金杯小海獅x30三軸五檔變速器設(shè)計(jì)

金杯小海獅X30三軸五檔變速器1緒論1.1變速器的簡(jiǎn)介1.1.1手動(dòng)變速器（MT）手動(dòng)變速器（ManualTransmission，簡(jiǎn)稱MT,又稱機(jī)械式變速器）采用齒輪組[1]，，它的原理是用手撥動(dòng)變速桿改變變速器內(nèi)齒輪的嚙合位置，而改變傳動(dòng)比，以達(dá)到變速的目的?，F(xiàn)代轎車的手動(dòng)變速器大多為五擋的有級(jí)式齒輪傳動(dòng)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(dòng)變速器在操縱時(shí)必須踩下離合，才能撥得動(dòng)變速桿。曾有人預(yù)言，駕駛操作繁雜等缺點(diǎn)，阻礙了汽車迅猛的發(fā)展，手動(dòng)變速器會(huì)在不久便會(huì)被淘汰，從事物發(fā)展的角度來(lái)說(shuō)，的確有它的道理所在。但從目前市場(chǎng)的適用角度和需求來(lái)看，我認(rèn)為手動(dòng)變速器暫時(shí)還不會(huì)離開(kāi)太快。首先，從微車的特性上來(lái)說(shuō)，其他變速器的功用不能完全代替手動(dòng)變速器。以貨車為例，貨車用于運(yùn)輸，通常要裝載大量的貨物，面對(duì)如此高的重力，除了需要強(qiáng)勁的發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)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(shí)候才有足夠大的牽引力將車帶動(dòng)。尤其是在爬坡路段，它的優(yōu)勢(shì)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(jiǎn)便的操作等優(yōu)勢(shì)，但這些優(yōu)勢(shì)卻十分欠佳。其次，雖然自動(dòng)變速器和無(wú)級(jí)變速器已非常普遍，但是大多數(shù)年輕的司機(jī)還是喜歡手動(dòng)，尤其是喜歡在超車時(shí)手動(dòng)變速器帶來(lái)的那種快速超越感。所以，一些中高級(jí)別的汽車（特別是轎車）也不敢果斷的換掉手動(dòng)變速器。還有一個(gè)原因是，我國(guó)的汽車駕駛學(xué)校中大部分教練車都是使用的手動(dòng)變速器，除了經(jīng)濟(jì)性之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實(shí)的基本功以及駕駛協(xié)調(diào)性。第三，現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了生活水平不斷提高的尋常百姓中，對(duì)于一般的家庭來(lái)說(shuō)，經(jīng)濟(jì)適用型轎車最為合適。經(jīng)濟(jì)型轎車廠家采用性價(jià)比高的手動(dòng)變速器，這就使得經(jīng)濟(jì)適用型轎車占據(jù)著在中國(guó)車市銷量的大部分份額。例如，長(zhǎng)安、吉利、奇瑞等國(guó)內(nèi)廠家的經(jīng)濟(jì)型轎車都配備的手動(dòng)變速，而且各款車型基本上都是采用的5擋手動(dòng)變速。1.1.2自動(dòng)變速器（AT）自動(dòng)變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門踏板行程和車速變化而自動(dòng)變速。駕駛者只需操作加速踏板控制車速即可。雖說(shuō)自動(dòng)變速汽車沒(méi)有離合器踏板，但自動(dòng)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(dòng)合閉或者分離，從而達(dá)到自動(dòng)變速的目的。在中檔級(jí)別的汽車市場(chǎng)上，自動(dòng)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(jiǎn)便，降低駕駛疲勞感，從而享受高速駕駛的帶來(lái)的愉悅。特別是在高速公路上，這個(gè)體現(xiàn)幾乎完美。況且，以重慶市的交通狀況來(lái)說(shuō)，堵車更是家常便飯，有時(shí)要不斷的停停走走，像蝸牛般蠕動(dòng)，司機(jī)如果使用手動(dòng)變速器，就會(huì)反復(fù)地踩離合并掛擋摘擋，繁瑣的操作，尤其對(duì)于新手和女式來(lái)說(shuō)更是有苦難言。使用自動(dòng)擋，就不會(huì)再有這樣麻煩了。在市場(chǎng)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?yàn)樗齻冃枰氖邱{車時(shí)的便捷性。然而，對(duì)于我國(guó)現(xiàn)在的不均勻道路的狀況，普及這種車型還是有相當(dāng)?shù)碾y度，因?yàn)樽詣?dòng)擋汽車的優(yōu)勢(shì)無(wú)法完全發(fā)揮出來(lái)。1.1.3手動(dòng)/自動(dòng)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(dòng)變速器的駕駛樂(lè)趣，有時(shí)候又希望駕駛的便捷。這樣，手/自一體變速器應(yīng)運(yùn)而生。這種變速器第一次推出是在德國(guó)保時(shí)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(dòng)擋的束縛，讓駕駛者享受了手動(dòng)換擋的無(wú)盡樂(lè)趣。這種車型在擋位上面設(shè)有“-”和“+”選擇擋位。當(dāng)撥擋桿選擇D擋時(shí)，可自由選擇加檔(+)或減擋(-)，和手動(dòng)擋操作一樣。自動(dòng)—手動(dòng)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(dòng)擋的駕駛樂(lè)趣，又可以在擁堵的交通道路中切換成自動(dòng)擋，這種變速方式也非常適合我國(guó)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(huì)駕車的家庭，既滿足了男性駕駛者喜愛(ài)手動(dòng)擋的樂(lè)趣，又兼顧了女性駕駛者駕駛簡(jiǎn)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(jià)格上也并不是高得離譜，比如長(zhǎng)安CS35、起亞K2、捷達(dá)2013款等等，這些“二合一”的車型價(jià)格均在8-9萬(wàn)元左右，這個(gè)價(jià)格大眾還是比較能夠接受的。所以，手動(dòng)/自動(dòng)變速器的汽車銷售上面還是有相當(dāng)大優(yōu)勢(shì)。因此，這類型的變速器的市場(chǎng)還是比較比較廣闊。1.1.4無(wú)級(jí)變速器(CVT)當(dāng)今，汽車產(chǎn)業(yè)以其迅猛的速度發(fā)展著，然而，用戶對(duì)于汽車性能的要求也是越來(lái)越高。汽車變速器的發(fā)展也并沒(méi)有停滯不前，無(wú)級(jí)變速器成了人們的“終極”追求。無(wú)級(jí)變速器最早由荷蘭人范?多尼斯（VanDoorne’s）發(fā)明。無(wú)級(jí)變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來(lái)變速，其傳動(dòng)比可以隨意變化，沒(méi)有換擋的突跳感覺(jué)[2]。它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換擋”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)[3]。通常有些朋友錯(cuò)誤的將自動(dòng)變速器稱為無(wú)級(jí)變速器，雖然它們有共同之處，但是，自動(dòng)變速器是有級(jí)式傳動(dòng)比，只有換擋是自動(dòng)的，一般自動(dòng)變速器有2～7個(gè)擋。而無(wú)級(jí)變速器能在一定范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)的速度比變化，并可以將幾個(gè)常用的速度比選定為常用的“擋”。配備這種變速器的發(fā)動(dòng)機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動(dòng)獲得最適合的傳動(dòng)比。從市場(chǎng)需求分析，雖然無(wú)級(jí)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(jì)車型參數(shù)本設(shè)計(jì)就是根據(jù)金杯小海獅X30車型而開(kāi)展的，變速器依舊是采用經(jīng)典的手動(dòng)變速器，而設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來(lái)源于此種車型：最高時(shí)速：135km/h輪胎型號(hào)：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(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 有級(jí)變速器與無(wú)級(jí)變速器相比，其制造低廉、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，具有高的傳動(dòng)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(jì)時(shí)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(dòng)比范圍、擋數(shù)及各擋的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性都有重要的直接影響。