微型轎車變速器設(shè)計-手動變速箱設(shè)計【全套設(shè)計含CAD圖紙】

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This transmission has two prominent merits: Firstly, the transmission efficiency of the direct drive keeps off high, the attrition and the noise are also slightest; Secondly, its allowed to obtain in the bigger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller.According to the contour, track，wheel base，the smallest ground clearance, the smallest turning radium, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. According to the above parameters, combining the knowledge of automobile design, automobile theory, machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design. Its function is:（1）Changing gear ratio, expanding the torque of the driving wheel and the range of the rotational speed, to adapt the travel condition which frequently changes, like start, acceleration, climbing and so on, simultaneously causes the engine to work under the advantageous operating mode;（2）Under the premise of the invariable rotation, enables the automobile to travel back;（3）Using neutral, severances the power transmission, to make the engine start, idle, and is advantageous for the engine to shift gears or to carry on the dynamic output. This gearbox has five (including over drivefifth gear) and a reverse gear, and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears.KEY WORDS：transmission, inertial type of synchronizer, gear ratio, countershaft, second axis, gear.目目 錄錄引言.11 變速器設(shè)計的概況.41.1 變速器設(shè)計的目的及意義.41.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀.41.3 變速器設(shè)計面臨的主要問題.52 變速器的總體方案設(shè)計.62.1 畢業(yè)設(shè)計任務(wù)及要求.62.2 變速器的功用及設(shè)計要求.62.3 變速器傳動機構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析.62.3.1 三軸式變速器與兩軸式變速器.72.3.2 變速器主傳動方案的比較.82.3.3 倒檔的布置方案.92.4 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析.102.4.1 齒輪型式.102.4.2 換檔結(jié)構(gòu)型式.102.4.3 軸承型式.102.5 傳動方案的最終設(shè)計.103 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計.123.1 變速器主要參數(shù)的選擇.123.1.1 檔位數(shù)和傳動比.123.1.2 中心距.133.1.3 齒輪模數(shù).133.1.4 齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b.143.1.5 齒輪的變位系數(shù).143.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定.153.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù).153.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù).153.2.3 確定其他檔位的齒數(shù).163.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù).163.3 齒輪主要參數(shù)表.174 變速器齒輪的強度計算與材料選擇.194.1 齒輪的損壞原因.194.2 齒輪的強度計算及材料接觸應(yīng)力.194.2.1 齒輪彎曲強度計算.194.2.2 齒輪材料接觸應(yīng)力.205 變速器軸的設(shè)計與校核.225.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸.225.1.1 軸的結(jié)構(gòu).225.1.2 軸的尺寸.225.2 軸的校核.235.2.1 第一軸的強度與剛度校核.235.2.2 第二軸的強度與剛度校核.246 變速器同步器與操縱機構(gòu)的設(shè)計.276.1 同步器設(shè)計.276.1.1 同步器的工作原理.276.1.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定.286.2 變速器的操縱機構(gòu).296.2.1 變速器操縱機構(gòu)的功用.296.2.2 設(shè)計變速器操縱機構(gòu)時，應(yīng)滿足以下要求.296.2.3 換檔位置.307 結(jié) 論.31致 謝.33 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 1 頁 共 33 頁引言當(dāng)人們觀看 F1 大賽時，總會被那種極速的感覺所折服，大家似乎談?wù)摰米疃嗟木褪前l(fā)動機的性能以及賽車手的駕駛技術(shù)，由此引起自己在駕車時體會那種極速的感覺?，F(xiàn)在的大多數(shù)人買車時最關(guān)注發(fā)動機的性能，這似乎成為了衡量汽車品質(zhì)優(yōu)劣的一個標(biāo)準(zhǔn)。的確，擁有一顆“健康的心”是非常重要，因為它是動力的締造者。然而，掌控速度快慢的卻是賽車身后的變速器。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，變速器主要分為：手動變速器（MT） 、自動變速器（AT） 、手動/自動變速器（AMT） 、無級變速器（CVT） 。（1） 、手動變速器(MT)手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級” )。比如，一檔變速比是 3.85,二檔是 2.55,再到五檔的 0.75,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有 5個值(即有 5 級)，所以說它是有級變速器。 曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作這一缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課” ，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認(rèn)為手動變速器不會過早的離開。 首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代。以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力” ，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁” ，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚未具備。 其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷較深的司機都喜歡“手動”駕車，他們對手動變速器的認(rèn)識程度是非常深刻，如果讓他們改變這些常規(guī)的做法，這比較難以實現(xiàn)。