求等。在變速器中心距相同的的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲、所以為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；減少乘用車(chē)齒輪工作噪聲又較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選的小些； 表31 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)mn車(chē) 型乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車(chē)的最大總質(zhì)量/t1.0<V1.661.6<V2.556.0<14.0>14.0模數(shù)/mm2.25-2.752.75-3.03.5-4.5

28、4.5-6.0第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn (3-5) 其中=481Nm，可得出mn=3.68mm。一檔直齒輪的模數(shù)m mm (3-6) 通過(guò)計(jì)算m=5.17mm。由于我們?cè)O(shè)計(jì)的貨車(chē)的總質(zhì)量為11000Kg，所以參照表31 選取mn=4.0 mm m=6.0mm 。二、齒形、壓力角、螺旋角和齒寬b 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-2選取。表3-2 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項(xiàng)目車(chē)型齒形壓力角螺旋角轎車(chē) 高齒并修形的齒形14.5°，15°，16°16.5°25°45°一般貨車(chē) GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形

29、20°20°30°重型車(chē)同上低檔、倒檔齒輪22.5°，25°小螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。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。在本設(shè)計(jì)中變速器一檔、倒檔齒輪壓力角取25°其余齒輪取20°,同步器取30°；斜齒輪螺旋角取20°。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。為此，中間軸上的全部齒輪一律右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度b的大小直接

30、影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。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。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。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：直齒 b=(4.58.0)m，mm斜齒 b=(6.08.5)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(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。本次設(shè)計(jì) 直齒輪 b=6x4.5=27mm 斜齒輪 b=4x8 =32mm三、齒輪變位系數(shù)的選擇原則齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根

31、切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。齒輪變位主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。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)度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)使不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位即具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。由幾對(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)因保證各擋傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合的齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪由相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。對(duì)于斜齒輪傳動(dòng)，可以通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)

32、達(dá)到中心距相同的要求。我在齒輪設(shè)計(jì)中,對(duì)需要變位的齒輪采用了角度變位的方法來(lái)保證中心距。§3.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)盡量不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。一檔和倒檔采用直齒輪，其余采用斜齒。1.確定一檔齒輪參數(shù)及傳動(dòng)比：一檔傳動(dòng)比 （3-7） 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: （3-8） 其中 A =138mm、m =6；故有=46貨車(chē)變速器一檔直齒輪的最小齒數(shù)為12-14，此處取=13，則可得出=33。 圖3-1 五檔變速器示意圖上面根據(jù)初

33、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（3-8）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(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)。這里修正為46，則根據(jù)式（3-8）反推出A=138mm。2.確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （3-9）由已知數(shù)據(jù)可知 Z2/Z1=3.29 而常嚙合齒輪的中心距與 一檔齒輪的中心距相等 (3-10) 由此可得： (3-11)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)： = 20°。 （3-10）與(3-11)聯(lián)立可得：=15.11取Z=16、=49.72取Z=49。根據(jù)式（3-7）可算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為：=7.77

34、根據(jù)式（3-10）可算出：=19.60°3.確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動(dòng)比 (3-12） 而II=4.91 由已知數(shù)據(jù)可知:Z7/Z8 = 1.603 對(duì)于斜齒輪： (3-13）故有：Z7 + Z8 = 65 （3-12）聯(lián)立（3-13）得：:Z7 = 41 , Z8 = 24。按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪: Z5 = 32 , Z6 = 33；四檔齒輪: Z3 = 23 ， Z4 =424.確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取7.5。取中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù) 。而通常情況下，倒檔軸齒輪取2123，此處取=23。由 (3-14)

35、可計(jì)算出Z11 = 32 。故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 (3-15) 而倒檔軸與第二軸的中心: (3-16) =165mm。變速器齒輪參數(shù)表3-3齒輪齒輪模數(shù)壓力角螺旋角齒數(shù)142019.60°16242019.60°49342019.60°23442019.60°42542019.60°32642019.60°33742019.60°41842019.60°249625331062513 1162532 1262513 1362523第四章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 §4.1 軸的計(jì)算與校核 當(dāng)變速器掛一

