金杯小海獅x30三軸五檔變速器設(shè)計

金杯小海獅X30三軸五檔變速器1緒論1.1變速器的簡介1.1.1手動變速器（MT）手動變速器（ManualTransmission，簡稱MT,又稱機械式變速器）采用齒輪組[1]，，它的原理是用手撥動變速桿改變變速器內(nèi)齒輪的嚙合位置，而改變傳動比，以達到變速的目的?，F(xiàn)代轎車的手動變速器大多為五擋的有級式齒輪傳動變速器，由于大多采用同步器的原因，所以，噪音小，換擋方便。但是，手動變速器在操縱時必須踩下離合，才能撥得動變速桿。曾有人預(yù)言，駕駛操作繁雜等缺點，阻礙了汽車迅猛的發(fā)展，手動變速器會在不久便會被淘汰，從事物發(fā)展的角度來說，的確有它的道理所在。但從目前市場的適用角度和需求來看，我認為手動變速器暫時還不會離開太快。首先，從微車的特性上來說，其他變速器的功用不能完全代替手動變速器。以貨車為例，貨車用于運輸，通常要裝載大量的貨物，面對如此高的重力，除了需要強勁的發(fā)動機動力之外，還需要變速器的全力配合。大家都知道一擋功率最大，這樣，在起步的時候才有足夠大的牽引力將車帶動。尤其是在爬坡路段，它的優(yōu)勢就更加明顯了。與其他新型的變速器相比較，它們雖然具有簡便的操作等優(yōu)勢，但這些優(yōu)勢卻十分欠佳。其次，雖然自動變速器和無級變速器已非常普遍，但是大多數(shù)年輕的司機還是喜歡手動，尤其是喜歡在超車時手動變速器帶來的那種快速超越感。所以，一些中高級別的汽車（特別是轎車）也不敢果斷的換掉手動變速器。還有一個原因是，我國的汽車駕駛學(xué)校中大部分教練車都是使用的手動變速器，除了經(jīng)濟性之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實的基本功以及駕駛協(xié)調(diào)性。第三，現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了生活水平不斷提高的尋常百姓中，對于一般的家庭來說，經(jīng)濟適用型轎車最為合適。經(jīng)濟型轎車廠家采用性價比高的手動變速器，這就使得經(jīng)濟適用型轎車占據(jù)著在中國車市銷量的大部分份額。例如，長安、吉利、奇瑞等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟型轎車都配備的手動變速，而且各款車型基本上都是采用的5擋手動變速。1.1.2自動變速器（AT）自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構(gòu)進行變速，它能根據(jù)油門踏板行程和車速變化而自動變速。駕駛者只需操作加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器踏板，但自動變速器里面有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動合閉或者分離，從而達到自動變速的目的。在中檔級別的汽車市場上，自動變速器有著自己的一席之地。駕駛這種車型的用戶希望能夠操作簡便，降低駕駛疲勞感，從而享受高速駕駛的帶來的愉悅。特別是在高速公路上，這個體現(xiàn)幾乎完美。況且，以重慶市的交通狀況來說，堵車更是家常便飯，有時要不斷的停停走走，像蝸牛般蠕動，司機如果使用手動變速器，就會反復(fù)地踩離合并掛擋摘擋，繁瑣的操作，尤其對于新手和女式來說更是有苦難言。使用自動擋，就不會再有這樣麻煩了。在市場上，這種汽車的銷售狀況還是十分可觀，特別適合女性朋友，因為她們需要的是駕車時的便捷性。然而，對于我國現(xiàn)在的不均勻道路的狀況，普及這種車型還是有相當?shù)碾y度，因為自動擋汽車的優(yōu)勢無法完全發(fā)揮出來。1.1.3手動/自動變速器（AMT）在了解了一些車友后，知道他們既希望擁有傳統(tǒng)的手動變速器的駕駛樂趣，有時候又希望駕駛的便捷。這樣，手/自一體變速器應(yīng)運而生。這種變速器第一次推出是在德國保時捷車廠的911車型上面，稱為Tiptronic。它解放了高性能跑車受傳統(tǒng)自動擋的束縛，讓駕駛者享受了手動換擋的無盡樂趣。這種車型在擋位上面設(shè)有“-”和“+”選擇擋位。當撥擋桿選擇D擋時，可自由選擇加檔(+)或減擋(-)，和手動擋操作一樣。自動—手動變速系統(tǒng)向駕駛者提供的兩種駕駛方式，既可以滿足手動擋的駕駛樂趣，又可以在擁堵的交通道路中切換成自動擋，這種變速方式也非常適合我國的道路現(xiàn)狀。并且，這種變速器十分適合那些夫妻雙方都會駕車的家庭，既滿足了男性駕駛者喜愛手動擋的樂趣，又兼顧了女性駕駛者駕駛簡捷的要求，可謂真正的“夫妻擋”。雖然這種二合一的配置技術(shù)含量要求比較高，但這類汽車在價格上也并不是高得離譜，比如長安CS35、起亞K2、捷達2013款等等，這些“二合一”的車型價格均在8-9萬元左右，這個價格大眾還是比較能夠接受的。所以，手動/自動變速器的汽車銷售上面還是有相當大優(yōu)勢。因此，這類型的變速器的市場還是比較比較廣闊。1.1.4無級變速器(CVT)當今，汽車產(chǎn)業(yè)以其迅猛的速度發(fā)展著，然而，用戶對于汽車性能的要求也是越來越高。汽車變速器的發(fā)展也并沒有停滯不前，無級變速器成了人們的“終極”追求。無級變速器最早由荷蘭人范?多尼斯（VanDoorne’s）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換擋的突跳感覺[2]。它能克服普通自動變速器“突然換擋”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點[3]。通常有些朋友錯誤的將自動變速器稱為無級變速器，雖然它們有共同之處，但是，自動變速器是有級式傳動比，只有換擋是自動的，一般自動變速器有2～7個擋。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)無級的速度比變化，并可以將幾個常用的速度比選定為常用的“擋”。配備這種變速器的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最適合的傳動比。從市場需求分析，雖然無級變速器的技術(shù)含量相比其他變速器較高，但是，也已經(jīng)裝配到了普通的家庭轎車之上。1.2變速器的確定與設(shè)計車型參數(shù)本設(shè)計就是根據(jù)金杯小海獅X30車型而開展的，變速器依舊是采用經(jīng)典的手動變速器，而設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型：最高時速：135km/h輪胎型號：175/70R14總質(zhì)量：ma=1860Kg最大扭矩：105N?m/3200r/min最大功率：60kw/5500r/min轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速:nT=3200r/min2變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定 2.1變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 2.1.1變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其制造低廉、結(jié)構(gòu)簡單，具有高的傳動效率（η=0.93），因此，在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。