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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1 概述
隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢(shì)。而變速器設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在各種行駛工況下，使汽車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。因此它的性能影響到汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對(duì)轎車而言，其設(shè)計(jì)意義更為明顯。在對(duì)汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評(píng)價(jià)汽車的一個(gè)重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計(jì)不合理，將會(huì)使汽車的舒適性下降，使汽車的運(yùn)行噪聲增大，影響汽車的整體性。
1.1.1 汽車變速器的設(shè)計(jì)要求
變速器是汽車的核心組成部分，用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，將動(dòng)力有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng)車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動(dòng)系任務(wù)的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結(jié)構(gòu)要求對(duì)汽車的動(dòng)力性、燃料經(jīng)濟(jì)性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設(shè)計(jì)趨勢(shì)是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽車變速器的設(shè)計(jì)工作開始之前，首先要根據(jù)變速器運(yùn)用的實(shí)際場(chǎng)合來對(duì)一些主要參數(shù)做出選擇。主要參數(shù)包括中心距、變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數(shù)、各檔齒輪的齒數(shù)等。
變速器的基本設(shè)計(jì)要求[1]：保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性；設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸；設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛；換檔迅速、省力、方便；工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔，以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn)；工作效率高，噪聲小；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、方案合理；在滿載及沖擊載荷條件下，使用壽命長；除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。
變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)有兩種分類方法。
根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。
根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。
1.1.2 國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀
變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域[2]，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器技術(shù)的發(fā)展。目前國內(nèi)外的變速器主要向著自動(dòng)變速器方向發(fā)展，自動(dòng)變速器在實(shí)際中所占的比例越來越大，目前有一半以上的轎車和部分重型載貨汽車上使用的是自動(dòng)變速器。變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器技術(shù)的發(fā)展。
根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。
根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。目前自動(dòng)變速器得到廣泛的應(yīng)用。
變速器技術(shù)的發(fā)展動(dòng)向如下：
（1）節(jié)能與環(huán)境保護(hù)。變速器的節(jié)能與環(huán)境保護(hù)既包括傳動(dòng)系本身的節(jié)能與環(huán)境保護(hù)，也包括發(fā)動(dòng)機(jī)的節(jié)能與保護(hù)。因此研究高效率的傳動(dòng)副來節(jié)約能源，采用零污染的工作介質(zhì)或潤滑油來避免環(huán)境污染，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的特性和行駛工況來設(shè)計(jì)變速器，使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳狀態(tài)，以保證汽車在最高傳動(dòng)效率和最低污染物排放區(qū)運(yùn)行。
（2）應(yīng)用新型材料。材料科學(xué)與技術(shù)是21世紀(jì)重點(diǎn)發(fā)展的科學(xué)技術(shù)領(lǐng)域。各種新型材料在變速器中的應(yīng)用已經(jīng)推動(dòng)了汽車技術(shù)的發(fā)展和性能的提高。陶瓷材料、高分子聚合物、納米材料、梯度材料、表面渡膜技術(shù)等獨(dú)特的性能特點(diǎn)，將對(duì)變速器的性能產(chǎn)生重要的影響。
（3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪聲、長壽命、重量輕、體積小、低成本一直以來是變速器的發(fā)展方向。
（4）智能化、集成化。變速器智能化、集成化是信息、電子集成技術(shù)和控制技術(shù)與變速器技術(shù)的結(jié)合。其特點(diǎn)是根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的特性和汽車的行駛工況，通過計(jì)算機(jī)智能控制，實(shí)現(xiàn)對(duì)變速器傳動(dòng)比的實(shí)時(shí)控制，使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳狀態(tài)。將變速器智能化，并且普及到大眾化的汽車上[3]。這樣的汽車可以依據(jù)駕車者的性情、路面的狀況、車身的負(fù)荷乃至周邊環(huán)境等多種因素，挑選最適合的功能，實(shí)現(xiàn)智能化駕駛，以充分發(fā)揮車輛的性能，降低油耗，確保安全。變速器的發(fā)展使汽車好像有了人的智慧，甚至比人更善于思索，它根據(jù)外界路面的變化，經(jīng)過計(jì)算，代替人作出準(zhǔn)確聰明的決斷。
隨著科技的發(fā)展和汽車工業(yè)的不斷向前進(jìn)步，汽車自動(dòng)變速器會(huì)越來越多的得到使用。
1.2 設(shè)計(jì)的內(nèi)容及方法
本次設(shè)計(jì)的變速器是在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，主要完成傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。
1、對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析與選擇。