36、擋時(shí)軸受力最大,所以只要一擋時(shí)軸的強(qiáng)度滿足要求,其就符合要求只,下面只校核一擋時(shí)中間軸的強(qiáng)度。一 中間軸的受力分析 中間軸的軸向力基本上已相互抵消可以不予考慮。1. 481000 (N.mm) =5800 (N) =3432 (N) =3025 (N)2. = (N)=37770 （N） =18724 （）二面受力分析1. 代入數(shù)據(jù)得： 2353 (N) 2. 代入數(shù)據(jù)得： 18973 （N）三Y面受力分析：1. 代入數(shù)據(jù)得：452 （N）2. 代入數(shù)據(jù)得： 38932（N）四作力矩圖1.面2Y面3.合成五校核計(jì)算；軸的材料選用20GrMnTi,采用滲碳、淬火、回火處理。在低檔工作時(shí)=400；

37、 驗(yàn)算合格。§4.2齒輪的計(jì)算與校核 一擋齒輪因其承受載荷最大，所以只要它滿足要求，其它各擋都滿足要求，由于常嚙合齒輪一直處于工作狀態(tài)，因此也要對(duì)其進(jìn)行校核。下面對(duì)一擋齒輪和常嚙合齒輪進(jìn)行校核。一、齒輪的計(jì)算校核公式：1. 彎曲應(yīng)力： 直齒， (4-1)斜齒， (4-2)式中： 圓周力；應(yīng)力集中系數(shù)； kC齒面寬系數(shù)； t法向齒距； y齒行系數(shù)； k重合度影響系數(shù)； 摩擦力影響系數(shù)。2齒面接觸應(yīng)力： (4-3)式中： 齒面上的法向力； E齒輪材料的彈性模量E=210000； b齒輪接觸的實(shí)際寬度； 主從動(dòng)齒輪節(jié)圓處的曲率半徑。二、校核中間軸一擋齒輪：1.彎曲應(yīng)力：其中： =1.65

38、=1.1 kC=8 y=0.16974 z=13 m=6Tg = 1473062 Nmm 代入數(shù)據(jù)得： = 525.4 Mpa許用應(yīng)力在400-850 Mpa之間，所以合適。2.接觸應(yīng)力： =37770N=43072Nb=32mm直齒輪： 則 = 1852.4 Mpa一檔和倒檔得許用接觸應(yīng)力在1900-2000Mpa之間，所以合適。三、校核第二軸一擋齒輪： 1.彎曲應(yīng)力： 圖 4-1 齒形系數(shù)圖其中： =1.65 =0.9 kC=8 y=0.16974 z=33 m=6 Tg = 1473062 Nmm 代入數(shù)據(jù)得： = 536.3 Mpa許用應(yīng)力在400-850 Mpa之間，所以合適。2.接

39、觸應(yīng)力：=12836N=15431Nb=27則 =1432.8 Mpa一檔和倒檔得許用接觸應(yīng)力在1900-2000Mpa之間，所以合適。四、校核第一軸常嚙合齒輪：1.彎曲應(yīng)力：其中：Tg = 386500 Nmm , =1.65 , y=0.138 , =2 , kC=6.0,mn=4 , =19.60°, z=16 。代入數(shù)據(jù)得： = 103.4 Mpa對(duì)于貨車(chē)，當(dāng)計(jì)算載荷取Tg作變速器一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，常嚙合齒輪許用彎曲應(yīng)力為，所以合格。2.接觸應(yīng)力：=7638.4N=8653.5N b=36=20.5 ，=44.32 。則 = 963 Mpa當(dāng)取時(shí)，變速器常嚙合齒輪的許用接觸

40、應(yīng)力為1300-1400Mpa,所以合格。五、校核中間軸常嚙合齒輪：1.彎曲應(yīng)力：其中： Tg = 386500 Nmm , =1.65 , y=0.138 , =2 , kC=6.0 ,mn=4, =19.60°, z=49 。代入數(shù)據(jù)得： = 57.63 Mpa對(duì)于貨車(chē)，當(dāng)計(jì)算載荷取Tg作變速器一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，常嚙合持論許用彎曲應(yīng)力為，所以合格。2.接觸應(yīng)力：=3230N=3864N b=32=20.5 ，=44.32 。則 = 562 Mpa當(dāng)取時(shí)，變速器常嚙合齒輪的許用接觸應(yīng)力為1300-1400Mpa,所以合格。 §4.3 軸承的計(jì)算與校核校核中間軸右軸承，當(dāng)