傳動(dòng)比范圍是變速器低擋傳動(dòng)比與高擋傳動(dòng)比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動(dòng)比范圍也應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動(dòng)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(dòng)比10.0～20.0[4]。通常，有級(jí)變速器具有4、5個(gè)前進(jìn)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(jìn)擋位數(shù)多達(dá)6～16個(gè)甚至20個(gè)[4]。變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運(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)聲換擋，對(duì)于多于5個(gè)前進(jìn)擋的變速器來(lái)說(shuō)是相當(dāng)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(gè)前進(jìn)擋將使操縱機(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。某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速擋?？梢愿浞值乩冒l(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的直接擋比較，采用超速擋會(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)，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(lái)傳遞扭矩則稱為直接擋。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(diǎn)。其他前進(jìn)擋需依次經(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擋傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：處直接擋外其他各擋的傳動(dòng)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(jiǎn)單、緊湊且除最到擋外其他各擋的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力-傳動(dòng)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(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)化了降低了成本。除倒擋常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；個(gè)擋的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粨醯闹鲃?dòng)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(méi)有直接擋，因此在高擋工作時(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，低擋傳動(dòng)比取值的（ig=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點(diǎn)可通過(guò)減小各擋傳動(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(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(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)橹苯訐醯睦寐矢哂谄渌鼡跷?，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)擋位工作時(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，一擋仍然有較大的傳動(dòng)比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機(jī)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(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(duì)數(shù)，換擋方式和到擋傳動(dòng)方案上有差別。圖2-3中間軸式四擋變速器傳動(dòng)方案如圖2-3中的中間軸式四擋變速器傳動(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，倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋；圖2-3c所示傳動(dòng)方案的一，二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋。圖2-4a所示方案，除一，倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖2-4b、c、d所示方案的各前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；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(gè)只有四個(gè)前進(jìn)擋的變速器。圖2-4中間軸式五擋變速器傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，其換擋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(jì)的是微面車型，屬于發(fā)動(dòng)機(jī)中置后輪驅(qū)動(dòng)的布置形式，同時(shí)考慮到制造成本以及便于用戶維護(hù)等因素，再結(jié)合變速器的特點(diǎn)，現(xiàn)選用三軸式變速器。2.1.2倒擋傳動(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，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2-6g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。圖2-6變速器倒擋傳動(dòng)方案與前進(jìn)擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動(dòng)齒輪方式倒擋。變速器的一擋或倒擋因傳動(dòng)比大，工作時(shí)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(dāng)布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，本設(shè)計(jì)采用如下方案（見(jiàn)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(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤(rùn)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(zhǎng)，工作時(shí)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。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。本設(shè)計(jì)中除一、倒擋外，其余均采用斜齒輪傳動(dòng)。2.2.2換擋結(jié)構(gòu)型式換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動(dòng)齒輪換擋的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)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(jì)中一擋與倒擋采用直齒滑動(dòng)換擋。