通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點(diǎn)，以及所設(shè)計(jì)車輛的特點(diǎn)，確定傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置形式。
2、變速器主要參數(shù)的選擇
變速器主要參數(shù)的選擇：檔數(shù)、傳動(dòng)比、中心距、齒輪參數(shù)等。
3、變速器齒輪強(qiáng)度的校核
變速器齒輪強(qiáng)度的校核主要對(duì)變速器的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。
4、軸的基本尺寸的確定及強(qiáng)度計(jì)算。
對(duì)于軸的強(qiáng)度計(jì)算則是對(duì)軸的剛度和強(qiáng)度分別進(jìn)行校核。
5、軸承的選擇與壽命計(jì)算。
對(duì)變速器軸的支撐部分選用圓錐磙子軸承，壽命計(jì)算是按汽車的大修里程來衡量，轎車的為30萬千米。
本次設(shè)計(jì)主要是查閱近幾年來有關(guān)國內(nèi)外變速器設(shè)計(jì)的文獻(xiàn)資料，結(jié)合所學(xué)專業(yè)知識(shí)進(jìn)行設(shè)計(jì)。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進(jìn)行設(shè)計(jì)，計(jì)算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對(duì)其進(jìn)行校核計(jì)算；同時(shí)對(duì)同步器、換檔操縱機(jī)構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進(jìn)行分析設(shè)計(jì)；另外，對(duì)現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)、完善。
1.3 設(shè)計(jì)的目的及意義
此次變速器設(shè)計(jì)將基本滿足乘用車的使用要求，通過自己的分析、方案選擇、設(shè)計(jì)計(jì)算和整理，能達(dá)到預(yù)期的效果。在此次畢業(yè)設(shè)計(jì)中，通過運(yùn)用計(jì)算機(jī)繪圖提高計(jì)算機(jī)繪圖水平，了解變速器設(shè)計(jì)的基本過程和在設(shè)計(jì)過程中應(yīng)該注意的問題，學(xué)會(huì)設(shè)計(jì)的過程和方法，提高計(jì)算能力和邏輯思維。
第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)的選擇與設(shè)計(jì)
2.1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案
機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。
2.1.1 變速器傳動(dòng)方案分析與選擇
機(jī)械式變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。
其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點(diǎn)。此外，各中間檔因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)，故傳動(dòng)效率高，同時(shí)噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在工作時(shí)齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè)計(jì)的很大。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)直接輸出動(dòng)力。
而中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。其特點(diǎn)是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時(shí)噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。
對(duì)不同類型的汽車，具有不同的傳動(dòng)系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對(duì)整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同。而傳動(dòng)系的檔位數(shù)與汽車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的聯(lián)系。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)，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產(chǎn)率，降低運(yùn)輸成木。不過，增加檔數(shù)會(huì)使變速器機(jī)構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復(fù)雜。
綜上所述，由于此次設(shè)計(jì)的捷達(dá)GTX變速器是中檔轎車變速器，布置形式采用發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)，驅(qū)動(dòng)形式采用，且可布置變速器的空間較小，對(duì)變速器的要求較高，要求運(yùn)行噪聲小，設(shè)計(jì)車速高，故選用二軸式變速器作為傳動(dòng)方案。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。
2.1.2 倒檔布置方案
常見的倒檔布置方案如圖2.1所示。圖2.1b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度；圖2.1c方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，同時(shí)利用五檔換擋同步器，在換倒檔時(shí)使其容易嚙合；圖2.1d方案對(duì)2.1c的缺點(diǎn)做了修改；圖2.1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖2.1f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。
綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動(dòng)采用圖2.1c所示方案。
(a) (b) (c)
(d) (e) (f) (g)
圖2.1 倒檔布置方案
整個(gè)變速器傳動(dòng)方案如圖2.2：
1-一檔主動(dòng)齒輪 2-一檔從動(dòng)齒輪 3-二檔主動(dòng)齒輪 4-二檔從動(dòng)齒輪 5-三檔主動(dòng)齒輪 6-三檔從動(dòng)齒輪 7-四檔主動(dòng)齒輪 8-四檔從動(dòng)齒輪 9-五檔主動(dòng)齒輪 10-五檔從動(dòng)齒輪 11-倒檔主動(dòng)齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪
圖2.2 五檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖
2.1.3 零部件結(jié)構(gòu)方案分析
1、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。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)長嚙合齒輪選用斜齒輪，倒檔選用直齒圓柱齒輪。
變速器齒輪可以與軸設(shè)計(jì)為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動(dòng)支承等方式之一與軸連接。
齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2.3）影響齒輪強(qiáng)度[6]。要求尺寸應(yīng)該大于或等于輪齒危險(xiǎn)斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿足尺寸要求：
（2.1）
式中：——花鍵內(nèi)徑。
為了減小質(zhì)量，輪輻處厚度應(yīng)在滿足強(qiáng)度條件下設(shè)計(jì)得薄些。圖2.3中的尺寸可取為花鍵內(nèi)徑的1.25～1.40倍。
圖2.3 變速器齒輪尺寸控制圖
齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在μm范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精度不低于7級(jí)。
2、變速器軸
變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)。當(dāng)變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個(gè)滾動(dòng)軸承有困難時(shí)，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動(dòng)。
用移動(dòng)齒輪方式實(shí)現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，應(yīng)選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動(dòng)靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開線花鍵要容易[4]。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，通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設(shè)置有滾針軸承、滑動(dòng)軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。此時(shí)，軸的表面粗糙度不應(yīng)低與μm，硬度不低于58～63HRC。因漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對(duì)增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。
倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸，并由螺栓固定。
由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設(shè)計(jì)時(shí)不僅要考慮裝配上的可能，而且應(yīng)當(dāng)可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關(guān)問題。
3、變速器軸承的選擇
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)軸套等等。
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[5]。
變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、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、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。
由于本設(shè)計(jì)的變速器為兩軸變速器，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。
2.2 變速器操縱機(jī)構(gòu)布置方案
2.2.1 概述
根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機(jī)構(gòu)完成選檔和實(shí)現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求[6]：換檔時(shí)只能掛入一個(gè)檔位，換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動(dòng)脫檔或自動(dòng)掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。
變速器操縱機(jī)構(gòu)通常裝在頂蓋或側(cè)蓋內(nèi)，也有少數(shù)是分開的。變速器操縱機(jī)構(gòu)操縱第二軸上的滑動(dòng)齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。
用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動(dòng)換檔變速器。
2.2.2 典型的操縱機(jī)構(gòu)及其鎖定裝置
定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動(dòng)嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機(jī)構(gòu)。
圖2.4 為典型的操縱機(jī)構(gòu)圖
1、換檔機(jī)構(gòu)
變速器換檔機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。
采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換檔，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。但考慮到可以縮短軸向空間，本設(shè)計(jì)倒檔外采用直齒滑動(dòng)換擋。
常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應(yīng)用。
使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動(dòng)齒輪換檔行程小。
通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設(shè)計(jì)全部檔位均選用同步器換檔。
2、防脫檔設(shè)計(jì)
互鎖裝置是保證移動(dòng)某一變速叉軸時(shí)，其它變速叉軸互被鎖住，該機(jī)構(gòu)的作用是防止同時(shí)掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機(jī)構(gòu)有：
（1）互鎖銷式
圖2.5是汽車上用得最廣泛的一種機(jī)構(gòu)，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。
圖2.5，a為空檔位置，此時(shí)任一叉軸可自由移動(dòng)。圖2.5，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。
a b c d
圖2.5 互鎖銷式互鎖機(jī)構(gòu)
（2）擺動(dòng)鎖塊式
圖2.6為擺動(dòng)鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu)工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動(dòng)，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時(shí)，鎖塊的一個(gè)或兩個(gè)突起部分A檔住其它兩個(gè)變速叉軸槽，保證換檔時(shí)不能同時(shí)掛入兩檔。
（3）轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式
圖2.7為與上述鎖塊機(jī)構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉(zhuǎn)動(dòng)。選檔時(shí)操縱桿轉(zhuǎn)動(dòng)鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時(shí)鉗形板的一個(gè)或兩個(gè)鉗爪抓住其它兩個(gè)變速叉，保證互鎖作用[8]。
