汽車、奇瑞A3轎車兩軸式五擋手動變速器設計含8張CAD圖

汽車、奇瑞A3轎車兩軸式五擋手動變速器設計含8張CAD圖,汽車,A3,轎車,兩軸式五擋,手動,變速器,設計,CAD 設計（論文）任務書 Ⅰ、畢業(yè)設計（論文）題目： 奇瑞A3汽車手動變速器設計 Ⅱ、畢業(yè)設計（論文）工作內(nèi)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）： 變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標，對轎車而言，其設計意義更為明顯。本課題基于奇瑞A3型轎車，結(jié)合機械變速器的設計方法，深入研究了變速器傳動比的計算，擋數(shù)的分配，齒輪參數(shù)的計算，軸及軸承的選擇等，從而使乘用車的舒適性和動力性有很大的提高。擬采用五檔手動變速器的設計方案。并要進行總圖和各部裝圖、零件圖的設計。通過畢業(yè)設計，全面系統(tǒng)地進行一次機械設計基本訓練，使本人對所學課程能融會貫通，綜合運用，并得到深化鞏固。 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(jié)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(gòu)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 指導教師：（簽名： ）， 年 月 日 學生姓名：（簽名： ），專業(yè)年級： 系負責人審核意見（從選題是否符合專業(yè)培養(yǎng)目標、是否結(jié)合科研或工程實際、綜合訓練程度、內(nèi)容難度及工作量等方面加以審核）： 專業(yè)負責人簽字： ， 年 月 日 XXXX 奇瑞A3汽車手動變速器設計 摘 要? ??? 變速器是汽車傳動系統(tǒng)中比較關(guān)鍵的部件，它的設計好壞將直接影響到汽車的實際使用性能。變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。 　　因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼體的結(jié)構(gòu)有關(guān)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。 　　本文設計研究了兩軸式五擋手動變速器，主要分為設計和校核兩大部分。對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。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(guān)鍵詞：手動變速器?齒輪?軸?傳動比 校核強度? ABSTRACT ??Transmission is more cruical in automotive driveline components, it is dseigned to ditectly affect the quality of the actual use of performance automobiles. Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function. 　　　Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. 　　　This paper describes the design of Chery A3 car two-axis five block manual trans mission, The design is divided into two parts and check the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords?:Manual?transmission???Gear? ?Shaft?? Transmission ratio Check the strength ?? 目????錄 ? 摘 要? I ABSTRACT II 第一章 緒 論 1 1.1?變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.2?研究的目的、依據(jù)和意義 2 第二章 變速器的總體方案設計 3 2.1畢業(yè)設計任務及要求 3 2.2變速器的功用及設計要求 3 2.3變速器傳動機構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 3 2.3.1三軸式變速器與兩軸式變速器 4 2.3.2倒檔傳動方案 5 第三章?變速器主要參數(shù)的選擇 7 3.1?設計初始數(shù)據(jù)?????? 7 3.2?變速器各擋傳動比的確定 7 3.3?中心距A的選擇 7 3.4齒輪參數(shù) 7 3.4.1模數(shù) 7 3.4.2?壓力角a? 8 3.4.3?螺旋角β??? 8 3.4.4?齒寬b? 8 3.4.5?齒頂高系數(shù)? 8 第四章 齒輪的設計計算與校核? 9 4.1?齒輪的設計與計算???? 9 4.1.1?各擋齒輪齒數(shù)的分配? 9 4.1.2?齒輪材料的選擇原則? 14 4.1.3?計算各軸的轉(zhuǎn)矩? 15 4.2?輪齒的校核? 15 4.2.1?輪齒彎曲強度計算? 15 4.2.2?輪齒接觸應力σj 18 第五章 軸的設計與計算及軸承的選擇與校核 23 5.1?軸的設計計算 23 5.1.1?軸的工藝要求? 23 5.1.2?初選軸的直徑? 23 5.1.3?