設(shè)計時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、擋數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的燃料經(jīng)濟性和動力性都有重要的直接影響。傳動比范圍是變速器低擋傳動比與高擋傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍也應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0～4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0～8.0；越野車與牽引車傳動比10.0～20.0[4]。通常，有級變速器具有4、5個前進擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多達6～16個甚至20個[4]。變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構(gòu)時，要實現(xiàn)迅速、無聲換擋，對于多于5個前進擋的變速器來說是相當困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為5擋。多于5個前進擋將使操縱機構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速擋。可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(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擋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傳遞扭矩則稱為直接擋。此時，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，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進擋需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(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擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。圖2-1轎車中間軸式變速器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)簡單、緊湊且除最到擋外其他各擋的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這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%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了降低了成本。除倒擋常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動；個擋的同步器多裝在第二軸上，這是因為一擋的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時，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。另外，低擋傳動比取值的（ig=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各擋傳動比同時增大主減速比來取消。圖2-2兩軸式變速器1--第一軸；2—第二軸；3—同步器圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六擋變速器傳動方案。它們的共同特點是：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擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，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，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在擋數(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數(shù)，換擋方式和到擋傳動方案上有差別。圖2-3中間軸式四擋變速器傳動方案如圖2-3中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖2-3a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋；圖2-3c所示傳動方案的一，二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動，而倒擋用直齒滑動齒輪換擋。圖2-4a所示方案，除一，倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖2-4b、c、d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d所示方案中的倒擋和超速擋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擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進擋的變速器。圖2-4中間軸式五擋變速器傳動方案圖2-5a所示方案中的一擋、倒擋和圖b所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋，其余各擋均用常嚙合齒輪。圖2-5中間軸式六擋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擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。由于本設(shè)計的是微面車型，屬于發(fā)動機中置后輪驅(qū)動的布置形式，同時考慮到制造成本以及便于用戶維護等因素，再結(jié)合變速器的特點，現(xiàn)選用三軸式變速器。2.1.2倒擋傳動方案圖2-6為常見的倒擋布置方案。圖2-6b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-6d所示方案針對前者的缺點做了修改，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。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，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-6g所示方案。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(gòu)復(fù)雜一些。圖2-6變速器倒擋傳動方案與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式倒擋。