圖2.6 擺動(dòng)鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu) 圖2.7 轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式互鎖機(jī)構(gòu)
操縱機(jī)構(gòu)還應(yīng)設(shè)有保證不能誤掛倒檔的機(jī)構(gòu)。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機(jī)構(gòu)，使司機(jī)在換檔時(shí)因有彈簧力作用，產(chǎn)生明顯的手感。
鎖止機(jī)構(gòu)還包括自鎖、倒檔鎖兩個(gè)機(jī)構(gòu)。自鎖機(jī)構(gòu)的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止自動(dòng)脫檔和掛檔。自鎖機(jī)構(gòu)有球形鎖定機(jī)構(gòu)與桿形鎖定機(jī)構(gòu)兩種類型。
倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對(duì)變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。
本次設(shè)計(jì)屬于前置前輪驅(qū)動(dòng)的轎車，操縱機(jī)構(gòu)采用直接操縱方式，鎖定機(jī)構(gòu)全部采用，即設(shè)置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實(shí)現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實(shí)現(xiàn)互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實(shí)現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。
2.3 本章小結(jié)
本章主要介紹了變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)的類型，分析了各類型機(jī)構(gòu)的優(yōu)缺點(diǎn)，并針對(duì)所設(shè)計(jì)的變速器的類型、特點(diǎn)及功用，對(duì)變速器的傳動(dòng)方式、操縱機(jī)構(gòu)的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的選擇，為后期的設(shè)計(jì)工作打下基礎(chǔ)。
第3章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算
3.1 變速器主要參數(shù)的選擇
最高車速：=175Km/h
發(fā)動(dòng)機(jī)功率：=70KW
發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩：=140
滿載總質(zhì)量：=1545Kg
驅(qū)動(dòng)輪規(guī)格：185/60R14S r=29mm
3.1.1 檔數(shù)的選擇
近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用4～5個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)檔。商用車變速器采用4～5個(gè)檔或多檔。載質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.0～8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。
檔數(shù)選擇的要求：
1、相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。
2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。
因此，本次設(shè)計(jì)的轎車變速器為5檔變速器。
3.1.2 傳動(dòng)比范圍
變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為0.7～0.9。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。
本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為0.75。
3.1.3 變速器各檔傳動(dòng)比的確定
1、主減速器傳動(dòng)比的確定
發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為[12]：
（3.1）
式中：
——汽車行駛速度（km/h）；
——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）；
——車輪滾動(dòng)半徑（m）；
——變速器傳動(dòng)比；
——主減速器傳動(dòng)比。
已知：最高車速==175km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=0.75；車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14S得到=29(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==5800（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：
2、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算
按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）[9]。用公式表示如下：
（3.2）
式中：
G ——車輛總重量(N)；
——坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面μ=0.01~0.02)；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(N·m)；
——主減速器傳動(dòng)比；
——變速器傳動(dòng)比；
——為傳動(dòng)效率（0.85~0.9）；
R ——車輪滾動(dòng)半徑；
——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）
由公式（3.2）得：
（3.3）
已知：m=1545kg；；；r=0.29m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：
滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下：
（3.4）
式中：
——驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，；
——驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)；對(duì)混凝土或?yàn)r青路面可取0.5~0.6之間。
已知：kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：
所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是：
初選一檔傳動(dòng)比為3。
3、變速器各檔速比的配置
按等比級(jí)數(shù)階分配的各檔速比的計(jì)算
汽車多在高檔區(qū)工作，換檔頻率，高檔區(qū)也多于低檔區(qū)，為了節(jié)約燃料和操縱輕便起見，應(yīng)盡量使高檔區(qū)兩檔位之間的速度差值小些，所以高檔區(qū)的速比階K要比低檔區(qū)的速比階K要小。根據(jù)汽車的工作要求(長途運(yùn)輸、城市公交車、礦山運(yùn)輸?shù)?和發(fā)動(dòng)機(jī)特性的不同，速比階K的偏離情況也不同.例如城市公交車和山區(qū)工作的汽車速比階K的偏離值要小一些，而轎車的直接檔的速比階K要更小一些。
為了減少高檔的速比階，新的傳動(dòng)比分配方法，就是把總跨(因第I檔的傳動(dòng)比為，第n檔的傳動(dòng)比為I)的對(duì)數(shù)，平均分成n-1個(gè)臺(tái)階(臺(tái)階總是比檔位數(shù)少1)，并將它排列到中間檔位的位置，即將中間檔位的速比階定為K(K=計(jì)算).排列后的直接檔的速比階將為。