嚙合套換擋型式一般是配合斜齒輪傳動(dòng)使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動(dòng)載荷，提高了齒輪的強(qiáng)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(jiǎn)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(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，縮短了換擋時(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(dòng)化。其缺點(diǎn)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(jì)也采用同步器換擋。2.2.3自動(dòng)脫擋自動(dòng)脫擋是變速器的主要障礙之一。為解決這個(gè)問(wèn)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(zhǎng)一些（如圖2-8a）或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(kāi)（圖2-8b），這樣在嚙合時(shí)使接合齒端部超過(guò)被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動(dòng)脫擋。此段切薄ab圖2-8防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ圖2-9防止自動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(jì)中所采用的是直齒滑動(dòng)齒輪換擋與鎖環(huán)式同步器換擋相結(jié)合的方式實(shí)現(xiàn)換擋。鎖環(huán)式同步器是依靠摩擦作用實(shí)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(dá)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(dòng)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(dòng)軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，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(shí)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(lái)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(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有困難的時(shí)候，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。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(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，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(diǎn)，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(dòng)軸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。滾針軸承有滾動(dòng)摩擦損失小，傳動(dòng)效率高，徑向配合間隙小，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)軸套的徑向配合間隙大，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?；瑒?dòng)軸套的優(yōu)點(diǎn)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(lái)，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，微面車一般用4~5個(gè)擋位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用5個(gè)擋位。3.1.2傳動(dòng)比初選傳動(dòng)比：設(shè)五擋為直接擋，則：=1=0.377（3.1）式中：—最高車速—發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速—車輪半徑—變速器最大傳動(dòng)比—主減速器傳動(dòng)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(jī)的轉(zhuǎn)速在5000～6500r/min取=6000r/min主減速器傳動(dòng)比:=0.377×=0.377×=5.027單面主減速器，當(dāng)<6時(shí)，取=95%，乘用車在3.0~4.5范圍，=96%，=×=95%×96%=91.2%最大傳動(dòng)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(wú)風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡(jiǎn)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=105N.m；—主減速器傳動(dòng)比，=5.027；—傳動(dòng)系效率，=91.2%；—車輪半徑，=0.3m；—滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于貨車取=0.02；—爬坡度，取=16.7°=3.482②滿足附著條件?！う眨?.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?yàn)槌擞密?3.0~4.5；所以，取=4.5其它各擋傳動(dòng)比的確定：按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車各擋傳動(dòng)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(dòng)比有：，，，==1.456所以，其他各擋傳動(dòng)比為：==3.09，==2.12，==1.4563.1.3中心距初選中心距時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=105（N.m）；—變速器一擋傳動(dòng)比，=4.5；—變速器傳動(dòng)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(jì)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(xiàng)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(biāo)準(zhǔn)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(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，為加大重合度以降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)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(shí)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(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，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(qiáng)度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來(lái)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(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。常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪b=18mm,對(duì)應(yīng)一軸齒輪b=24mm；一擋：中間軸上齒輪b=20mm,對(duì)應(yīng)的一擋齒輪b=22mm；二擋：中間軸上齒輪b=20mm,對(duì)應(yīng)的二擋齒輪b=20mm；三擋：中間軸上齒輪b=18mm,對(duì)應(yīng)的三擋齒輪b=18mm；四擋：中間軸上齒輪b=18mm,對(duì)應(yīng)的三擋齒輪b=18mm；倒擋：b=20mm,b=20mm。