變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，一擋與倒擋，都應(yīng)當布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，本設(shè)計采用如下方案（見圖2-7）。圖2-7倒擋布置2.2零、部件結(jié)構(gòu)方案的分析變速器的設(shè)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。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。2.2.1齒輪型式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力。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。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。本設(shè)計中除一、倒擋外，其余均采用斜齒輪傳動。2.2.2換擋結(jié)構(gòu)型式換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換擋的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因，除一擋、倒擋外很少采用。本設(shè)計中一擋與倒擋采用直齒滑動換擋。嚙合套換擋型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換擋結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋位上常被使用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，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。其缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。本設(shè)計也采用同步器換擋。2.2.3自動脫擋自動脫擋是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)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2-8a）或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖2-8b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫擋。此段切薄ab圖2-8防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ圖2-9防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3~0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋（圖2-9）。3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，用較多。在本設(shè)計中所采用的是直齒滑動齒輪換擋與鎖環(huán)式同步器換擋相結(jié)合的方式實現(xiàn)換擋。鎖環(huán)式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，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到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖2-10所示：圖2-10鎖環(huán)式同步器l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊;7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪2.2.4變速器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。至于何處應(yīng)當采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常在布置上有困難。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)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。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球軸承來承受軸向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部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。第二軸后端常采用球軸承，以承受軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。變速器內(nèi)采用圓錐滾子軸承雖然直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊，裝配麻煩，磨損后軸承易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點，所以不適用于線性膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。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，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6～20mm,下限適用于輕型車和轎車。滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易，成本低。3變速器主要參數(shù)的確定3.1變速器主要參數(shù)的選擇 3.1.1擋數(shù)近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，微面車一般用4~5個擋位的變速器。本設(shè)計也采用5個擋位。3.1.2傳動比初選傳動比：設(shè)五擋為直接擋，則：=1=0.377（3.1）式中：—最高車速—發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速—車輪半徑—變速器最大傳動比—主減速器傳動比/=1.4～2.0（3.2）則=（1.4～2.0）×3200=4480～6400r/min=9549×（式中=1.1～1.3，取=1.2）（3.3）所以，=9549×=6002～7090r/min汽油機的轉(zhuǎn)速在5000～6500r/min取=6000r/min主減速器傳動比:=0.377×=0.377×=5.027單面主減速器，當<6時，取=95%，乘用車在3.0~4.5范圍，=96%，=×=95%×96%=91.2%最大傳動比的選擇：①滿足最大爬坡度根據(jù)汽車行駛方程式：(3.4)汽車以一擋在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡化為:（3.5）即，式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=1860×9.8=18228N；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=105N.m；—主減速器傳動比，=5.027；—傳動系效率，=91.2%；—車輪半徑，=0.3m；—滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.02；—爬坡度，取=16.7°=3.482②滿足附著條件。