CA1040型貨車三軸式手動變速器的設計-汽車變速器含5張CAD圖

CA1040型貨車三軸式手動變速器的設計-汽車變速器含5張CAD圖,CA1040,貨車,三軸式,手動,變速器,設計,汽車,CAD 設計（論文）任務書 Ⅰ、畢業(yè)設計（論文）題目： CA1040型汽車變速器設計 Ⅱ、畢業(yè)設計（論文）工作內容（從專業(yè)知識的綜合運用、論文框架的設計、文獻資料的收集和應用、觀點創(chuàng)新等方面詳細說明）： 根據(jù)總體方案，選擇變速器的型式。貨車采用發(fā)動機前置后輪驅動的布置方式。為了適應這種布置方式，變速器擬采用三軸式，這種變速器的優(yōu)點在于： 1)中心距相同時，三軸式變速器可得到較大的傳動比 2)三軸式變速器不僅齒輪壽命接近，還可得到直接檔時，齒輪只空轉，不影響齒輪壽命。 3)三軸式變速器，可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而傳動效率高，磨損小，噪音也比較小。 對變速器主要參數(shù)的選擇及相關零部件的設計校核計算，主要包括各檔傳動比的確定，齒輪參數(shù)的選擇及相關零部件的強度校核等。要進行總圖和各部裝圖設計、零件的設計。本次設計的目的主要是基于對機械原理、機械設計、AutoCAD等知識的熟練運用和掌握，同時運用汽車構造、材料力學等科學知識，對三軸式變速器的各部件進行設計。 Ⅲ、進度安排： 2014年10月20日～2013年11月9日（3周）：選擇題目，收集材料，聯(lián)系落實畢業(yè)實習單位，填寫畢業(yè)設計任務書； 2014年11月10日～2013年12月7日（4周）：布置任務，明確目標、制定計劃，確定初步畢業(yè)設計方案； 2014年12月8日～2015年1月4日（4周）：深化初步方案，結合畢業(yè)實習加深對畢業(yè)設計方案的認識； 2015年1月5日～2015年1月16日（2周）：學生畢業(yè)設計方案進一步完善； 2015年1月17日～2015年3月1日（6周）：繼續(xù)前期工作； 2015年3月2日～2015年5月17日（11周）：學生全部返校，進行畢業(yè)設計計算、繪圖，編制畢業(yè)設計說明書，完成畢業(yè)設計工作任務（2015年3月30日～2015年4月5日接受學校畢業(yè)設計期中檢查）； 2015年5月18日～2015年5月31日（2周）：畢業(yè)成果預提交、修改、評閱、答辯。 Ⅳ、主要參考資料： [1] 汽車構造 [2] 汽車底盤設計 [3] 變速器設計 [4] 機械零件設計手冊 [5] 校圖書館相應的期刊及數(shù)字期刊 CA1040型貨車變速器型貨車變速器指導老師：XX專業(yè)：專業(yè)：XXXXXX學號：學號：XXXXXX姓名：姓名：XXXXXX論文框架變速器的結構分析與型式選擇各零件的設計計算及選取制圖檔位的確定倒檔方案的確定傳動型式的選擇操縱方案的確定 檔位數(shù)的確定檔位數(shù)的確定綜合考慮換擋的方便性以及提高發(fā)動機的功率利用效率、貨車的燃料經濟性選用5個檔位一檔一檔二檔二檔三檔三檔四檔四檔倒檔倒檔5.13.42.261.54.5根據(jù)貨車工作效率和查標準標準公比得各檔傳動比傳動型式的確定傳動型式的確定中間軸式變速器 特點：中間軸式變速器傳動方案的共同特點是：(1)設有直接擋；(2)一擋有較大的傳動比；(3)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；(4)除一擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋；(5)除直接擋以外，其他擋位工作時的傳動效率略低。兩軸式變速器兩軸式變速器有結構簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。兩軸式變速器不能設置直接擋，一擋速比不可能設計得很大傳動型式的確定傳動型式的確定考慮到貨車應有較大的一檔傳動比且中間軸式變速箱采用嚙合套和同步器換擋，換擋比較平穩(wěn)所以這里選擇中間軸變速器倒檔方案的的確定倒檔方案的的確定操縱方案分析操縱方案分析1、變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)的 距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛入兩個檔位。2、設計變速器操縱機構時，應該滿足的基本要求 1）.要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖;2）.要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度;3）.應使駕駛員得到必要的手感。3、換檔位置設計操縱機構首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應該注意以下三點：1）.按換檔次序來排列；2）.將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊；3）.為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，根據(jù)齒輪和同步器的分布進行安排，一般放在和一檔同一排或是與5檔同一排。齒輪設計軸的設計同步器的設計操縱機構確定檔數(shù)和傳動比齒輪的設計齒輪的設計選定齒輪類型選定齒輪類型精度等級、材料及齒數(shù)精度等級、材料及齒數(shù)按齒面接觸強度設計按齒面接觸強度設計按齒根彎曲強度設計按齒根彎曲強度設計齒輪的損壞形式齒輪的損壞形式軸的設計軸的設計輸入軸輸入軸輸出軸輸出軸中間軸中間軸操縱機構操縱機構變速器操縱機構應滿足如下主要要求：（1）換擋時只能掛入一個擋位；（2）換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合；（3）防止自動脫擋或自動掛擋；（4）防止誤掛倒擋；（5）換擋輕便。制圖制圖裝裝 配配 圖圖 零 件 圖謝謝老師CA1040型貨車變速器的設計 摘要 變速器使發(fā)動機和驅動輪之間的連接紐帶，目的是讓汽車在起步，轉彎，爬坡加速等情況下可以選擇不同的發(fā)動機牽引力。讓發(fā)動機在最有利的情況下進行工作發(fā)揮最大的作用。 變速器設有不同的檔位和空擋。在特定情況下還有一定的動力輸出功能。因為發(fā)動機在低檔的時候可以使汽車發(fā)揮較大的力，變速箱的低檔都布置在靠近軸的后支承處。然后按從低檔到高檔的順序來排布檔位。這樣既能保證軸的剛性又能保證裝配比較容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。本文設計研究了三軸式手動變速器，對變速器的工作原理進行了一定的研究，對變速器的檔位齒輪和軸以及變速器做了詳細的計算，并且進行了校核，通過查詢資料對一些標準件進行了選擇。變速器的傳動方案設計并講述了變速器中各部件材料的選擇。 