對(duì)于直接檔的速比階，一般可按下式計(jì)算
（3.5）
式中:系數(shù)Cs=0.8 ～0.95.對(duì)于轎車Cs值取小一些，如0.8～0.9;對(duì)于貨車，取Cs=0.85～ 0.95:對(duì)于非公路用車，取Cs= 0.9～0.97[10]。
這樣一來，高檔的速比階將小于低檔.直接檔和中間檔的階差為，而其間的檔位數(shù)為。由上述可知，相鄰兩檔階差常數(shù)，所以直接檔和中問檔的階差為，因此
將各檔的速比階按等比級(jí)數(shù)排列，它們的公比為B，這種方法又稱為等比級(jí)數(shù)階分配法.如從第n檔(直接檔)到第2檔各檔的速比階分別為、、······、、則有，
2檔：取，
3檔：取，
4檔：取，
3.1.4 中心距的選擇
初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算[11]：
（3.6）
式中：
A ——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)最大輸出轉(zhuǎn)距為150（N·m）；
——變速器一檔傳動(dòng)比為3.5；
——變速器傳動(dòng)效率，取96%。
（8.9~9.3）=（8.9-9.3）7.925=70.83~74.01mm
轎車變速器的中心距在60～80mm范圍內(nèi)變化。初取A=73mm。
3.1.5 變速器的外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可以根據(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。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。
乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：
mm
初選長度為270mm。
3.1.6 齒輪參數(shù)的選擇
1、模數(shù)
選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(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，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)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(duì)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。
轎車模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表3.2選取模數(shù)范圍為2.25~2.75，由于轎車對(duì)降低噪聲和振動(dòng)的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。
表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)
車 型
乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L
貨車的最大總質(zhì)量/t
1.0
14
模數(shù)/mm
2.25~2.75
2.75~3.00
3.50~4.50
4.50~6.00
2、壓力角
壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。
對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角[12]。
國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。
本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。
3、螺旋角
齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。
試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。本設(shè)計(jì)中螺旋角大小根據(jù)實(shí)際情況選擇。
4、齒寬
齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。
考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
斜齒，取為6.0～8.5，取6.0
mm為了不使齒寬過小，本設(shè)計(jì)中齒寬全部采用17.5mm。
5、齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。
在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。
本設(shè)計(jì)取為1.00。
3.1.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。
1、一檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
一檔傳動(dòng)比為：
當(dāng)選定中心距A，模數(shù)和螺旋角后，可以根據(jù)算出兩軸間相嚙合齒輪副的總齒數(shù)。
由，得出
，
取整后，
實(shí)際傳動(dòng)比
實(shí)際中心距
取整后
精確螺旋角
變位后嚙合角
2、對(duì)中心距A進(jìn)行修正
取整得mm，為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。
3、二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
由，得出
，
取整后，
實(shí)際傳動(dòng)比
實(shí)際中心距
精確螺旋角
變位后嚙合角
4、計(jì)算三檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比
由，得出
，
取整后，
實(shí)際傳動(dòng)比
實(shí)際中心距
精確螺旋角
變位后嚙合角
5、計(jì)算四檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比
由，得出
，
取整后，
實(shí)際傳動(dòng)比
實(shí)際中心距
精確螺旋角
變位后嚙合角
6、計(jì)算五檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比
由，得出
，
取整后，
實(shí)際傳動(dòng)比
實(shí)際中心距
精確螺旋角
變位后嚙合角
7、計(jì)算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比
初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為=21，輸入軸齒輪齒數(shù)=13，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式：
（3.7）
已知：，，把數(shù)據(jù)代入（3.7）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒檔傳動(dòng)比為：
輸入軸與倒檔軸之間的距離：
mm
取整
輸出軸與倒檔軸之間的距離：
mm
取整
3.1.8 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整
采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。
為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。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。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。
1、 一檔齒輪的變位
壓力角
角度變位系數(shù)之和
查機(jī)械手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：，
因?yàn)?，故要采用齒輪高度變位，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)：，取，