41、掛一擋時(shí)其承載最大，所以只要它滿足要求，其它的都滿足要求。已知軸承：額定動(dòng)載荷102 (KN) 額定靜載荷76.2 (KN) = 3025 (N)=39423 (N)=0.072 , 0.04099 ,查表得：e=0.37 ，所以=39423N ，所以=21527取=39423N沖擊載荷系數(shù) = 59867 , n=7675, 代入數(shù)據(jù)得：=543276 (h) (4-4)因?yàn)橐粨跏褂寐适?所以應(yīng)如下驗(yàn)算其里程：L=n=5432766076750.000001/1%=659754 （km） 對(duì)于汽車(chē)軸承壽命的要求是轎車(chē)30萬(wàn)km，貨車(chē)和大客車(chē)25萬(wàn)km，所以滿足要求§4.4 鍵的校核

42、計(jì)算鍵主要用于軸和轂的聯(lián)結(jié)以實(shí)現(xiàn)周向固定并傳遞轉(zhuǎn)矩這次設(shè)計(jì)中間軸和第一軸一擋均采用鍵聯(lián)結(jié)，這里只校核第二軸一擋齒輪的花鍵。一、花鍵的校核計(jì)算花鍵應(yīng)滿足擠壓強(qiáng)度： (4-5)式中為載荷分配不均系數(shù)這里取0.8，Z為花鍵的齒數(shù)，L為齒的工作長(zhǎng)度，h為花鍵側(cè)面工作高度，為花鍵平均直徑。為花鍵許用擠壓應(yīng)力取70 Mpa。第一軸花鍵規(guī)格：為 8566225，工作長(zhǎng)度L為25mm 。56 Mpa，適合。所以鍵的規(guī)格滿足設(shè)計(jì)要求。二、平鍵的校核計(jì)算普通平鍵連接的強(qiáng)度條件為：，； （4-6）式中： T為傳遞的轉(zhuǎn)矩，； 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度，； 鍵的工作長(zhǎng)度，圓頭平鍵，這里的為鍵的公稱長(zhǎng)度，；

43、為鍵的寬度，；軸的直徑，；鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，此處。鍵GB1096-79: T=481，k=5.5，=63，d=50。=45.2Mpa。同理：鍵18GB1096-79: T=481, k=6，=25，d=60。 =93.6Mpa。第五章 同步器的設(shè)計(jì) 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種，目前得到廣泛應(yīng)用的是慣性增力式同步器。慣性增力式同步器能做到換擋時(shí)，在兩換擋元件之間的角速度完全相等之前不允許換擋，因而能很好的完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)同步器的基本要求。按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷(xiāo)式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。因鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點(diǎn)，但因結(jié)

44、構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會(huì)因齒端磨損而失效，因而主要用于承用車(chē)和總質(zhì)量不大的火車(chē)變速器中，這次設(shè)計(jì)我采用的都是鎖銷(xiāo)式同步器。 同步過(guò)程與鎖銷(xiāo)式類似，但鎖止元件是式個(gè)鎖銷(xiāo)及相配的鎖銷(xiāo)孔倒角，另有三個(gè)以彈簧及鋼球定位的定位銷(xiāo)，作為彈性元件的三個(gè)彈簧及相應(yīng)的定位鋼球是裝在配合套的鉆孔中，使嚙合套等在空擋時(shí)保持中間位置。摩擦元件是鉚在鎖銷(xiāo)兩端的同步錐環(huán)及與之相配并固定在齒輪上的內(nèi)錐面，其摩擦錐面徑向尺寸大，轉(zhuǎn)矩容量大，廣泛用于中、重型貨車(chē)。一 鎖銷(xiāo)同步器主要尺寸的確定1. 接近尺寸b: 同步器換擋第一階段中間，摩擦環(huán)向摩擦盤(pán)作軸向移動(dòng)，摩擦盤(pán)與摩擦環(huán)之間的軸向距離