關鍵詞：變速器 發(fā)動機 齒輪 軸承 ABSTRACT Transmission to make the connection between the engine and driving wheels, the goal is to make cars in starting, turning, climbing rate situations can choose different traction engine. To keep the engine work in the best of times for maximum effect. Transmission with different gear and neutral. There is a certain power output function in certain situations. Because the engine can make the car at low play a larger force, transmission of low after the near axis bearing is decoration. Then according to the order from low-grade to high-grade to gear. This can not only ensure the shaft rigidity but also guarantee the assembly easier. Gearbox whole structure rigidity and the structure of the shaft and housing. General control shaft length by control file number, to ensure that the transmission has enough rigidity. Design in this paper to study the three axis type 5 manual transmission, the transmission principle of work to do in this paper, the transmission of the calculation of the gear and shaft made detailed design, and the intensity, the selection of some standard parts. Transmission of the transmission scheme design and tells the story of the parts of the transmission to the choice of materials. Keywords: transmission engine different gear bearing IV 目錄 第1 章 緒論 1 1.1 研究背景 1 1.2 研究目的及意義 1 1.3 機械式變速器國內外研究現(xiàn)狀 2 第2 章 總體方案設計 3 2.1 汽車參數(shù)的選擇 3 2.2 傳動機構布置方案分析 3 2.2.1 固定軸式變速器 3 2.2.2 換擋機構形式 5 第3 章 變速器檔數(shù)和傳動比 8 3.1 擋數(shù) 8 3.1.1 倒擋布置方案 8 3.1.2 其他問題 10 3.2 傳動比范圍 10 3.3 各檔傳動比的確定 10 3.3.1 主減速器傳動比的確定 10 3.3.2 最低檔傳動比計算 11 3.3.3 各檔傳動比的選定 12 3.3.4 中心距的選擇 13 3.3.5 變速器的外形尺寸 13 第4章 齒輪的參數(shù)選擇和校核 14 4.1.1 齒輪形式 14 4.1.2 模數(shù)的選取 14 4.1.3 壓力角a 14 4.1.4 螺旋角b 15 4.1.5 齒寬b 16 4.1.6 齒頂高系數(shù) 17 4.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配 18 4.2.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 19 4.2.2 對中心距進行修正 20 4.2.3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 20 4.2.4 確定其他各擋的齒數(shù)及變位系數(shù) 20 4.2.5 確定倒擋齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 23 4.3 齒輪的損壞形式 24 4.4 齒輪強度計算 24 4.4.1 齒輪彎曲強 24 4.4.2 輪齒接觸應力計算 26 第5 章 軸和軸承的選擇計算 28 5.1 變速器軸承 28 5.2 軸的結構尺寸設計 29 5.3.2 軸的強度的計算 35 5.4 軸承壽命計算 38 第6 章 同步器的設計 41 6.1 鎖環(huán)式同步器 41 6.1.1 鎖環(huán)式同步器結構 41 6.1.2 鎖環(huán)式同步器工作原理 41 6.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 43 6.2 本章小結 45 第7 章 變速器操縱機構設計 46 7.1 直接操縱手動換擋變速器 46 7.2 遠距離操縱手動換擋變速器 46 7.3 本章小結 47 參考文獻 48 致謝 49 XXX 第1 章 緒論 1.1 研究背景 隨著近幾年迅猛發(fā)展的國內外汽車工業(yè)，多樣而且個性化的車型已經成為汽車發(fā)展的一個方向。作為汽車設計中最重要的環(huán)節(jié)之一變速器，它是用來改變驅動輪和發(fā)動機之間的扭矩和轉速，其性能對汽車的整體性能和經濟指標有很大的影響，這個設計對于輕型商用車具有更加特別的意義。而且在我們對汽車要求越來越苛刻的今天，汽車的舒適性也是我們選擇汽車的重要理由之一，變速器如果設計的不合理將會大大的增加汽車的運行噪聲。根據(jù)檔數(shù)的不同， 變速箱可以分為三、四、五和多擋幾種。汽車變速器的使用壽命要求和汽車的本身的壽命相當，所以輕型商用車市場和變速器市場有著一定意義的相連。在全球能源逐漸緊缺原材料價格不斷上漲的今天，要求汽車變速器必須做到承載能力大，結構緊湊能夠更低的縮減成本。這就要求零件的設計，必須向著結構緊湊，和充分利用材料的方向發(fā)展。 1.2 研究目的及意義 通過計算校核來選擇和設計變速器，使他達到期望的舒適度和較小的工作噪聲。一般的變速器設計方法是根據(jù)經驗公式選取初值，然后計算他的指標和強度，如果計算結果不符合要求則需要改變初值，然后繼續(xù)計算直到知道達到要求。由于本課題是模擬一線的實際情況，可以和工程實踐直接接軌，可以提高我們解決實際問題的能力，斌企鵝提高本身的設計和制造水平。設計內容是研究輕型商用車的機械變速器的結構、原理、組成，并且弄清楚各個零件之間的關系。首先選擇標準齒輪模數(shù)，然后確定總的檔位數(shù)和傳動比，計算齒輪參數(shù)以及中心距，然后校核齒輪的強度選擇齒輪的尺寸和結構，繪制出零件圖，有經驗公式計算出所有軸承的尺寸，對軸承的強度和剛度進行校核，確定其結構尺寸，繪制出零件圖，最后繪制變速器的裝配圖和零件圖。利用電腦CAD繪制變速器的零件圖，最后完成變速器的裝配圖。 1.3 機械式變速器國內外研究現(xiàn)狀 載重汽車分為重型貨車、中型貨車、和輕型貨車這三種。而且在各個國家地區(qū)分級也各不相同。在我國是按照載重量進行分級的，載重量在8T 以上的是重型載重貨車、載重量在4-8 T之間的是中型載重貨車車、載重量在3.5T以下的是輕型載重貨車,。隨著變速器的發(fā)展，受到用戶越來越多的關注的是變速器的的節(jié)油性能。專家表示，目前變速器主要是通過安裝同步器和增加檔位來實現(xiàn)節(jié)油。變速器的輕量化也不言而喻的成為了汽車廠家對變速器的要求。從發(fā)動機電控系統(tǒng)到模塊化電子儀表到再到CAN 總線的應用，可以看出我國重卡的電子化控制程序越來越高。 