3.2各擋傳動(dòng)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(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)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(dòng)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(dāng)乘用車為三軸式的變速器時(shí)，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(jì)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(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(dòng)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(jì)算出：②與②聯(lián)立可得：=15、=36。則可算出實(shí)際螺旋角β=25.28o。3.2.3確定其他擋位的齒數(shù) 二擋傳動(dòng)比：（3.13）故有：③對(duì)于斜齒輪，（3.14）故有：④聯(lián)立④得：。則，實(shí)際螺旋角β=22.78o按同樣的方法可分別計(jì)算出：三擋齒輪；四擋齒輪，實(shí)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(jì)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(yùn)動(dòng)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h(yuǎn)a9=ha10=ha*m=3mm齒根高h(yuǎn)f9=hf10=(ha*+c*)=3.75mm齒全高h(yuǎn)9=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h(yuǎn)a1=mn(ha+ξ1)=3.425mmha2=mn(ha+ξ2)=1.575mm齒根高h(yuǎn)f1=(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(dòng)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h(yuǎn)a7=mn(ha+ξ1-σn)=2.825mmha8=mn(ha+ξ2-σn)=1.7mm齒根高h(yuǎn)f7=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(dòng)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h(yuǎn)a5=mn(ha+ξ1-σn)=2.3mmha6=mn(ha+ξ2-σn)=2.175mm齒根高h(yuǎn)f5=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h(yuǎn)a3=mn(ha+ξ1-σn)=1.75mmha4=mn(ha+ξ2-σn)=2.75mm齒根高h(yuǎn)f3=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h(yuǎn)a11=ha12=ha*m=3mm齒根高h(yuǎn)f11=hf12=(ha*+c*)=3.75mm齒全高h(yuǎn)11=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(qiáng)度計(jì)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(dòng)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(kuò)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(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)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(qiáng)度,彎曲強(qiáng)度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時(shí)也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本。國(guó)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(xì)化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)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(duì)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(jì)變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。4.3各軸轉(zhuǎn)矩的計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為105N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)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(qiáng)度計(jì)算與校核 4.4.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)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(jì)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(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；—齒寬（mm）；—模數(shù)；—齒形系數(shù)，如圖4.1。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，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(jì)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(dāng)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(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪為180～350MPa。（1）計(jì)算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力==210.42MPa<180～350MPa==291.32MPa<180～350MPa（2）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力==178.14MPa<180～350MPa==188.60MPa<180～350MPa（3）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力==172.31MPa<180～350MPa==148.14MPa<180～350MPa（4）計(jì)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(jì)算載荷（N.mm）；—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點(diǎn)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(shí)際寬度(mm)；、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、—主、從動(dòng)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(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)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(qiáng)度計(jì)算與校核 5.1各擋齒輪的受力計(jì)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(duì)中間軸，=0.16～0.18；對(duì)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(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6；—發(fā)動(dòng)機(jī)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(zhǎng)度=171～200mm取=173mm；中間軸支承之間的長(zhǎng)度中=200～225mm取=210mm;倒擋軸支承之間的長(zhǎng)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(jì)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(duì)于實(shí)心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)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(guò)0.002rad。