·φ（3.6）在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75即≤=5.112由①②得：3.482≤≤5.112；又因為乘用車=3.0~4.5；所以，取=4.5其它各擋傳動比的確定：按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系：（3.7）式中：—常數(shù)，即各擋之間的公比。因此，各擋的傳動比有：，，，==1.456所以，其他各擋傳動比為：==3.09，==2.12，==1.4563.1.3中心距初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式（3.8）式中：—變速器中心距（mm）；—中心距系數(shù)，乘用車：=8.9～9.3，—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=105（N.m）；—變速器一擋傳動比，=4.5；—變速器傳動效率，取96%；則，==68.38～71.46（mm）初選中心距=70mm。3.1.4齒輪參數(shù) （1）齒輪模數(shù)乘用車模數(shù)取值為2.0~3.5mm，本設(shè)計中一擋與倒擋直齒輪模數(shù)m=3mm，其余各擋斜齒輪模數(shù)m=2.5mm（2）齒形、壓力角α、螺旋角β汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-1選取。表3-1汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項目車型齒形壓力角α螺旋角β轎車高齒并修形的齒形14.5°，15°，16°16.5°25°~45°一般貨車GB1356-78規(guī)定的標準齒形20°20°~30°重型車同上低擋、倒擋齒輪22.5°，25°小螺旋角壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度以降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪常嚙合齒輪為25°，其余各擋斜齒輪均為22o。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。（3）齒寬b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。但試驗表明，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，齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b：式中:——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4～7.0，斜齒輪取7.0～8.6；——法面模數(shù)。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。常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪b=18mm,對應(yīng)一軸齒輪b=24mm；一擋：中間軸上齒輪b=20mm,對應(yīng)的一擋齒輪b=22mm；二擋：中間軸上齒輪b=20mm,對應(yīng)的二擋齒輪b=20mm；三擋：中間軸上齒輪b=18mm,對應(yīng)的三擋齒輪b=18mm；四擋：中間軸上齒輪b=18mm,對應(yīng)的三擋齒輪b=18mm；倒擋：b=20mm,b=20mm。3.2各擋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(yù)先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。3.2.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 確定一擋直齒輪的齒數(shù)，一擋傳動比：（3.9）圖3-1變速器示意圖為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和:（3.10）其中，A=70mm、m=3；故有。當乘用車為三軸式的變速器時，Z10在15~17之間選擇，此處取Z10=16，則可得出=30.67（取整為31）。上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，可以看出中心距有了變化，這時應(yīng)從及齒輪變位系數(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)。這里修正為47，則反推出A’=70.5mm。3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)求出常嚙合斜齒輪齒輪的傳動比:（3.11）由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定:①而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等（3.12）由此可得：而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出：②與②聯(lián)立可得：=15、=36。則可算出實際螺旋角β=25.28o。3.2.3確定其他擋位的齒數(shù) 二擋傳動比：（3.13）故有：③對于斜齒輪，（3.14）故有：④聯(lián)立④得：。則，實際螺旋角β=22.78o按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪；四擋齒輪，實際螺旋角β=22.78o3.2.4確定倒擋齒輪的齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=22，（3.15）==57mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和10的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為：，（3.16）則：De11=2B,—1—De10=71mmZ12=21.3（取整為21）倒擋軸與第二軸的中心距：=78mm。