第2 章 總體方案設計 2.1 汽車參數(shù)的選擇 變速器設計所需的汽車基本參數(shù)如2.1 表所示: 發(fā)動機最大功率 66kw 最高車速 110kw/h 總質量 4060kg 最大轉矩 210N.m : 變速器基本要求如下: (1)保證貨車的動力以及經濟性。 (2)設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 (3)設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 (4)設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 (5)能夠方便迅捷的換擋。 (6)在汽車駕駛過程中不可以出現(xiàn)亂檔、脫檔等情況。 (7)保證變速器的工作效率。 （8）除此之外還要保證變速器的在維修方便，體積小。能適用各種情況路面行駛。 2.2 傳動機構布置方案分析 2.2.1 固定軸式變速器 固定軸式應用廣泛，可以分為中間軸式、雙中間軸式、和兩軸式。中間軸式變速器一般用在發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上，雙中間軸式變速器往往用在發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上，兩軸式變速器大多用在發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。和中間軸式變速器比較，兩軸式變速器的優(yōu)點在于輪廓尺寸小，結構簡單，布置方便，噪聲低，中間擋位傳動效率高。由于兩軸式變速器不能設置直接檔，導致在高檔中作的時候，他的工作噪聲大工作效率低。受到結構的限制兩軸式變速器的一檔傳動比不能設計的很大。所以選擇中間軸式變速器。圖2.1 中間軸式五擋變速器傳動方案 在圖2.1 中分別是幾種變速器的傳動方案。它們的共同點：第一軸和第二軸在一條直線上的軸，經過嚙合套完成鏈接。使用直接齒輪傳動齒輪和軸承和中間軸沒有軸承，發(fā)動機扭矩輸出的第一傳動軸和第二軸后直接輸出，高傳輸效率可以達到90％以上，低噪音，減速齒輪和軸承磨損。因為直接利用速率比其它齒輪，從而增加了傳輸?shù)氖褂脡勖?在其它前進檔工作，變速箱發(fā)送功率可以在兩對齒輪傳動裝置中的一組的第一軸，中間軸和所述第二軸，所以在傳輸?shù)闹虚g軸和所述第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔塊仍然較大的傳動比; 擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以則可以任意選擇；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構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。除直接擋以外的其他擋位工作時，略有降低的是中間軸式變速器的傳動效率，這是它的缺點。 在圖2.1（a）中，第一個齒輪和反向齒輪與直齒滑動齒輪轉變,其他常嚙合齒輪傳動。2.1(b)(c),程序(d)所示裝置,常嚙合齒輪;反向齒輪所示,加快安裝位于后面的副變速箱體的內部圖2.1(d),這樣安排可以增加軸的剛度,齒輪,減少磨損,降低噪音在工作中也可以不需要完成超速條件,很容易形成一個只有四個前進速度傳播。以上各種計劃,使用常嚙合齒輪傳動裝置,這意味著移動同步器或網(wǎng)格組可用于實現(xiàn)。相同的傳播,一些齒輪同步器轉變,一些與齒輪組齒輪,它必須與同步器高速轉變較低的齒輪離合器的轉變。 2.2.2 換擋機構形式 變速器換擋機構有三種形式分別是直齒滑動齒輪，嚙合套，直齒滑動齒輪，同步器換擋。由于汽車行駛時各檔齒輪的巨額速度不同，因此用的換擋方式是軸向滑動直齒齒輪，他或沖擊齒輪端面產生噪聲。他會過早的損壞端面，并且換擋時的噪聲會影響乘坐的舒適度。而且在換擋的瞬間有可能分散駕駛員的注意力影響駕駛安全。所以雖然這種結構不簡單但是除了一檔和倒檔以外已經很少使用。 因為處于常嚙合狀態(tài)變速器與間軸齒和第二軸齒輪輪，所以可用移動嚙合套換擋。因為較多的接合齒齒數(shù)同時承受換擋沖擊載荷，而且齒輪不參與換擋，所以他們并不會過早損壞，但是仍然不能消除換擋沖擊，這樣讓然對駕駛員的操作熟練度有較高的要求。此外,由于添加了嚙合套和常嚙合齒輪、使變速器的旋轉部分總慣性距量增大。因此,當前的轉變方法僅適用于在一些裝備重型卡車的要求相對較低,在傳播。這是因為重型貨物車輛之間的公比相對較小,轉變機制與角速度差別很小,因此采用嚙合套,并降低生產成本,減少了變速器長度。 使用同步器可以確?？焖?沒有影響,沒有噪音的換擋，無論技術的熟練程度是否純熟都不會有影響,從而提高加速度,車輛的燃油經濟性和駕駛安全。比較這兩個換擋的方法,雖然它有一個復雜的機制,制造高精度軸向尺寸和其他缺點,它仍然廣泛使用。使用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。特別寬的滑動齒輪,讓這種差異更加明顯。為便于操作,要求盡可能一樣的換入不同擋位的變速桿行程。自動脫檔是變速器的主要故障之一。為了解決這個問題,除了在工藝上的完善以外,當前還有以下幾種方法: 互鎖裝置是為了保證當檔位移動某一個變速叉軸時，其他的檔位變速叉軸被鎖住。這個機制是為了避免同時掛入兩個檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機構有： 常見的互鎖機制是: (1)互鎖銷 圖2.2是應用最廣泛的汽車一種機制之間的互鎖銷和頂銷在變速叉軸中間,用銷的長度和凹槽來保證他們之間的互鎖。 圖2.2中,(a)是空擋,任何叉軸都可以自由行動。圖2.1(b)(c),(d)是一個叉軸在工作位置, 又被另一個叉軸是鎖著的。 圖2.2 互鎖銷式互鎖機制 (2)擺動鎖塊式 圖2.5 為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊可繞螺釘軸線自由轉動,用同心軸螺釘鏈接在殼體上，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A 檔住其它兩個變 速叉軸槽，為了保證換擋時不會同時掛兩個檔位。 (3)轉動鉗口式 圖2.5 為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中繞A 軸轉動。選檔時某一變速叉軸槽內操縱桿轉動鉗形板選入，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構。通常是在檔位叉頭上裝上彈簧機構，使駕駛員在操作時候有較佳的手感。 自鎖機構是將滑桿鎖定在一個位置,以確保完整齒面參加嚙合，并且防止脫檔和誤掛某檔。倒檔鎖的作用是讓司機必須使用更大的力量來拉動變速桿,才能掛入倒檔，防止操作失誤，從而導致事故。 本次采用自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置設計鎖定機構。采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖，互鎖是通過互鎖銷來實現(xiàn)。倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。 第3 章 變速器檔數(shù)和傳動比 3.1 擋數(shù) 3.1.1 倒擋布置方案 與前進檔位相比，倒擋的使用頻率較低，并且一般都是在停車的時候使用。