aabLδFr（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算（2）二軸的剛度一擋時(shí)：N，Nmm，43mm，62mm105mm=0.019mm=0.05mm=0.000014rad0.002rad二擋時(shí)：N，N40mm，155mm，18mm173mm=0.0018mm=0.0044mm=-0.00009rad0.002rad三擋時(shí)：N，Nmm，82mm，91mm173mm=0.032mm=0.081mm=0.00004rad0.002rad四擋時(shí):N，N25mm，58mm，118mm173mm=0.0.5mm=0.1mm=0.0003rad0.002rad倒擋時(shí):N，Nmm，90mm，15mm,105mm=0.005mm=0.014mm=-0.0003rad0.002rad（3）中間軸剛度aabLδFr一擋時(shí):9484.17N，3451.96N30mm，49mm，54mm103mm=0.01mm=0.026mm=-0.00002rad0.002rad三擋時(shí):N，Nmm，118mm，92mm210mm=0.043mm=0.11mm=-0.000074rad0.002rad四擋時(shí):N，Nmm，95mm，115mm210mm=0.06mm=0.15=0.0001rad0.002rad五擋時(shí):N，Nmm，18mm，192mm210mm=0.011mm=0.027mm=0.00034rad0.002rad倒擋時(shí):N，N30mm，90mm，15mm,L=105mm=0.024mm=0.067mm=0.000185rad0.002rad5.3.2軸的強(qiáng)度校核（1）二軸的強(qiáng)度校核三擋時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，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(qiáng)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(qiáng)度理論有：（5.9）M=N.m（5.10）σ=（2）中間軸強(qiáng)度校核四擋時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，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(qiáng)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(qiáng)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(hào)由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承為滾子軸承6206，油潤(rùn)滑極限轉(zhuǎn)速=9500r/min，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》該軸承的=42500N，=32500N。=2\*GB3②軸承的校核一擋時(shí)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(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)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(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得：向當(dāng)量動(dòng)載荷：查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》，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(jì)算軸承的基本額定壽命(5.20)為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。=43630.33h＞=30000h合格。（2）二軸軸承校核初選軸承型號(hào)由工作條件和軸頸直徑初選中間軸為球軸承6206，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》該軸承的=19500N，=115000N，=0.44，預(yù)期壽命=30000h。一擋時(shí)傳遞的軸向力最大，按同樣方法計(jì)算可得：=31144.03h＞=30000h合格。（3）中間軸軸承校核初選軸承型號(hào)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(jī)械設(shè)計(jì)課程手機(jī)手冊(cè)》,該軸承的=592000N，=432000N，=0.44，預(yù)期壽命=30000h。按同樣方法計(jì)算可得：=43062.43h＞=30000h合格。6變速器同步器的設(shè)計(jì)與操縱機(jī)構(gòu) 6.1同步器的結(jié)構(gòu)原理在前面已經(jīng)說(shuō)明，本設(shè)計(jì)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(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動(dòng)定位銷和鎖環(huán)移動(dòng)，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(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角度，并滑塊予以定位。接下來(lái)，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(dòng)受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(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(shí)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(guò)程結(jié)束，完成換擋過(guò)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(kāi)，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒在換擋力的作用下通過(guò)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(jì)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(guò)窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。試驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂寬對(duì)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(fèi)力，故齒頂寬不易過(guò)大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些，可使被刮下來(lái)的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會(huì)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(gè)，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(zhǎng)度b的選擇摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過(guò)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(shí)，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取7°。R設(shè)計(jì)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(huì)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(jì)中采用的R為35—45mm。縮短錐面工作長(zhǎng)度，便使變速器的軸向長(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。