45、b，稱為接近尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，取。2. 滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離c c=8mm二主要參數(shù)的確定1. 摩擦因數(shù)f 同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤(rùn)滑油類型和溫度等因素有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪山的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。2. 摩擦環(huán)主要尺寸的確定（1） 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)德窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間德油膜效果好。但頂部寬度過(guò)窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng)。使磨損加

46、快。通常軸向泄油槽為612個(gè)，槽寬34mm。（2）錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩就越大。但過(guò)小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖。通常取6°8°。一般取7°。（3）摩擦錐面平均半徑R R設(shè)計(jì)德越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件德尺寸和布置的限制，原則上是在可能的條件下，盡可能使R取大些。（4）錐面工作長(zhǎng)度b 縮短錐面工作長(zhǎng)度b，可使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短，但同時(shí)也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。3. 鎖止角鎖止角選的正確，可以保證只有在換擋的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°42

47、°范圍內(nèi)變化。4. 同步時(shí)間t同步起器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)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錐面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。對(duì)于承用車(chē)變速器，高擋取0.150.30s，低擋取0.500.80s。5. 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的的計(jì)算是：首先求得各零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，然后按不同擋位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上。對(duì)已有的零件，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量值通常用扭擺法測(cè)出；若零件未制成，可將這些零件分解為標(biāo)準(zhǔn)的幾何體，并按數(shù)學(xué)公式合成并求出轉(zhuǎn)動(dòng)慣量值。第六章 變速器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)汽車(chē)的使用條件的需要，駕駛員利用變速器的

48、操縱機(jī)構(gòu)完成選擋和實(shí)現(xiàn)換擋或退到空擋。變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求：換擋時(shí)只能掛入一個(gè)擋位，換擋后應(yīng)使齒輪在全齒長(zhǎng)上嚙合，防止自動(dòng)脫擋或自動(dòng)掛擋，防止誤掛倒擋，輕便換擋。用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見(jiàn)的是有變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋、或退到空擋工作，稱為手動(dòng)換擋變速器。手動(dòng)換擋變速器又分為直接操縱手動(dòng)換擋變速器和遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換擋變速器。當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時(shí)，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過(guò)變速桿直接完成換擋功能的手動(dòng)變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，已得到廣泛應(yīng)用。變速

49、器距離駕駛員座位較遠(yuǎn)，這時(shí)需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動(dòng)件，換擋手力經(jīng)過(guò)這些轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)才能完成換擋功能。這種變速器稱為遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)變速器。這時(shí)要求整套系統(tǒng)又足夠的剛性，且各連接件之間間隙不能過(guò)大，否則換擋時(shí)手感不明顯，并增加了變速桿顫動(dòng)的可能性。此時(shí)，變速桿支座應(yīng)固定在受車(chē)架變形、汽車(chē)振動(dòng)影響較小的地方，最好將換擋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器連成一體，以避免對(duì)操縱有不利的影響。在平頭式汽車(chē)上或發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)的變速器，受總體布置限制，多采用遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)。本次設(shè)計(jì)中，結(jié)合總體的要求和對(duì)操縱機(jī)構(gòu)的布置分析我采用的是直接操縱手動(dòng)換擋變速器。第七章 結(jié) 論經(jīng)過(guò)兩個(gè)多月的努力畢奮戰(zhàn)，畢業(yè)設(shè)計(jì)已經(jīng)臨近了尾聲，在這個(gè)過(guò)程中感觸很深，現(xiàn)在針對(duì)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)我做如下總結(jié)總結(jié)，找出其中的缺點(diǎn)和不足，吸取教訓(xùn)、經(jīng)驗(yàn)。變速器是汽車(chē)的一個(gè)重要組成部分，其設(shè)計(jì)的好壞直接關(guān)系到汽車(chē)性能的優(yōu)劣。在本次設(shè)計(jì)中既存在一些個(gè)人創(chuàng)新，也有一些