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現(xiàn)在我國的汽車駕駛學(xué)校中，教練車大多數(shù)是手動變速器，除了經(jīng)濟適用之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性。 再次，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，大眾、通用、北京現(xiàn)代、本田、豐田等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型大多數(shù)是 5 檔手動變速。 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 2 頁 共 33 頁（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)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。 在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機如果使用手動檔，則會反復(fù)地掛檔換檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。 在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關(guān)鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。（3） 、手動/自動變速器（AMT） 其實通過對一些車友的了解，他們并不希望放棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷造車廠 911 車型上首先推出，稱為 Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設(shè)有“+” 、“-”選擇檔位。在 D 檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣操作簡潔方便。自動手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應(yīng)女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔” 。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術(shù)含量，但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，比如廣州本田飛度 1.3L CVT 兩廂、南京菲亞特 2004 派力奧 1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那 Speedgear EL 這些“二合一”的車型價格均在 10 萬元左右，這個價格層面還比較低的。所以，手動/自動車在普及上還是具有相當(dāng)?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應(yīng)該以此為契機，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。（4） 、無級變速器當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界” 。無級變速器最早由荷蘭人范多尼斯（VanDoornes）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 3 頁 共 33 頁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，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔” 、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動檔，但它的傳動比是有級變化，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有 27 個檔。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔” 。裝配該技術(shù)的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合適的傳動比。 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 4 頁 共 33 頁1 變速器設(shè)計的概況1.1 變速器設(shè)計的目的及意義隨著經(jīng)濟和科學(xué)技術(shù)的不斷的發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產(chǎn)業(yè)，汽車的使用已經(jīng)遍布全國。而隨著我國加入WTO，人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級消費品已進入平常家庭。 我國汽車工業(yè)起步較晚，加入世界貿(mào)易組織后汽車工業(yè)面臨的是機遇和挑戰(zhàn)。隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設(shè)計出經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當(dāng)前汽車設(shè)計者的緊迫問題。在面臨著前所未有的機遇同時，不得不承認(rèn)在汽車制造技術(shù)上，我國與發(fā)達國家還一定的差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應(yīng)有的貢獻。經(jīng)過幾年的刻苦學(xué)習(xí)，我掌握了多門基礎(chǔ)知識和專業(yè)知識。在大學(xué)畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按學(xué)校和老師的要求，進行了對轎車五檔變速器的設(shè)計。畢業(yè)設(shè)計是對每個大學(xué)生進行知識掌握與實際運用的一次大檢閱，充分體現(xiàn)了一個設(shè)計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。通過本次設(shè)計，我將進一步鞏固所學(xué)的知識，提高實際運用能力，并為以后參加工作打下良好的基礎(chǔ)。1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀在汽車變速箱一百多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動變速器（MT） 、自動變速器（AT） 、手自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT） 、雙離合變速器（DCT）五種型式。它們各有優(yōu)缺點：MT 的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟性娛樂性強，但對駕駛技術(shù)要求高；AT 的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高；AMT 具備前兩者的優(yōu)點，但在換擋時會有短暫的中斷，舒適性差一些；CVT 結(jié)構(gòu)簡單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷；DCT 結(jié)合了手動變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術(shù)。 在我國，據(jù)調(diào)查 2007 年手動變速器的市場比重為 74%，占據(jù)較大的市場份額。從 2002 到 2007 年間自動檔變速器市場占有率從 9%增長到 26%，Global Insight 公司預(yù)計到 2012 年自動檔變速器將占據(jù) 33%的份額，而乘用車市場自動檔所占的比例可能達到 44%。從 2008-2010 年間，女性用戶從 30.3%增長到 40.9%，而自動檔變速器使用方便特點深受女性用戶群的喜愛。另外在消費者調(diào)查中最受關(guān)注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的變速器。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。同時手動檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。