所以大多采用支持華東方式換擋。實現(xiàn)倒檔齒輪傳動,有時候選擇中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線,。前者是一個簡單的結構,但中間齒輪,在最不利的正面和負面的變化對稱交變的彎曲應力狀態(tài)下工作,，而后者的工作狀態(tài)是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下，在這種情況下倒檔的傳動比略有增加。圖3.1為常見的布置倒檔方案。圖3.1b)所示方案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3.1(c)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3.1(d)所示修改了前者的缺點，取代了圖3.1(c)的方案。圖3.1(e)的方案是將中間軸上的寬加長，一倒擋齒輪做成一體，。圖3.1(f)的方案適用于常嚙合齒輪全部齒輪副，換擋更輕便。充分的利用了空間，縮短了變速器的軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖3.1(g)所示方案。它也存在一定的缺點，比如倒擋必須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中操縱比較復雜。 因為變速器在使用倒檔和一檔的時候有較大的力，所以兩軸式變速器和中間軸式變速器，都應當載舟的支撐處布置，這樣可以減少軸的變形，還可以保證齒輪重合度下降較少，按照從低檔到高檔的順序排布齒輪，這樣不但可以保證齒輪的剛性還能夠保證組裝方便。到檔雖然和一檔的傳動比相近但是相比于一檔到當時用的時間和次數(shù)都比較少，所以也可以把倒檔布置在支撐軸處。倒檔的中間齒輪在變速器的左右兩側對到擋軸的影響，如圖2-3所示。倒檔布置方案 圖3.1 倒檔軸位置與受力分析 3.1.2 其他問題 因為齒輪接觸存在接觸應力，所以經常使用的黨委會更容易受到損壞。為使齒輪保持較好的嚙合狀態(tài)，減少偏載提高齒輪壽命，我們將高擋布置在靠近軸的支承中部區(qū)域較為合理，因為在這個區(qū)軸的形變引起的齒輪偏轉較小。有些汽車變速器只有在遇到好的路面或者空車的時候才可以使用高速檔和超速檔。相比于直接檔使用超速檔會降低傳動效率，增大噪聲。傳動方案有關，傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)，傳遞的功率，每分鐘轉速，使用的潤滑劑，齒輪和殼體等零件的制造精度等都會影響機械式變速器的傳動效率。 3.2 傳動比范圍 變速器最低擋傳動比與最高擋轉動比的比值就是變速器的傳動比范圍。傳動比范圍的確定與汽車的最高車速，選定的發(fā)動機參數(shù)以及適用條件有關。目前輕型貨車的傳動比在5~6 之間，轎車則是在在3~4 之間，其他貨車則更大。由于條件限制和設計需要本設計主要選用了圓錐滾子軸承、深溝球軸承和滾針軸承。 3.3 各檔傳動比的確定 3.3.1 主減速器傳動比的確定 汽車行駛速度與發(fā)動機轉速之間的關系式為： (3.1) 式中：——汽車行駛速度，km/h； n ——發(fā)動機的轉速，r/min； r ——車輪的滾動半徑，m； ——變速器的傳動比； ——主減速器傳動比。 由上可知最高車速 = =110km/h；最高檔為超速檔，傳動比 =1；所選用的輪胎規(guī)格195/65R15得到車輪滾動半徑r =377.5（mm）；發(fā)動機轉速=3600（r/min）；由公式（5.1）可得主減速器傳動比計算公式： 3.3.2 最低檔傳動比計算 由貨車可以爬上的最大坡度和載重，滿足最大通過能力條件，可以得到檔貨車以一檔通過要求的最大坡道角amax時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。用公式表示如下： (3.2) 式中： G ——車輛總重量，N； f ——滾動阻力系數(shù)，對良好路面μ=0.01~0.02； ——發(fā)動機最大扭矩,N·m； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——為傳動效率（0.85~0.9）； R ——車輪滾動半徑； nmax a ——最大爬坡度本設計為能爬30%的坡，大約16.7o 。 由公式（3.3）得： (3.3) 已知：m=4060kg； = ；r=0.3775m； = ；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 為滿足不產生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下： (3.4) 式中： Fn ——驅動輪的地面法向反力， Fn ；j ——驅動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面j 可取0.5~0.6 之間。取0.55，把數(shù)據(jù)代入（5.4）式得：所以，一檔轉動比的選擇范圍是： 初選一檔傳動比為5.1。 3.3.3 各檔傳動比的選定 變速器的一檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速擋，在本設計中最高檔即為超速擋。中間檔的傳動比理論上按公比為 （其中n 為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列，實際上與理論值略有出入，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。外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。 3.3.4 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經驗公式計算：式中： A ——變速器中心距，mm； ——中心距系數(shù)，商用車 =8.6~9.6； ——發(fā)動機最大輸出轉距為210N，N·m； ——變速器一檔傳動比為5.1；h ——變速器傳動效率，取96%。 變速器的中心距可以確定在80～170mm 范圍內變化。所以根據(jù)計算結果，可以先取A=90mm。 3.3.5 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構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構形式以及齒輪形式。乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： L=(4.0 ~ 4.4)A =(4.0 ~ 4.4)*90=360 ~ 396 mm 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)K 應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A 取整。設計的是五擋變速器，初定軸向殼體尺寸為370mm。 第4章 齒輪的參數(shù)選擇和校核 4.1齒輪的參數(shù)選擇 4.1.1 齒輪形式 斜齒圓柱齒輪比直齒圓柱齒輪的壽命更長，而且還具有工作時噪聲低等優(yōu)點；但是它的缺點是制造比較復雜，工作時有一定的軸向力。在變速器中常用的嚙合齒輪我們一般選擇斜齒圓柱齒輪，雖然這樣會增加常嚙合齒輪數(shù)，也會增大變速器的轉動慣量。