3.3各擋齒輪幾何參數(shù)（1）一擋直齒輪幾何參數(shù)=3mm，Z9=31，Z10=16，=20°，=0°，A,=70.5mm分度圓直徑d9=Z9m=93mmd10=Z10m=48mm齒頂高ha9=ha10=ha*m=3mm齒根高hf9=hf10=(ha*+c*)=3.75mm齒全高h9=h10=(2ha*+c*)=6.75mm齒頂圓直徑da9=(Z9+2ha*)=99mmda10=54mm齒根圓直徑df9=(Z9-2ha*-2c*)m=85.5mmdf10=40.5mm（2）常嚙合斜齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，=15，=36，=20°，=25°，=70.5mm=0.37，=-0.37端面模數(shù)==2.76mm端面壓力角=21.925°端面嚙合角==22.086°分度圓直徑=41.47mm，=99.53mm齒頂高ha1=mn(ha+ξ1)=3.425mmha2=mn(ha+ξ2)=1.575mm齒根高hf1=(ha+c-ξ1)=2.2mmhf2=(ha+c-ξ2)=4.05mm齒全高5.625mm齒頂圓直徑da1=d1+2ha1=48.32mmda2=d2+2ha2=102.68mm齒根圓直徑df1=d1-2hf1=37.07mmdf2=d2-2hf2=91.43mm（3）二擋斜齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，=29，=23，=20°，=22°，=70.5mm變位系數(shù)=0.34,=-0.11，端面模數(shù)==2.696mm端面壓力角=21.43°端面嚙合角==22.24°理論中心距A==70.10mm中心距變動系數(shù)==0.16變位系數(shù)之和=0.37齒頂降低系數(shù)=0.21分度圓直徑d7=mn齒頂高ha7=mn(ha+ξ1-σn)=2.825mmha8=mn(ha+ξ2-σn)=1.7mm齒根高hf7=mn(ha+c-ξ1)=2.275mmhf8=mn(ha+c-ξ2)=3.4mm齒全高5.1mm齒頂圓直徑da7=d7+2ha7=84.73mmda8=d8+2ha8=67.56mm齒根圓直徑df7=d7-2hf7=74.53mmdf8=d8-2hf8=57.36mm（4）三擋斜齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，=24，=28，=20°，=22°，=70.5mm變位系數(shù)=0.34，=0.29端面模數(shù)==2.696mm端面壓力角=21.43°端面嚙合角==22.24°理論中心距A==70.10mm中心距變動系數(shù)==0.16變位系數(shù)之和=0.58齒頂降低系數(shù)=0.42分度圓直徑d5=mn齒頂高ha5=mn(ha+ξ1-σn)=2.3mmha6=mn(ha+ξ2-σn)=2.175mm齒根高hf5=mn(ha+c-ξ1)=2.275mmhf6=mn(ha+c-ξ2)=2.4mm齒全高4.575mm齒頂圓直徑da5=d5+2ha5=69.68mmda6=d6+2ha6=80.27mm齒根圓直徑df5=d5+2hf5=60.53mmdf6=d6+2hf6=71.12mm（5）四擋斜齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，=19，=33，=20°，=22°，=70.5mm變位系數(shù)=0.19，=0.52端面模數(shù)==2.696mm端面壓力角=21.43°端面嚙合角==22.24°理論中心距A==70.1mm齒頂降低系數(shù)=0.42分度圓直徑d3=mn齒頂高ha3=mn(ha+ξ1-σn)=1.75mmha4=mn(ha+ξ2-σn)=2.75mm齒根高hf3=mn(ha+c-ξ1)=2.825mmhf4=mn(ha+c-ξ2)=1.825mm齒全高4.575mm齒頂圓直徑da3=d3+2ha3=55.02mmda4=d4+2ha4=94.98mm齒根圓直徑da3=d3+2ha3==45.87mmda4=d4+2ha4=85.83mm（6）倒擋齒輪幾何參數(shù)=3mm，Z11=22,Z12=21,=20°，=0°分度圓直徑d11=Z11*m=66mmd12=Z齒頂高ha11=ha12=ha*m=3mm齒根高hf11=hf12=(ha*+c*)=3.75mm齒全高h11=h12=(2ha*+c*)=6.75mm齒頂圓直徑da11=(Z11+2ha*)=72mmda12=69mm齒根圓直徑df11=(Z11-2ha*-2c*)m=58.5mmdf12=55.5mm4變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 4.1齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三類：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換擋齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞4.2齒輪的材料及熱處理現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合,以大大提高其接觸強度,彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應(yīng)考慮到其機械加工性能及制造成本。國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下：mn≤3.5滲碳深度0.8～1.2mm3.5＜mn＜5滲碳深度0.9～1.3mmmn≥5滲碳深度1.0～1.6mm滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC48～53。本設(shè)計變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。4.3各軸轉(zhuǎn)矩的計算發(fā)動機最大扭矩為105N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。Ι軸==105×99%×96%=99.79N.m中間軸==99.79×96%×99%×36/15=227.62N.mⅡ軸一擋=227.62×0.96×0.99×31/16=419.14N.m二擋=227.62×0.96×0.99×29/23=272.76N.m三擋=227.62×0.96×0.99×24/28=185.42N.m四擋=227.62×0.96×0.99×19/33=124.56N.m五擋=394.99×0.96×0.99=375.40N.m倒擋=227.62*(96%*99%)2*22/16*31/21=417.32N.m倒擋軸=227.62*(96%*99%)2*22/16=297.45N.m4.4齒輪的強度計算與校核 4.4.1齒輪彎曲強度計算 1、直齒輪彎曲應(yīng)力圖4.1齒形系數(shù)圖（4.1）式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；—計算載荷（N.mm）；—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；—摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；—齒寬（mm）；—模數(shù)；—齒形系數(shù)，如圖4.1。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa。（1）倒擋齒輪11，12，的彎曲應(yīng)力，=22，=21，=0.122，=0.138，=297.45N.m，=227.62N.m=569.29MPa<400～850MPa==676.11MPa<400～850MPa（2）一擋齒輪彎曲應(yīng)力，=31，=16，=0.117，=0.167，T31=419.14N.m，=227.62N.m==578.33MPa<400～850MPa==455.93MPa<400～850MPa2、斜齒輪彎曲應(yīng)力（4.2）式中：—計算載荷（N·mm）；—法向模數(shù)（mm）；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角（°）；—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；—齒寬系數(shù)=7.5—重合度影響系數(shù)，=2.0。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪為180～350MPa。（1）計算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力==210.42MPa<180～350MPa==291.32MPa<180～350MPa（2）計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力==178.14MPa<180～350MPa==188.60MPa<180～350MPa（3）計算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力==172.31MPa<180～350MPa==148.14MPa<180～350MPa（4）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力==155.20MPa<180～350MPa==187.95MPa<180～350MPa4.4.2齒輪接觸應(yīng)力σ（4.3）式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；—計算載荷（N.mm）；—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）；—齒輪材料的彈性模量（MPa）；—齒輪接觸的實際寬度(mm)；、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1。彈性模量=20.6×104N·mm-2，齒寬表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力=8.21mm=15.90mm==1203.85MPa<1900～2000MPa==1182.29MPa<1900～2000MPa（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=11.57mm=14.58mm==1160.19MPa<1300～1400MPa==1129.01MPa<1300～1400MPa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=14.08mm=12.07mm==1047.61MPa<1300～1400MPa==1074.61MPa<1300～1400MPa（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=16.60mm=9.56mm==972.20MPa<1300～1400MPa==1054.25MPa<1300～1400MPa（5）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力=7.84mm=18.82mm==1009.14MPa<1300～1400MPa==1037.02MPa<1300～1400MPa（6）計算倒擋齒輪11，12的接觸應(yīng)力=11.29mm=10.78mm==1251.07MPa<1900～2000MPa==1120.16MPa<1900～2000MPa5變速器軸的強度計算與校核 5.1各擋齒輪的受力計算（1）一擋齒輪9，10的受力N（2）二擋齒輪7，8的受力（3）三擋齒輪5，6的受力（4）四擋齒輪3，4的受力（5）五擋齒輪1，2的受力（6）倒擋齒輪11，12的受力5.2變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 已知中間軸式變速器中心距=70.5mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選（5.1）式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=18.87~21.7mm，取25mm；第二軸最大直徑取45mm；中間軸最大直徑=31.725mm取=38mm第二軸：；第一軸及中間軸：第二軸支承之間的長度=171～200mm取=173mm；中間軸支承之間的長度中=200～225mm取=210mm;倒擋軸支承之間的長度L倒=103mm。令第二軸上一至四擋處各直徑分別為d21-d24,倒擋為d2R；中間軸上一至五擋處各直徑分別為d31-d35,倒擋為d3R;倒擋軸上一擋與倒擋處直徑為d41,d42。5.3軸的校核 5.3.1軸剛度校核 若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計算（5.2）（5.3）（5.4）式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；—彈性模量（MPa），=2.06×105MPa；—慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；—支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。aabLδFr（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算（2）二軸的剛度一擋時：N，Nmm，43mm，62mm105mm=0.019mm=0.05mm=0.000014rad0.002rad二擋時：N，N40mm，155mm，18mm173mm=0.0018mm=0.0044mm=-0.00009rad0.002rad三擋時：N，Nmm，82mm，91mm173mm=0.032mm=0.081mm=0.00004rad0.002rad四擋時:N，N25mm，58mm，118mm173mm=0.0.5mm=0.1mm=0.0003rad0.002rad倒擋時:N，Nmm，90mm，15mm,105mm=0.005mm=0.014mm=-0.0003rad0.002rad（3）中間軸剛度aabLδFr一擋時:9484.17N，3451.96N30mm，49mm，54mm103mm=0.01mm=0.026mm=-0.00002rad0.002rad三擋時:N，Nmm，118mm，92mm210mm=0.043mm=0.11mm=-0.000074rad0.002rad四擋時:N，Nmm，95mm，115mm210mm=0.06mm=0.15=0.0001rad0.002rad五擋時:N，Nmm，18mm，192mm210mm=0.011mm=0.027mm=0.00034rad0.002rad倒擋時:N，N30mm，90mm，15mm,L=105mm=0.024mm=0.067mm=0.000185rad0.002rad5.3.2軸的強度校核（1）二軸的強度校核三擋時撓度最大，最危險，因此校核（如圖5.1）。