針對中國變速器市場發(fā)展趨勢，Global Insight 的亞洲區(qū)技術(shù)分析師段誠武博 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 5 頁 共 33 頁士闡述了幾點自己的見解： （1） 、在短期內(nèi)，手動檔變速器仍然占據(jù)主要份額，而自動檔變速器將有更大的增長空間。（2） 、鑒于中國市場情況的復(fù)雜性，長期來看變速器不是單一式的發(fā)展趨勢，沒有哪一種形式變速器會成為最后的贏家。(3） 、在中國市場，從技術(shù)支持、目前的市場份額以及設(shè)備提供這幾個方面來看 AMT 與 LPG、AUTOE 和汽油、CVTE 和混合動力以及 DCT 和柴油都具有相似性。(4） 、從長遠(yuǎn)來看，中國本土的企業(yè)應(yīng)該更加關(guān)注 DCT 這個產(chǎn)品，因為它將有非常好的前景。1.3 變速器設(shè)計面臨的主要問題在汽車工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價格的日益上漲和運用在汽車各種配件上的技術(shù)日趨成熟，變速器發(fā)展面臨的主要問題如下：（1） 、如何設(shè)計出更加節(jié)能環(huán)保、經(jīng)濟型的變速器，將是變速器乃至汽車發(fā)展所要面臨的一個巨大問題。（2） 、自動變速器之所以發(fā)展如此迅速是因為它操縱起來簡單方便，但同時也減少了駕車的樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時，又能使操縱更加方便快捷，也是變速器設(shè)計時要考慮的一個重要問題。（3） 、如何設(shè)計出結(jié)構(gòu)更簡單、傳動效率更高、使汽車車速變化更加平穩(wěn)以及駕車舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設(shè)計所要攻克的技術(shù)難關(guān)。 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 6 頁 共 33 頁2 變速器的總體方案設(shè)計2.1 畢業(yè)設(shè)計任務(wù)及要求本次畢業(yè)設(shè)計的任務(wù)是設(shè)計一臺用于轎車上的五檔變速器，其主要指標(biāo)參考大眾捷達手動變速器。因此本設(shè)計所選用的變速器型式為 FR 式手動五檔變速器，是基于新捷達 CIF 舒適型 MT 而開展的，設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)詳見第三章。要求完成變速器的造型設(shè)計、尺寸計算并繪制相關(guān)圖紙。2.2 變速器的功用及設(shè)計要求變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置，又稱變速箱。它作為汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動機曲軸傳出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在起動發(fā)動機以及汽車滑行或停車時使發(fā)動機與傳動系保持分離；必要時還應(yīng)有動力輸出功能。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提出如下設(shè)計要求。（1） 、應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。（2） 、設(shè)置空檔，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設(shè)置倒檔，使汽車可以倒退行駛。（3） 、工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求。（4） 、日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。（5） 、重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。（6） 、傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有?。?） 、噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。（8） 、貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計要求。2.3 變速器傳動機構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級變速器按根據(jù)前進檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 7 頁 共 33 頁其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。其中固定軸式應(yīng)用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。 2.3.1 三軸式變速器與兩軸式變速器現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案。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傳遞扭矩則稱為直接檔。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。其他前進檔需依次經(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檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 圖 2-1 轎車三軸式四檔變速器1.第一軸；2.第二軸；3.中間軸兩軸式變速器與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、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(dāng)發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，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。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 8 頁 共 33 頁比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（ig=4.04.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。由于本設(shè)計的汽車是發(fā)動機前置、后輪驅(qū)動，因此采用三軸式變速器。2.3.2 變速器主傳動方案的比較圖 2-2 是三軸式五檔變速器傳動方案。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檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，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，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構(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，三軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和倒檔傳動方案上有差別。圖 2-2a 所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖 2-2b、c、d 所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 2-2d 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，形成一個只有四個前進檔的變速器。 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 9 頁 共 33 頁圖 2-2傳動方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(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。變速器用圖 2-2c 所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖 2-2c 所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時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方案的特點。2.3.3 倒檔的布置方案常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：圖 2-3a 為常見的倒擋布置方案。