所以直齒輪僅僅適用于一檔和倒檔。本設計中一擋和倒擋使用的是直齒輪，其他擋所使用的都是斜齒輪 4.1.2 模數(shù)的選取 模數(shù)的選取應該遵循的一般原則：合理減少模數(shù)，增加尺寬減少噪聲；減少尺寬，增加模數(shù)；從工藝方面考慮，而從強度方面考慮，各擋齒數(shù)應有不同的模數(shù)，各擋齒輪應選用同一種模數(shù)。減少模數(shù)對減少齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選??；對貨車，減小質量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。低擋齒輪應選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。 漸開線齒輪多為嚙合套和同步器的接合齒。從工藝上看，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質量a m 在1.8～14.0t 的貨車為2.0～3.5mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。 初選齒輪模數(shù)=3.0mm 齒輪法向模數(shù) =3.0mm 4.1.3 壓力角a 當壓力角小,重合度,傳動平穩(wěn),噪音低,抗彎強度和可以提高齒面接觸的力量。商用車輛,為了增加重疊的程度減少噪音,變得越來越小。 變速器齒輪壓力角為o 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30° 4.1.4 螺旋角b 在變速器中得到廣泛應用的是斜齒輪。選擇斜齒輪的螺旋角,注意他對齒輪軸向力和工作噪聲的影響的。齒輪選擇大螺旋角,使齒輪重合度增加,那么運行平穩(wěn),噪聲降低。實驗還證明:螺旋角的增加,齒輪的強度一直在增加。但當螺旋角大于當其抗彎曲強度,接觸強度繼續(xù)增加。因此,改善低速齒輪彎曲強度來看,不應該選擇過大的螺旋角，o～比較適當,并增加高速齒輪的接觸強度和增加重合程度來看,應該使用一個較大的螺旋角。 斜齒輪傳遞轉矩時，要產生作用到軸承上的軸向力。設計應該尋求中間軸齒輪工作時兩軸向力平衡,減少軸承負荷,提高軸承的壽命。因此,中間軸上的不同擋位齒輪的應該有不一樣的螺旋角。為使制作工藝簡單,中間的軸軸向力,它可以被設計成相同的螺旋角,或者只是兩個螺旋角。中間的方向軸斜齒輪發(fā)現(xiàn)應采取的應該取為右旋,第一和第二軸斜齒輪應該取為左旋。軸向力作用到殼體上邊，等我們把一檔和倒檔設計為直齒時，變速器工作時，不能抵消中間軸上的軸向力(但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的)，而此時沒有軸向力作用在第二軸上。 根據(jù)圖4.1 可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件: （4.1） (4.2) 由于為了使兩軸向力平衡，必須滿足（4.1）式中：Fa1，F(xiàn)a2 為作用在中間軸齒輪1、2 上的軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2 為作用在中間軸齒輪1、2 上的圓周力；r1，r2 為齒輪1、2 的節(jié)圓半徑；T 為中間軸傳遞的轉矩。調整螺旋角，使各對嚙合齒輪因齒數(shù)或者模數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。圖4.1 中間軸軸向力的平衡 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用： 商用車中間軸式變速器為20 o～30° 初選的螺旋角 =25 o 4.1.5 齒寬b 在變速器的設計中應注意齒寬對變速器的軸向尺寸的影響，和齒輪跟工作時候的穩(wěn)定性，而且齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度。為了盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選擇較小齒寬的齒輪。減少齒寬會影響斜齒輪的運行平穩(wěn)性，而且會影響工作應力。使用較大的齒寬，工作中可能引起軸的變形從而導致齒輪的傾斜，從而導致齒輪沿齒寬方向的受力不均勻和磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m 的大小來選定齒寬。 直尺:,為齒寬系數(shù)，取為取為4.5~8.0 取=6 斜齒：， 取6.0~8.5 ，取 =6 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)， KC 可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提 高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 直齒： 斜齒： 4.1.6 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對工作噪聲、輪齒強度、輪齒相對滑動速度、重合度、輪齒根切和齒頂厚度等有一定的影響。若齒頂高系數(shù)小，則會使齒輪重合度小，工作噪聲大；輪齒受到的彎矩減小導致輪齒的彎曲應力也減少。以前因為加工工藝和精度以及材料的局限性，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，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，提高齒根強度和降低噪聲，但是仍然有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00 的細高齒。 4.1.7 變位系數(shù)的選擇原則 轉向齒輪齒輪設計是一個非常重要的部分。使用變位齒輪,除了為了避免削弱和齒輪中心距外,它影響了齒輪的強度,使用光滑、耐磨、反鍵能力和齒輪嚙合噪音。 有兩種類型的變位齒輪:高度位移和角位移。高度變位齒輪副嚙合的一對齒輪的變位系數(shù)和增加的高度的位移小齒輪齒根強度,使它在某種程度上和強度接近大型齒輪。副劣勢高度位移裝置不能同時增加一對齒輪的強度,很難減少噪音。角位移齒輪副的變位系數(shù)和非零。角位移高度的位移的優(yōu)點,避免他們的缺點。有幾個中間齒輪安裝在傳動軸和第二軸組合和配置,由于需要確保每個齒輪比,因此每個齒輪彼此和不同數(shù)量的牙齒。為了確保每個齒輪中心距相同,這次處理位移裝置。當齒輪齒的數(shù)量和使用標準齒輪或vice-height偏轉,然后牙齒的數(shù)量,減少齒輪副應該積極的角位移。自角位移與性能和得到一個好的傳輸質量指標,所以更多的使用。螺旋齒輪,還通過選擇適當?shù)穆菪沁_到中心從相同的要求。傳動裝置是在工作循環(huán)荷載條件,有時沖擊加載。對高端裝備,主要損害是齒面疲勞剝落情況,因此你應該確保最大的原則聯(lián)系粘合強度和耐磨損的最有利的選擇修正系數(shù)。提高接觸強度,應該這樣大的總位移的因素,因此,這兩個齒輪齒輪基圓漸開線更遠,為了增加齒廓曲率半徑,降低接觸應力。低速齒輪,由于小齒輪齒根強度越低,加上一個更大的荷載傳遞小齒輪齒根彎曲斷裂可能發(fā)生的現(xiàn)象?？傋儺愊禂?shù)較小,一對齒輪的牙齒總厚度更薄,較弱的齒根彎曲強度越低。