CRCRVARHBRHARVBFa5Fr5Ft5RHAFt5RHBL2L1LRVARVBFr5M287.27N·mMvc右=96.30N·mMvc左=129.78N·mT33=185.42Nm·mM=372.65N·m圖5.1-二軸強度校核圖1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=（5.5）（5.6）由以上兩式可得：=3156.86N，=3023.81N，=287.27N.m2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩+=（5.7）（5.8）由以上兩式可得=1426.18N，=1013.72N，=129.78N.m，=496.30N.m按第三強度理論有：（5.9）M=N.m（5.10）σ=（2）中間軸強度校核四擋時撓度最大，最危險，因此校核（如圖5.2）。1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=（5.11）（5.12）由以上兩式可得：=3021.20N，=2496.86N，=287N·m2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩+=（5.13）（5.14）由以上兩式可得=699.29N，=1479.03N，=66.43N.m，=170.08N.m按第三強度理論有：（5.15）M=N.m（5.16）σ=CRCRVARHBRHARVBFa4Fr4Ft4RHAFt4RHBL2L1LRVARVBFr5M287N·mMvc右=170.08N·mMvc左=66.43N·mT33=124.56N·mM=356.07N·m圖5.2-中間軸強度校核圖5.4軸承的選擇=1\*GB2⑴一軸軸承校核=1\*GB3①初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承為滾子軸承6206，油潤滑極限轉(zhuǎn)速=9500r/min，查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》該軸承的=42500N，=32500N。=2\*GB3②軸承的校核一擋時傳遞的軸向力最大。Ⅰ求水平面內(nèi)支反力、+=（5.17）（5.18）由以上兩式可得：=10394.28N，=3297.46N。Ⅱ內(nèi)部附加力、，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊查得Y=1.4和Y=2.1Ⅲ軸向力和由于所以軸承2被放松，軸承1被壓緊Ⅳ求當量動載荷查機械設(shè)計課程設(shè)計得：向當量動載荷：查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》，則=0.4，=2.1。（5.19）為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)[11]（1.2～1.8）取=1.2=23020.188N=3\*GB3③計算軸承的基本額定壽命(5.20)為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。=43630.33h＞=30000h合格。（2）二軸軸承校核初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選中間軸為球軸承6206，查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》該軸承的=19500N，=115000N，=0.44，預(yù)期壽命=30000h。一擋時傳遞的軸向力最大，按同樣方法計算可得：=31144.03h＞=30000h合格。（3）中間軸軸承校核初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承為圓錐滾子軸承30205，查《機械設(shè)計課程手機手冊》,該軸承的=592000N，=432000N，=0.44，預(yù)期壽命=30000h。按同樣方法計算可得：=43062.43h＞=30000h合格。6變速器同步器的設(shè)計與操縱機構(gòu) 6.1同步器的結(jié)構(gòu)原理在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖6-1鎖環(huán)式同步器1、9-變速器齒輪2-滾針軸承3、8-結(jié)合齒圈4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)）5-彈簧6-定位銷10-花鍵轂11-結(jié)合套如圖（6-1），此類同步器的工作原理是：換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖6-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換擋的第一階段結(jié)束。換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成換擋過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換擋力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖6-2d），完成同步換擋。圖6-2鎖環(huán)同步器工作原理6.2同步環(huán)的主要參數(shù)的確定6.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖6-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖6-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。圖6-3同步器螺紋槽形式6.2.2錐面半錐角、摩擦錐面平均半徑R、錐面工作長度b的選擇摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan。一般=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7°。R設(shè)計得越大，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)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。本次設(shè)計中采用的R為35—45mm?？s短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定設(shè)計中考慮到降低成本取相同的b取4mm。6.2.3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(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)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。轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。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0.3～0.5mm），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。