在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。圖 2-3b 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。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。圖 2-3c 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 2-3d 所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。圖 2-3e 所示方案是將中間軸上的一檔、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 2-3f 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。 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 10 頁 共 33 頁圖 2-3 倒檔換檔方式為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 2-3G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。綜合考慮，本次設(shè)計采用圖 2-3F所示方案的倒檔換檔方式。2.4 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析變速器的設(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、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式等因素。2.4.1 齒輪型式齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。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檔和倒擋。但是，在本設(shè)計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。2.4.2 換檔結(jié)構(gòu)型式現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，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。在本設(shè)計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 11 頁 共 33 頁但它可以從結(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。其結(jié)構(gòu)及工作原理將在第六章重點講解。2.4.3 軸承型式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。在本設(shè)計中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用深溝球軸承。2.5 傳動方案的最終設(shè)計通過對變速器型式、傳動機構(gòu)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計任務(wù)與要求，最終確定的傳動方案如圖 2-4 所示。其傳動路線：一檔：一軸12中間軸1099、11 間同步器二軸輸出二檔：一軸12中間軸875、7 間同步器二軸輸出三檔：一軸12中間軸655、7 間同步器二軸輸出四檔：為直接檔，即一軸11、3 間同步器二軸輸出五檔：一軸12中間軸431、3 間同步器二軸輸出倒檔：一軸12中間軸1213119、11 間同步器二軸輸出圖 2-4 五檔變速器結(jié)構(gòu)簡圖 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 12 頁 共 33 頁3 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計本設(shè)計是根據(jù)新捷達 CIF 舒適型 MT 而開展的，設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型：主減速比：4.782最高時速：150km/h輪胎型號：205/65R15發(fā)動機型號：SQR481FC最大扭矩：170Nm/4500rpm最大功率：95kw/5750rpm最高轉(zhuǎn)速：6000r/min 圖 3-1 新捷達 CIF 舒適型 MT3.1 變速器主要參數(shù)的選擇3.1.1 檔位數(shù)和傳動比近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用45 個檔位的變速器。本設(shè)計也采用 5 個檔位。選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 13 頁 共 33 頁maxmaxmax0max)sincos(mgfmgriiTrTgIe則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比 （3-1）0maxmaxiTrmgierg式中 m汽車總質(zhì)量；g 重力加速度；max 道路最大阻力系數(shù)；rr 驅(qū)動輪的滾動半徑；Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；i0主減速比； 汽車傳動系的傳動效率。根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件2maxGriTrTgIe求得的變速器 I 檔傳動比為： （3-2）TergIiTrGi0max2式中 G2汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷； 路面的附著系數(shù)，計算時取 =0.50.6。由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；rr=337.25mm；Te max=170Nm；i0=4.782；=0.95。根據(jù)公式（3-2）可得：igI =3.85。超速檔的的傳動比一般為 0.70.8，本設(shè)計取五檔傳動比 ig=0.75。中間檔的傳動比理論上按公比為： （3-3）1minmaxnggiiq的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：=1.51。q故有：、。55. 2gIIi69. 1gIIIi1gIVi 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 14 頁 共 33 頁3.1.2 中心距中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距 A，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式進行初選。 （3-4）3ImaxATKA 式中 K A 中心距系數(shù)，對轎車取 K A =8.99.3；TI max 變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI =628.3Nm故可得出初始中心距 A=77.08mm。3.1.3 齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：1） 、為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；2） 、為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；3） 、從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；4） 、從強度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對于轎車，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。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn （3-5）3max0.47nemTmm其中=170Nm，可得出 mn=2.5。maxeT一檔直齒輪的模數(shù) mmm （3-6）31max0.33mT通過計算 m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。變速器中齒輪上的花鍵和結(jié)合套模數(shù)取 2.5 或 2。