2、 二檔齒輪的變位
壓力角
角度變位系數(shù)之和
查機(jī)械手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到： ，
3、 三檔齒輪的變位
壓力角
角度變位系數(shù)之和
查機(jī)械手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：，
4、 四檔齒輪的變位
壓力角
角度變位系數(shù)之和
查機(jī)械手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：，
5、 五檔齒輪的變位
壓力角
角度變位系數(shù)之和
查機(jī)械手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：，
3.2 變速器齒輪強(qiáng)度校核
3.2.1 齒輪材料的選擇原則
（1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
（2）合理選擇材料配對(duì)。如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。
（3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪[12]。
由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。
3.2.2 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核
齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪）
(3.8)
式中：
——圓周力（N），；
——計(jì)算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）；
——斜齒輪螺旋角；
——應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；
——齒面寬（mm）；
——法向齒距，；
——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得；
——重合度影響系數(shù)，=2.0。
圖3.1 齒形系數(shù)圖
將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（3.8），整理得到
(3.9)
（1）一檔齒輪校核
主動(dòng)齒輪：
已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.125，把以上數(shù)據(jù)代入(3.9)式，得：
MPa
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.157，把以上數(shù)據(jù)代入(3.9)式，得：
MPa
其余各檔彎曲應(yīng)力校核結(jié)果： 單位：MPa
二擋
三擋
四擋
五檔
輸入軸
214.44
211.865
187.254
188.580
輸出軸
234.675
203.863
185.234
187.76
3.2.3 輪齒接觸應(yīng)力校核
（3.10）
式中：
——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；
——齒面上的法向力（N），；
——圓周力（N），；
——計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點(diǎn)處壓力角，為齒輪螺旋角；
——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）。
表3.3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力
齒輪
/MPa
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900-2000
950-1000
常嚙合齒輪和高檔齒輪
1300-1400
650-700
將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力[]見表3.3。
1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；
mm；
mm；
；mm
N
由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3.10）可得：
MPa
其余各檔彎曲應(yīng)力校核結(jié)果： 單位：MPa
二擋
三擋
四擋
五檔
1500.102
1363.660
1225.878
1000.567
以上各檔變速器齒輪的接觸應(yīng)力均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力[]，所以各檔均為合格。
3.2.4 倒檔齒輪的校核
1、齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計(jì)算[19]
（3.11）
式中：
——齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力（MPa）；
——壽命系數(shù)；
——潤滑油膜影響系數(shù)；
——工作硬化系數(shù)；
——尺寸系數(shù)；
——最小安全系數(shù)。
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1將這些數(shù)據(jù)代入（3.11）式，得：
MPa
2、齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力計(jì)算
（3.12）
式中：
——齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力；
——壽命系數(shù)；
——相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)；
——尺寸系數(shù)；
——表面系數(shù)；
——最小安全系數(shù)。
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：=920 MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25將這些數(shù)據(jù)代入（3.12）式，得：
MPa
3、接觸疲勞強(qiáng)度校核
（3.13）
式中：
——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)；
——彈性系數(shù)；
——重合度系數(shù)；
——齒輪上的圓周力（N）；
——表示齒寬（mm）；
——齒輪直徑；
——表示傳動(dòng)比；
——使用系數(shù)。
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：
=2.33；=189.8；0.73；
已知：
mm；
；
N
將以上數(shù)據(jù)代入（3.13）式，得：
MPaMPa。
4、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核
（3.14）
式中：
——齒形修正系數(shù)；
——重合度系數(shù)。
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：
=4.9；=0.64
將以上數(shù)據(jù)代入（3.14）式得：
MPa
所以倒檔齒輪接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度均合格。
3.3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)
變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性等均有不利影響。
初選軸的直徑
在已知兩軸式變速器中心距時(shí)，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸，=0.16～0.18；對(duì)輸出軸，0.18～0.21。
輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。?