然而,由于牙齒的剛度很小,容易吸收沖擊和振動,噪音應該較小。根據(jù)以上原因,為了降低噪音,除了齒輪傳動的刪除,兩個齒輪和反向齒輪變位系數(shù)的整體速度齒輪使用較少的值以獲得低噪聲的傳播。 4.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距，螺旋角、齒輪模數(shù)確定以后，可跟據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動比、傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。圖4.2五檔變速器傳動方案 4.2.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比（4.3） 如果 ， 齒數(shù)確定了，則 與 的傳動比可求出，為了求 ， 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和直齒=2A/m （4.4） 斜齒 =（3.11） 因為一擋用的是直齒輪，所以 =2A/m=2*90/3=60 首先計算后取整數(shù)，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使 的傳動比大些，在i1 已定的情況下， 的傳動比可分配小些，在設計時使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度。考慮到殼體上的第一軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪的齒數(shù)不應該過多。中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸經尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時應該對齒輪和齒數(shù)進行統(tǒng)一的考慮。商用車中間軸式變速器一擋傳動比 =5~6 時，中間軸上一擋齒輪數(shù)可在15~17 間取，貨車在12~17 間取。 因為取中間軸上一擋齒輪 輸出軸上一擋齒輪根據(jù)確定的中心距A 求嚙合角： 得：故總變位數(shù) 即為高度變位根據(jù)齒數(shù)比 查表得：則兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，齒輪高度不變。 4.2.2 對中心距進行修正 在計算和齒數(shù)后，因為取整數(shù)使中心距存在一定的誤差，所以應根據(jù) 和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，在以修正后的中心距才可以作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。故修正后中心距A 取90mm。 4.2.3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 求出傳動比 （4.5） 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即 90=3（ ）/2cos25o 求得常嚙合齒輪齒數(shù)為 核算在誤差允許范圍內故可得齒輪1、2 精確的螺旋角為 湊配中心距 斜齒端面模數(shù)為 嚙合角 高度變位 根據(jù)齒數(shù)比查得變位系數(shù)故 4.2.4 確定其他各擋的齒數(shù)及變位系數(shù) 二擋齒輪是斜齒輪螺旋角與常嚙合齒輪 不同（4.24） （4.25） 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式： 聯(lián)解上述三式，采用試湊法，當螺旋角為時，解（4.24）、（4.25）得： 求得二擋齒輪齒數(shù)為：代入上式近似滿足軸向力平衡湊配中心距正角度變位 斜齒面模數(shù) 嚙合角 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù)= ? 圖4.3 選擇變位系數(shù)線路圖 同理：三擋齒輪齒數(shù) 時近似滿足軸向力平衡關系 湊配中心距 斜齒端面模數(shù) 嚙合角 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù)-四擋齒輪齒數(shù) 時近似滿足軸向力平衡關系 斜齒端面模數(shù) 嚙合角 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 4.2.5 確定倒擋齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近，倒檔齒輪 的齒數(shù)一般在21~23 之間 初選= 計算輸入軸與倒檔軸的中心距 設= 有中心距 圓整后取A=55 為了保證倒檔齒輪的鎳嚙合不干涉運動，齒輪11 和12 的齒頂圓之間應保持有0.5mm 以上的間隙，故取 滿足輸入軸與中間軸距離假設當齒輪11 和齒輪12 嚙合時中心距：且 故倒檔軸與中間軸的中心距 根據(jù)中心距 求嚙合角 故 高度變位根據(jù)齒數(shù)比 查得 4.3 齒輪的損壞形式 齒輪的損壞形式有三種：第一齒面疲勞剝落，第二輪齒折斷，第三移動換擋齒輪端部破壞。輪齒折斷也分為兩種情況：第一輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；第二輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在日常生活中出現(xiàn)的很少但是后者出現(xiàn)的卻較多。在齒輪工作的時候,兩齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，,導致齒縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂紋擴展，,隨后就會出現(xiàn)由于齒面脫落導致的齒面點蝕。他使輪齒變形從而導致齒輪輪齒這段。 另一方面因為使用移動齒輪的方法完成換擋的齒輪，由于換擋時兩個存在角度差的新嚙合齒輪，在換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 4.4 齒輪強度計算 不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。在制作汽車變速器齒輪的選材，熱處理方法，精度級別，加工方法，支承方式也基本一致.如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為6 級和7 級。所以，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確的結果。下面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度用的簡化計算公式。 4.4.1 齒輪彎曲強 直齒輪彎曲應力式中，為彎曲應力； 為圓周力，； 為計算載荷；d 為節(jié)圓直徑；為應力集中系數(shù)，可近似??； 為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪，從動齒輪；b 為齒寬；t 為端面齒距， ，m為模數(shù)；y 為齒形系數(shù)，如圖 6-1 所示。 