3.1.4 齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b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、壓力角與螺旋角齒形壓力角 螺旋角 轎車高齒并修形的齒形14.5、15、16、 2545 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 15 頁 共 33 頁16.5一般貨車GB/T1356-2001 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形202030重型車GB/T1356-2001 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形低檔、倒檔齒輪 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。對于轎車為加大重合度已降低噪聲而取小些；對于貨車為了提高齒輪承載力而取大些。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角 取 20,嚙合套或同步器取30。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，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，在保證齒輪的強度條件下，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。3.1.5 齒輪的變位系數(shù)變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，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。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則 ：（1） 、對于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。（2） 、對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應(yīng)根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 （3） 、總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 16 頁 共 33 頁為了降低噪聲，對于變速器中除去一、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。 3.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定3.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)已知一檔傳動比 （3-7）91012zzzzigI為了確定 Z9和 Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （3-8）ZmAz2其中 A =77.08mm、m =3；故有。選擇齒輪的齒數(shù)時應(yīng)注意最好不使4 .51Z相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取=51。當(dāng)轎車三軸式的變速器時，則Z9 . 35 . 3gIi，此處取=16，則可得出=35。范圍內(nèi)選擇可在171510Z10Z9Z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，從式Z（3-8）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，Z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 51，則根據(jù)式（3-8）反推出 A=76.5mm。Z3.2.2 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比 （3-9）91012zzizzgI由已知數(shù)據(jù)可得： 76. 112zz而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （3-10）cos2)(21zzmAn由此可得： （3-11）nmAzzcos221根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。5321 ZZ 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 17 頁 共 33 頁91. 3gIi聯(lián)立方程式可得：=19、=34。1Z2Z則根據(jù)式（3-7）可計算出一檔實際傳動比為： 。 3.2.3 確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動比 （3-12）8712zzzzigII而故有：，對于斜齒輪：55. 2gIIi425. 1/87zz （3-13）nmAzcos2故有： 5387 ZZ聯(lián)立方程式得：。223187ZZ、按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 272665ZZ、。371643ZZ、3.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒檔傳動比取gri3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小，取。而通常情1312Z況下，倒檔軸齒輪取 2123，此處取=23。13Z13Z由 （3-14）1212131311zzzzzzigr可計算出。2711Z因本設(shè)計倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 1213()522cosnm zzAmm而倒檔軸與第二軸的中心距1113()72.52cosnm zzAmm 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 18 頁 共 33 頁3.3 齒輪主要參數(shù)表齒輪主要參數(shù)歸納如下表 3-2。 表 3-2 齒輪主要參數(shù)主要參數(shù)齒數(shù)模數(shù)(mm)螺旋角變位系數(shù)分度圓直徑(mm)齒根圓直徑(mm)齒頂圓直徑(mm)10z160.84840.554一檔9z3530-0.810597.51118z22-0.463.557.2568.5二檔7z312.5300.489.583.2594.56z2707871.7583三檔5z262.53007568.75804z37-0.2107100.75112四檔3z162.5300.24639.75512z34-0.29891.75103常嚙1z192.5300.25548.756012z13-0.837.531.2542.513z230.13266.560.2571.5倒檔11z272.5300.878.572.2583.5齒輪上的花鍵形式和尺寸根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和尺寸確定，具體參數(shù)見下表 3-3。表 3-3 花鍵主要參數(shù)序號名稱壓力角大圓直徑模數(shù)齒數(shù)1一軸常嚙齒輪30462222二軸四檔齒輪30452.5173二軸三檔齒輪3052225 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 19 頁 共 33 頁4二軸二檔齒輪30562275二軸一檔齒輪30562276二軸倒檔齒輪30562274 變速器齒輪的強度計算與材料選擇4.1 齒輪的損壞原因齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。4.2 齒輪的強度計算及材料接觸應(yīng)力與其他機械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 20 頁 共 33 頁102/tgFTd支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級，本設(shè)計齒輪精度采用 7 級精度。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。4.2.1 齒輪彎曲強度計算（1） 、直齒輪彎曲應(yīng)力W （4-1）btyKKFftw10式中彎曲應(yīng)力（MPa） ；W一檔齒輪 10 的圓周力（N）， ；其中為計算載荷10tFgT（Nmm） ，d 為節(jié)圓直徑。應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 1.65；K摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 1.1，從動齒輪取 0.9；fKb 齒寬（mm） ，取 20t 端面齒距（mm） ；y 齒形系數(shù). 