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）。
輸入軸花鍵部分直徑：
=21.25～24.44mm
初選輸入、輸出軸支承之間的長度=270mm。
按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑：
（3.15）
式中： d——軸的最小直徑（mm）；
——軸的許用剪應(yīng)力（MPa）；
P——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率（kw）；
n——發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min）。
將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.15）式，得：
mm
所以，選擇軸的最小直徑為20mm。
根據(jù)軸的制造工藝性要求[20]，將軸的各部分尺寸初步設(shè)計(jì)如圖3.2、3.3所示：
圖3.2 輸入軸各部分尺寸
圖3.3 輸出軸各部分尺寸
3.4 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算
3.4.1 軸的剛度計(jì)算
對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。
圖3.4 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角
軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖3.4所示，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，可分別用下式計(jì)算：
（3.16）
（3.17）
（3.18）
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），=2.1×105 MPa；
——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0.002rad。
1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核
（1）軸上受力分析
一檔工作時(shí)：
N
N
N
輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.16）、（3.17）、（3.18）得到：
mm
mm
mm
rad
輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=45mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.16）、（3.17）、（3.18）得到：
mm
mmmm
rad
由于一擋工作時(shí)，軸上所受的作用力、彎矩最大，所以只需校核一擋工作時(shí)的軸的強(qiáng)度，若滿足要求，則軸的強(qiáng)度滿足要求。
倒檔工作時(shí)：
N
N
N
輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=32mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.16）、（317）、（3.18）得到：
mm
mmmm
mm
輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=30mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.16）、（317）、（3.18）得到：
mm
mmmm
mm
由以上可知道，變速器在各檔工作時(shí)均滿足剛度要求。
3.4.2 軸的強(qiáng)度計(jì)算
變速器在一檔工作時(shí)：
對(duì)輸入軸校核：
計(jì)算輸入軸的支反力：
N
N
N
已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm
1、垂直面內(nèi)支反力
對(duì)B點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到C點(diǎn)的支反力，即：
（3.19）
將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.19）式，解得：=3248.66N
同理，對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式可解得：
2、水平面內(nèi)的支反力
由力矩平衡和力的平衡可知：
（3.20）
（3.21）
將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.20）、（3.21）兩式，得到：
3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩
B點(diǎn)的最大彎矩為：
N·mm
N·mm
N·mm
B點(diǎn)的最小彎矩為：
N·mm
4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩
N·mm
5、計(jì)算合成彎矩
N·mm
N·mm
軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.5所示：
作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為
(3.22)
式中：（N.m）；
——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；
——抗彎截面系數(shù)（mm3）。
將數(shù)據(jù)代入（3.22）式，得：
MPa
MPa
在低檔工作時(shí)，400MPa，符合要求。
圖3.5 輸入軸的彎矩圖
對(duì)輸出軸校核：
計(jì)算輸出軸的支反力：
齒輪受力如下：
N，N，N
已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm；c=30mm
減速器主動(dòng)齒輪的受力分析：
N
N
N
1、垂直面內(nèi)支反力
對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到C點(diǎn)的支反力，即：
（3.23）
將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）式，解得：=1414.54N
同理，對(duì)C點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式：
，
可解得：N
2、水平面內(nèi)的支反力
由力矩平衡和力的平衡可知：
（3.24）
（3.25）