因為齒輪節(jié)圓直徑d= mz ，z 為齒數(shù)，帶入式(6-1)得 (4.2) 一擋從動齒輪 (1) 一擋主動齒輪 倒擋直齒輪作用彎曲應力在400~850N/mm 故直齒輪彎曲應力均符合要求 (2) 斜齒輪彎曲應力 (4.3) 式中，為圓周力，； 為計算載荷；d 為節(jié)圓直徑，,為法向模 數(shù)；z 為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角；為應力集中系數(shù)，；b 為齒面寬；t 為法向齒距， ；y 為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖6-1 中查得；為重合度影響系數(shù)，將上述有關參數(shù)代入式（6-3）， 整理后得斜齒輪彎曲應力為:(4.4) 四擋齒輪彎曲應力 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許=用應力在 范圍。符合要求。 圖4.1 齒形系數(shù)圖 （假定載荷作用在齒頂 f=1） 4.4.2 輪齒接觸應力計算 輪齒接觸應力 式中，為輪齒的接觸應力；F 為齒面上的法向力，； 為圓周力，；為計算載荷；d 為節(jié)圓直徑；為節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角；E 為齒輪材料的彈性模量；b 為齒輪接觸的實際寬度；、為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，直齒輪，斜齒輪b, ， 、為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。 一擋齒輪接觸應力 四擋齒輪接觸應力： 校核都在范圍之內，符合要求 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力 見表4-1。 表4-1 變速器齒輪許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900--2000 950--1000 常嚙合齒輪和高擋 1300--1400 650--700 大部分的變速器齒輪選用滲碳鋼、高硬度和高韌性的核心的表面相結合,可以極大地提高齒輪耐磨性和抗彎曲疲勞和接觸疲勞能力。在鋼的選擇及熱處理對切削性能和成本也應該被考慮。值得注意的是,強烈的噴丸后齒輪齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命可以提高。熱處理后,磨齒、熱處理消除失真齒輪;精密磨削齒輪比和熱擠壓剃齒輪和擠齒輪精度高,傳動平穩(wěn),效率;在相同的負載條件下磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。國內汽車變速器裝置主要應用材料為20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為33～48HRC。 第5 章 軸和軸承的選擇計算 5.1 變速器軸承 變速器軸承常用的圓柱滾子軸承,球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套。在什么地方要使用什么軸承,它是受結構約束和荷載不同的而限制。汽車變速器結構緊湊,體積小,使用大尺寸軸承結構是有限的,經常在空間布置上邊遇到困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內腔中。內腔尺寸足夠時可以選擇圓柱滾子軸承，若空間不足的時候則選用滾針軸承。傳播的第一軸的前端支持飛輪腔那里有足夠的空間所以往常選用球軸承來承受軸向力。經常從事球推力裝置、后橋軸承通過第一個變速箱殼,哪里有常見的第一軸軸承軸承外環(huán)。第二個軸尾部是常用的滾珠軸承,軸向和徑向部隊。中間軸齒輪工作時所產生的推力,前或后軸承承受原則上可以,但當住房的前表面處理軸承帽很難從后端軸承軸向力的前端使用圓柱滾子軸承徑向部隊的支持。圓錐滾子軸承的傳播,盡管小直徑,更廣泛的寬度,因此能力,能夠承受高負荷,等等,但是還有需要調整預加載、裝配工作,容易穿后橋齒輪劣勢傾斜影響不當。 變速器的第一軸,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。取決于軸承的直徑從傳輸中心和住房的后墻,確保兩個軸承內孔之間的距離不小于6 ~ 20毫米,輕型卡車和汽車的下限。滾針軸承、滑動軸套主要用于齒輪軸是不固定連接,并要求兩個相對運動的地方。滾針軸承滾動摩擦損失小,傳動效率高,與徑向間隙、高精度定位和操作,齒輪和其他有益的優(yōu)勢。徑向滑動套筒與差距大,容易磨損,后增加的差距影響定位的準確性和操作的設備和操作增加噪音?；瑒虞S套套的優(yōu)點很容易制造,成本低。 5.2 軸的結構尺寸設計 變速器軸在工作時承受轉矩、彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足，在負荷的作用下，軸會產生過大的變形，影響齒輪的經常嚙合，產生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。設計變速器時主要考慮的問題有： 軸的結構形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度等。 在已知兩軸式變速器中心距A 時，軸的最大直徑d 和支承距離L 的比值可在以下范圍內選取：對輸入軸，d / L =0.16～0.18；對輸出軸，d / L=0.18～0.21。 輸入軸花鍵部分直徑d （mm）可按下式初選取： (4.6) 輸入軸花鍵部分直徑為 ——經驗系數(shù)，4.0?4.6 ——發(fā)動機最大轉矩，N.m。輸入軸花鍵部分直徑為 =23.78～27.34mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度L =310mm。 按扭轉強度條件確定軸的最小直徑為 式中：d——軸的最小直徑，mm； []——軸的許用剪應力，MPa； P——發(fā)動機的最大功率，kw； n——發(fā)動機的轉速，r/min。 得： 所以，選擇軸的最小直徑為25mm 5.3 軸的強度驗算 5.3.1 軸的剛度的計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。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，可對軸進行剛度和強度驗算。 軸的撓度和轉角如圖5.2 所示，若軸在垂直面內撓度為c f ，在水平面內撓度為s f 和轉角為δ， 可分別用下式計算： 圖5.2 變速器軸的撓度和轉角 (4.8) (4.9) (4.10) 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； E ——彈性模量，MPa， E =2.1×105 MPa； I ——慣性矩，mm4，對于實心軸， I =pd 4 64 ； d ——軸的直徑，mm，花鍵處按平均直徑計算； a 、b ——齒輪上的作用力距支座A、B 的距離，mm； L ——支座間的距離，mm。 