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。本設(shè)計中同步器徑向?qū)挾热?mm。6.2.4鎖止角、同步時間t 鎖止角選取的正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～46°范圍內(nèi)變化。本次設(shè)計鎖止角取。同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好EQ。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)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。為此，同步時間與車型有關(guān)，計算時可在下屬范圍內(nèi)選取：對轎車變速器高擋取0.15～0.30s，低擋取0.50～0.80s；對貨車變速器高擋取0.30～0.80s，低擋取1.00～1.50s。6.3變速器的操縱機構(gòu)簡介由于時間及能力關(guān)系，本設(shè)計只是簡單介紹變速器操縱機構(gòu)，并沒有實際設(shè)計尺寸。設(shè)計變速器操縱機構(gòu)時，應(yīng)滿足以下要求：（1）換擋時只允許掛一個擋。這通常設(shè)置有互鎖裝置（如圖6-1所示）。（2）在掛擋的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應(yīng)設(shè)置自鎖裝置（如圖6-1所示）。（3）汽車行進中若誤掛倒擋，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導(dǎo)致零件損壞。汽車起步時如果誤掛倒擋，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應(yīng)設(shè)置倒擋鎖。圖6-1變速器自鎖與互鎖結(jié)構(gòu)1-自鎖鋼球2-自鎖彈簧3-變速器蓋4-互鎖鋼球5-互鎖銷6-撥叉7結(jié)論變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機械式變速箱設(shè)計發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)十分的成熟了，但對于我們還沒有踏出校門的學(xué)生來說，其中的設(shè)計理念還是很值得我們?nèi)ヌ接?、學(xué)習(xí)的。對于本次設(shè)計的變速箱來說，是針對金杯小海獅Ｘ３０微型面包汽車而設(shè)計的變速器，基于經(jīng)濟實用的考慮，變速器采用手動機械變速，三軸式傳動機構(gòu)布置方案。其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，而且采用同步器與直齒滑動齒輪換擋相結(jié)合，使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞，又有效的降低了成本。在設(shè)計中采用了5+1擋手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達到其經(jīng)濟性和動力性的要求；變速器掛擋時采用同步器，雖然增加了成本，但汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。本著實用性和經(jīng)濟性的原則，在各部件的設(shè)計要求上都采用比較開放的標準，因此，安全系數(shù)不高，這一點是本次設(shè)計的不理想之處。但是，在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求其設(shè)計更加合理和經(jīng)濟。緊張忙碌的畢業(yè)設(shè)計已經(jīng)接近尾聲，這次設(shè)計是對我大學(xué)四年來的學(xué)習(xí)的一次最綜合的檢驗，也更是一次綜合的學(xué)習(xí)過程。畢業(yè)設(shè)計不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關(guān)專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。同時也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎(chǔ)。參考文獻[1]劉媛媛.中國汽車變速器總成產(chǎn)業(yè)現(xiàn)狀與CVT發(fā)展戰(zhàn)略.2008年第一期，6－15.[2]百度文庫.CVT工作原理.2014.5.25。[3]汽車之家.CVT變速箱.2013.9.24.[4]王望予.汽車設(shè)計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004.[5]劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京：清華大學(xué)出版社,2001.[6]余志生.汽車理論[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009.[7]關(guān)文達.汽車構(gòu)造[M].北京：清華大學(xué)出版社，2009.[8]張淑娟.畫法幾何與機械制圖[M].北京:中國農(nóng)業(yè)出版社.[9]吳宗澤.機械設(shè)計課程設(shè)計手冊[M].北京：高等教育出版社，2012[10]孫恒.機械原理[M].北京：高等教育出版社，2006.[11]濮良貴.機械設(shè)計[M].北京：高等教育出版社，2006.[12]譚光宇.機械CAD技術(shù)基礎(chǔ)[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2005.[13]孫訓(xùn)方.材料力學(xué)[M].北京：高等教育出版社，2009.致謝在論文完成之際，我要特別感謝我的導(dǎo)師馮晚平老師的熱情關(guān)懷和悉心指導(dǎo)。我還要感謝我的同學(xué)，在我做設(shè)計期間，他們給了我大量的幫助，并且在我的生活中給了很多指引。另外我還要感謝工學(xué)院對我的培養(yǎng)與幫助，在這里我學(xué)到了知識，開闊了思維，感受了快樂。最后真誠的謝謝所有給予我關(guān)心與幫助！感謝所有關(guān)心、支持、幫助過我的良師益友。最后，向在百忙中抽出時間對本文進行評審并提出寶貴意見的各位專家表示衷心地感謝！目錄TOC\o"1-2"\h\z\u第一章總論 1一、項目概況 1二、項目提出的理由與過程 6三、項目建設(shè)的必要性 8四、項目的可行性 12第二章市場預(yù)測 15一、市場分析 15二、市場預(yù)測 16三、產(chǎn)品市場競爭力分析 19第三章建設(shè)規(guī)模與產(chǎn)品方案 22一、建設(shè)規(guī)模 22二、產(chǎn)品方案 22三、質(zhì)量標準 22第四章項目建設(shè)地點 25一、項目建設(shè)地點選擇 25二、項目建設(shè)地條件 25第五章技術(shù)方案、設(shè)備方案和工程方案 28一、技術(shù)方案 28二、產(chǎn)品特點 30三、主要設(shè)備方案 32四、工程方案 32第六章原材料與原料供應(yīng) 35一、原料來源及運輸方式 35二、燃料供應(yīng)與運輸方式 PAGERE