當(dāng)處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （4-2）92max101gezzTTzz可求得 =659668NmgT故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得dTFg/21010tF10651.3wMPa9533.01wMPa當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)maxeT力10在 400850MPa 之間。（2） 、 斜齒輪彎曲應(yīng)力 w 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 21 頁 共 33 頁 （4-3）twFKbtyK式中 為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)均與式（4-1）注釋相同，K，選擇齒形系數(shù) y 時，按當(dāng)量模數(shù)在圖（4-1）中查得。1.50K3/cosnzz二檔齒輪圓周力： （4-4）8782gttTFFd根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=6798.8N87ttFF齒輪 8 的當(dāng)量齒數(shù)=47.7，可查表（4-1）得：。3/cosnzz80.153y 故可求得： 8212.28wMPa同理可得： 。7231.99wMPa依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計算結(jié)果如下：三檔：；5276.2wMPa6266.4wMPa四檔：；1211.5wMPa2197.4wMPa五檔：；3218.8wMPa4216.98wMPa當(dāng)計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180350MPa 范圍內(nèi)。因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。4.2.2 齒輪材料接觸應(yīng)力 齒輪接觸應(yīng)力11 （4-5）110.418()jzbFEb式中齒輪的接觸應(yīng)力（MPa） ；j F 齒面上的法向力（N） ，；1/(coscos)FF 圓周力在（N） ；1F節(jié)點處的壓力角（） ； 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 22 頁 共 33 頁齒輪螺旋角（） ；E 齒輪材料的彈性模量（MPa） ，查資料可??；3190 10EMPaB 齒輪接觸的實際寬度，20mm；主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm） ；zb、直齒輪： （4-6）sinzzr （4-7）sinbbr斜齒輪： （4-8）2(sin) coszzr （4-9）2(sin) cosbbr其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbrr、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maxeT應(yīng)力見下表：j表 4-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力/MPaj齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔13001400650700通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一檔：=1998.61MPa；二檔：=1325.17MPa；三檔：=1233.1MPa1 j2j3j四檔：=1208.5MPa；五檔：=1015.78MPa；倒檔：=1904.32MPa4j5jjr對照上表 4-1 可知，所設(shè)計變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 23 頁 共 33 頁5 變速器軸的設(shè)計與校核 5.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸5.1.1 軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)依離合器從動盤轂的標(biāo)準(zhǔn)件內(nèi)花鍵設(shè)計。第一軸形狀如圖 5-1 所示：圖 5-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖 5-2 變速器中間軸 5.1.2 軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗第一軸和中間軸： （5-1）(0.4 0.5) ,dA mm第二軸： （5-2）3max1.07,edTmm式中發(fā)動機的最大扭矩，NmmaxeT為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d 與軸的長度 L 的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸：d/L=0.160.18； 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 24 頁 共 33 頁第二軸：d/L=0.180.21。5.2 軸的校核由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。5.2.1 第一軸的強度與剛度校核因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （5-3） 395500000.2TTTPTnWd式中 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；TT 軸所受的扭矩，Nmm；軸的抗扭截面系數(shù)，；TW3mmP 軸傳遞的功率，kw；d 計算截面處軸的直徑，mm； 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。T其中 P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：3959550000575050.50.2 25TMPa由查表可知=55MPa，故，符合強度要求。TTT軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計算公式為： （5-4）45.73 10PTGI式中 T 軸所受的扭矩，Nmm；G 軸的材料的剪切彈性模量，MPA,對于鋼材，G =8.1MPA；410 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 25 頁 共 33 頁軸截面的極慣性矩，；PI4mm32/4dIp將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 444170 10005.73 100.93.14 258.1 1032對于一般傳動軸可??；故也符合剛度要求。 0.5 1( )/m5.2.2 第二軸的強度與剛度校核（1） 、軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：tFrFaF （5-5）max2etTiFd （5-6）max2tancoserTiFd （5-7）max2taneaTiFd 式中 至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比 3.85；id 計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為 105mm； 節(jié)點處的壓力角，為 16； 螺旋角，為 30； 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為 170000Nmm。maxeT代入上式可得： ； ； 。 12466.7tFN4127.8rFN7197.6aFN危險截面的受力圖為： 圖 5-3 危險截面受力分析 微型轎車變速器設(shè)計-手動變速器設(shè)計 第 26 頁 共 33 頁水平面：（160+75）=75 ，可得出=1317.4N；AFrFAF水平面內(nèi)所受力矩：316010210.78cAMFN m垂直面： （5-8）160216075attAdFFF可求出 =6879.9NtAF垂直面所受力矩：。3160101100.78sAMFN m該軸所受扭矩為：。170 3.85654.5jTN故危險截面所受的合成彎矩為： （5-9）222csjMMMT可得 M222(210.78 1000)(110.78 1000)(654.5 1000)56.9 10 N mm則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）： （5-10） 332Md將代入上式可得：，在低檔工作時=400MPa，因此有： M136.16MPa，符合要求。 （2） 、軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水