設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定設(shè)計(jì)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(jī)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(qiáng)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(qiáng)度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時(shí)選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度。本設(shè)計(jì)中同步器徑向?qū)挾热?mm。6.2.4鎖止角、同步時(shí)間t 鎖止角選取的正確，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。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(jì)鎖止角取。同步器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好EQ。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追面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。為此，同步時(shí)間與車型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選取：對(duì)轎車變速器高擋取0.15～0.30s，低擋取0.50～0.80s；對(duì)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(jī)構(gòu)簡(jiǎn)介由于時(shí)間及能力關(guān)系，本設(shè)計(jì)只是簡(jiǎn)單介紹變速器操縱機(jī)構(gòu)，并沒(méi)有實(shí)際設(shè)計(jì)尺寸。設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)滿足以下要求：（1）換擋時(shí)只允許掛一個(gè)擋。這通常設(shè)置有互鎖裝置（如圖6-1所示）。（2）在掛擋的過(guò)程中，若操縱變速桿推動(dòng)撥叉前后移動(dòng)的距離不足時(shí)，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達(dá)到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動(dòng)等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動(dòng)而減少了齒輪的嚙合長(zhǎng)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(jìn)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(shí)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(jī)械式變速箱設(shè)計(jì)發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)十分的成熟了，但對(duì)于我們還沒(méi)有踏出校門的學(xué)生來(lái)說(shuō)，其中的設(shè)計(jì)理念還是很值得我們?nèi)ヌ接憽W(xué)習(xí)的。對(duì)于本次設(shè)計(jì)的變速箱來(lái)說(shuō)，是針對(duì)金杯小海獅Ｘ３０微型面包汽車而設(shè)計(jì)的變速器，基于經(jīng)濟(jì)實(shí)用的考慮，變速器采用手動(dòng)機(jī)械變速，三軸式傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案。其特點(diǎn)是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價(jià)格低廉，而且采用同步器與直齒滑動(dòng)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(jì)中采用了5+1擋手動(dòng)變速器，通過(guò)較大的變速器傳動(dòng)比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達(dá)到其經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性的要求；變速器掛擋時(shí)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(dòng)更平穩(wěn)。本著實(shí)用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計(jì)要求上都采用比較開(kāi)放的標(biāo)準(zhǔn)，因此，安全系數(shù)不高，這一點(diǎn)是本次設(shè)計(jì)的不理想之處。但是，在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會(huì)繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求其設(shè)計(jì)更加合理和經(jīng)濟(jì)。緊張忙碌的畢業(yè)設(shè)計(jì)已經(jīng)接近尾聲，這次設(shè)計(jì)是對(duì)我大學(xué)四年來(lái)的學(xué)習(xí)的一次最綜合的檢驗(yàn)，也更是一次綜合的學(xué)習(xí)過(guò)程。畢業(yè)設(shè)計(jì)不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識(shí)而且了解了不少相關(guān)專業(yè)的知識(shí)，個(gè)人能力得到很大提高。同時(shí)也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會(huì)工作打下了良好的基礎(chǔ)。參考文獻(xiàn)[1]劉媛媛.中國(guó)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(kù).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(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.[5]劉惟信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：清華大學(xué)出版社,2001.[6]余志生.汽車?yán)碚揫M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009.[7]關(guān)文達(dá).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(jī)械制圖[M].北京:中國(guó)農(nóng)業(yè)出版社.[9]吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：高等教育出版社，2012[10]孫恒.機(jī)械原理[M].北京：高等教育出版社，2006.[11]濮良貴.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京：高等教育出版社，2006.[12]譚光宇.機(jī)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(jì)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(duì)我的培養(yǎng)與幫助，在這里我學(xué)到了知識(shí)，開(kāi)闊了思維，感受了快樂(lè)。最后真誠(chéng)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(guò)我的良師益友。最后，向在百忙中抽出時(shí)間對(duì)本文進(jìn)行評(píng)審并提出寶貴意見(jiàn)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(xiàng)目概況 1二、項(xiàng)目提出的理由與過(guò)程 6三、項(xiàng)目建設(shè)的必要性 8四、項(xiàng)目的可行性 12第二章市場(chǎng)預(yù)測(cè) 15一、市場(chǎng)分析 15二、市場(chǎng)預(yù)測(cè) 16三、產(chǎn)品市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)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(biāo)準(zhǔn) 22第四章項(xiàng)目建設(shè)地點(diǎn) 25一、項(xiàng)目建設(shè)地點(diǎn)選擇 25二、項(xiàng)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(diǎn) 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(lái)源及運(yùn)輸方式 35二、燃料供應(yīng)與運(yùn)輸方式 PAGERE