軸的全撓度為軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 計算變速器上個齒輪的圓周力、切向力、軸向力 一軸： 二軸： 中間軸： 變速器輸入軸的剛度計算 （1）一檔工作時的計算 已知：a=248mm；b=22mm；L=270mm；d=32mm，則有 （2）二檔工作時的計算 已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，則有 （3）三檔工作時的計算 已知a=77mm；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，則有 由于四、五檔距離支撐處只有20mm 左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其 撓度和轉角相對于一、二、檔可以忽略。 變速器輸出軸的剛度計算 (1)一檔工作時的計算 已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，則有 (2)二檔工作時的計算 已知：a=184mm；b=86mm；L=270mm；d=40mm，則有= (3)三檔工作時的計算 已知a=110mm；b=160mm；L=270mm；d=35mm，則有 由于四、五檔距離支撐處只有20mm 左右，而且受力相對受力比較小，所以其撓度和轉角相對于一、二、檔可以忽略。 5.3.2 軸的強度的計算 1、輸入軸校核 變速器在一檔工作時，對輸入軸校核。計算輸入軸的支反力。 已知：a=115mm；b=25mm；L=140mm；d=30mm。 (1)垂直面內支反力 對B 點取矩，由力矩平衡可得到C 點的支反力，即 (5.31) 將有關數(shù)據(jù)代入（5.31）式，解得：， 同理，對A 點取矩，由力矩平衡公式可解得， (2)水平面內的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： (5.32) (5.33) 將相應數(shù)據(jù)代入(4.12)、(4.13)兩式，得到： (3)計算垂直面內的彎矩 B 點的最大彎矩為： （4） 計算水平面內的彎矩 （5） 計算合成彎矩 根據(jù)齒輪徑向和軸向力,軸在垂直平面彎曲變形,軸的圓周力在一個水平面彎曲。在獲得垂直和水平面的支點，計算相應的彎矩，軸在轉矩T 和彎矩的同時作用下，其應力為 (5.34) 式中： N.m d ——軸的直徑，mm，花鍵處取內徑； W ——抗彎截面系數(shù)，mm3。 將數(shù)據(jù)代入得: 在低檔工作時，，符合要求。 2、對中間軸校核 齒輪受力 : 已知：a=278mm；b=22mm；L=300mm；d=32mm。 (1)垂直面內支反力 對B 點取矩，由力矩平衡可得到C 點的支反力，即： (5.35) 解得： 同理，對A 點取矩，由力矩平衡公式可解得： (2)水平面內的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知 (5.36) (5.37) 得到： (3)計算垂直面內的彎矩 B 點的最大彎矩為： (4) 計算水平面內的彎矩: (5) 計算合成彎矩: (6) (7) 根據(jù)齒輪徑向和軸向力,彎曲軸在垂直平面上,軸的圓周彎曲力在水平平面變形。在獲得垂直和水平面的支撐反力，計算相應的彎矩、 。軸在轉矩T和彎矩的同時作用下，其應力為： (5.3.8) (8) 式中： (9) d ——軸的直徑，mm，花鍵處取內徑； W ——抗彎截面系數(shù)，。 將數(shù)據(jù)代入得： 在低檔工作時，，符合要求。 5.4 軸承壽命計算 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 來計算，對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。 其中， 初選軸承型號根據(jù)機械設計手冊選擇型號軸承型號30305軸承 ，；30306型號軸承， 1、變速器一檔工作時 軸承的徑向載荷 查機械設計手冊得，Y=1.6。 所以軸承內部軸向力： 計算軸承當量動載荷p 查機械設計手冊得到e=0.37 ，查機械設計手冊得到x=0.4, y=0.2 ，查機械設計手冊得到x=0.4, y =2 。 當量動載荷： 式中：——支反力。 查表:5.1 可得到該檔的使用率，所以： N 軸承壽命滿足要求：N 2、 變速器四檔工作時： 表5.1 變速器各檔的相對工作時間或使用率 車型 檔位 最高傳動比 變速器檔位 一 二 三 四 五 貨車 4 1 1 3 75 4 <1 1 4 60 5 1 1 3 16 75 5 <1 1 3 64 20 6 1 1 2 8 15 70 6 <1 1 2 8 70 15 8 <1 0.5 1 0.5 10 15 軸承的徑向載荷： 軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2 所以 計算軸承當量動載荷p ，查機械設計手冊得到e=0.3 x=1 y=0 x=0.4 y=2 當量動載荷: 查表5.1 可得到該檔的使用率，于是.所以軸承壽命滿足要求。 第6 章 同步器的設計 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。慣性式同步器中有鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、和多錐式幾種。 6.1 鎖環(huán)式同步器 6.1.1 鎖環(huán)式同步器結構 圖6.1顯示了鎖環(huán)同步器同步器摩擦元素的結構特點是位置1或4和鎖環(huán)齒輪5到8錐形坡道凸肩部分。作為鎖定元素是在齒輪1或4鎖環(huán),使離合器7結束的牙齒,和被稱為鎖定斜坡表面結束。彈性元件位于兩邊的座套線圈。線圈放置在離合器花鍵中間座位是像一個滑塊壓在離合器。沒有變化的中間位置,滑塊凸部分嵌在中間的離合器內部環(huán)槽,用于改變同步部分的中立立場?；瑝K兩端插入鎖環(huán)大小差距,差距不是一個滑塊的寬度與齒數(shù)。 6.1.2 鎖環(huán)式同步器工作原理 換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(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 ，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過一個角度，并由滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖5.2a）,使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止狀態(tài)，換擋的第一階段工作至此已完成。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)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成了換擋過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而 圖6.1 鎖環(huán)式同步器 1、4—鎖環(huán)2—滑塊3—彈簧圈5、8—齒輪6—嚙合套座7—嚙合套 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)，嚙合套上的接合齒在換擋力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合(圖5.3b)完成同步換擋。 (a)同步器鎖止位置(b)同步器換擋位置 1—鎖環(huán)2—嚙合套3—嚙合套上的接合齒4—滑塊 6.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 (1)