將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.24）、（3.25）兩式，得到：
N，N
3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩
A點(diǎn)的彎矩為：
N·mm
B點(diǎn)的彎矩為：
N·mm
N·mm
N·mm
D點(diǎn)彎矩為：
N·mm
4、計(jì)算水平面內(nèi)彎矩：
A點(diǎn)的彎矩為：
N·mm
B點(diǎn)的彎矩為：
N·mm
N·mm
5、計(jì)算合成彎矩
N·mm
N·mm
N·mm
軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.6所示：
圖3.6 輸出軸彎矩圖
把以上數(shù)據(jù)代入（3.29），得：
MPa
MPa
MPa
在低檔工作時(shí)，400MPa，符合要求。
3.5 軸承選擇與壽命計(jì)算
軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計(jì)算，對(duì)于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。
式中，，h
3.5.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算
初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇30304型號(hào)軸承KN，KN。
根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇軸承型號(hào)為：
右軸承采用30304型號(hào)KN，KN
左軸承采用30306型號(hào)KN，KN
1、變速器一檔工作時(shí)
N，N
軸承的徑向載荷：=3248.66N；N
軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2
N
N
N
所以
N
N
計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到
，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到；
，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到
當(dāng)量動(dòng)載荷：
N
N
為支反力。
h
表3.4 變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率
車型
檔
位
數(shù)
最高檔
傳動(dòng)比
/%
變速器檔位
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
轎
車
普通
級(jí)
以下
3
1
1
30
69
4
1
0.5
3
20
76.5
4
<1
1
8
23
68
中
級(jí)
以
上
3
1
1
22
77
4
1
0.5
2
10.5
87
4
<1
0.5
3
20
76.5
5
1
0.5
2
4
18.5
75
5
<1
0.5
2
15
57.5
25
查表3.4可得到該檔的使用率，所以：
h
所以軸承壽命滿足要求。
2、變速器四檔工作時(shí)
N，N，N
軸承的徑向載荷：=161.77N；N
軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2
N
N
N
所以
N
N
計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到
,查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：；
,查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：
當(dāng)量動(dòng)載荷：
——支反力。
N
N
h
查表3.4可得到該檔的使用率，于是
h
所以軸承壽命滿足要求。
3.5.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算
1、 初選軸承型號(hào)
根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇軸承型號(hào)為：
右軸承采用30310型號(hào)KN，KN
左軸承采用30306型號(hào)KN，KN
變速器一檔工作時(shí)：
一檔齒輪上力為：
N，N，N
減速器主動(dòng)齒輪上的力：
N，N，N
軸承的徑向載荷：N，=1414.54N
軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2
N
N
N
所以
N
N
2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到
，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：；
，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：
當(dāng)量動(dòng)載荷：
N
N
h
查表3.4可得到該檔的使用率，于是
h
所以軸承壽命滿足要求。
3.6 本章小結(jié)
本章主要對(duì)變速器的主要參數(shù)進(jìn)行了選擇，基本上完成了變速器主要尺寸的計(jì)算；同時(shí)對(duì)變速器各檔齒輪進(jìn)行彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度校核、對(duì)輸入軸、輸出軸的基本尺寸進(jìn)行了設(shè)計(jì)；完成了軸的剛度和強(qiáng)度校核，以及完成了各軸軸承校核。
第4章 變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計(jì)
4.1 同步器設(shè)計(jì)
4.1.1 同步器的功用及分類
目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面產(chǎn)生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時(shí)間內(nèi)達(dá)到同步狀態(tài)。
同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡(jiǎn)單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點(diǎn)，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。
按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步