軸的強度計算? 23 5.2?軸承的選擇及校核 28 5.2.1?輸入軸的軸承選擇與校核 28 5.2.2?輸出軸軸承校核 29 第六章??變速器同步器的設計 31 6.1、?同步器的結(jié)構(gòu) 31 6.2、??同步環(huán)主要參數(shù)的確定 32 6.2.1、?同步環(huán)錐面上的螺紋槽?? 32 6.2.2??錐面半錐角α 33 6.2.3??摩擦錐面平均半徑R 33 6.2.4??錐面工作長度b 33 6.2.5??同步環(huán)徑向厚度 33 6.2.6??鎖止角β 34 6.2.7??同步時間t 34 第七章??變速器的操縱機構(gòu) 35 結(jié)??論 36 致??謝 37 參考文獻? 38 V 第一章 緒 論 1.1?變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 近年來，汽車變速器的發(fā)展速度呈現(xiàn)出日新月異的勢頭，而先進制造技術(shù)在汽車變速器上的運用更是奇光異彩。所謂先進制造技術(shù)，是指集機械工程技術(shù)、電子技術(shù)、自動化技術(shù)、信息技術(shù)等多種技術(shù)為一體，用于制造產(chǎn)品的技術(shù)、設備和系統(tǒng)的總稱，基本包含計算機輔助設計、計算機輔助制造、集成制造系統(tǒng)等。? 汽車變速器作為用來協(xié)調(diào)汽車發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和車輪的理論行駛速度的變速裝置。其能夠經(jīng)過換擋可以使發(fā)動機工作在它的最佳的動力功能狀態(tài)下。 手動變速器由變速傳動機構(gòu)、變速器殼體、操縱機構(gòu)組成。變速傳動機構(gòu)可按前進擋數(shù)或軸的形式不同分類。按照前進擋數(shù)可以分為三檔、四檔、五檔、多檔變速器；按照軸的形式可以分為固定軸式（齒輪的旋轉(zhuǎn)軸線固定不動）和旋轉(zhuǎn)軸式（齒輪的旋轉(zhuǎn)軸線也是轉(zhuǎn)動的，如行星齒輪變速器），其中固定軸式手動變速器可以根據(jù)軸數(shù)的不同，分為兩軸式、中間軸式、雙中間軸式、多中間軸式。 手動變速器是與自動變速器相對而言的，其實在自動變速器出現(xiàn)之前所有的汽車都是采用手動變速器。手動變速器是利用大小不同的齒輪配合而達到變速的。最常見的手動變速器多為5擋位（4個前進擋 、1個倒擋），也有的汽車采用6擋位變速器。一般來說，手動變速器的傳動效率要比自動變速器的高，因此駕駛者技術(shù)好，手動變速的汽車在加速、超車時比自動變速車快，也省油。 據(jù)前瞻產(chǎn)業(yè)研究院公布的《2014-2018年中國汽車變速器行業(yè)產(chǎn)銷需求與投資預測分析報告》數(shù)據(jù)可知：早在2011年，中國汽車全年產(chǎn)銷量就已經(jīng)突破了1800萬輛，穩(wěn)坐全球第一寶座。然而那時中國千人汽車擁有量仍不到100輛，從全球范圍來看，千人汽車保有量為120輛，與全球發(fā)達國家比較，千人汽車保有量仍非常低，預計將來5-10年，汽車消費需求仍將保持在5%-10%平穩(wěn)較快發(fā)展勢頭，預計到2015年時汽車銷售規(guī)模將會達到2500萬輛。在汽車行業(yè)市場規(guī)模高速增長的情況下，中國汽車變速器行業(yè)將面臨著非常重大機遇。2011年中國汽車變速器市場規(guī)模達近870億元人民幣，而且以每年以15%以上的速度增長，估計2015年將會達到1700億元。綠色汽車、節(jié)能減排已經(jīng)成為當今汽車工業(yè)發(fā)展的主要方向，將來新能源汽車的利用與車輛“智能化”結(jié)合，也是汽車工業(yè)發(fā)展的目標。發(fā)達國家車輛變速器發(fā)展情況和需要各有特點，手動與自動并存，不同地域需求比例不同。國內(nèi)變速器主要以手動為主，自動變速器占有率正在不斷提升。? 汽車變速器的發(fā)展與先進制造技術(shù)的應用是相輔相成的。變速器的發(fā)展能拉動先進制造技術(shù)的利用，先進制造技術(shù)的應用可以不斷促進變速器的發(fā)展。 1.2?研究的目的、依據(jù)和意義 改革開放30年來,我國汽車變速器行業(yè)隨著整車行業(yè)的飛速發(fā)展而發(fā)展壯大,形成了一大批具有規(guī)模的變速器企業(yè).大多數(shù)國內(nèi)變速器企業(yè)在引進消化吸收國外先進技術(shù)方面取得了顯著成績,并不斷的堅持自主創(chuàng)新,在手動變速器領(lǐng)域,尤其在重型車用和微型車用手動變速器上,涌現(xiàn)了大量的自主創(chuàng)新的變速器.另外,一些跨國企業(yè)或合資的變速器企業(yè)開始陸續(xù)在中國開設工廠,為滿足持續(xù)高速增長的中國汽車市場需要作出了非常大的貢獻.? 21世紀汽車工業(yè)成為中國經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一,汽車對各系統(tǒng)部件的設計需求旺盛.其實,汽車與人一樣,也是有著整套健康系統(tǒng)的結(jié)合體.發(fā)動機是心臟,車輪、底盤與懸掛是軀干與四肢，然而連接他們的，是類似于人體神經(jīng)的變速器系統(tǒng)。如果汽車喪失了這個變速器這個中心環(huán)節(jié)，心臟、四肢與軀干再好，汽車只是如同植物人般成為廢鐵一堆。所以說，變速器是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物，是汽車上的必需品。在完成了最基本的傳動功能之外，我們對變速器的要求也是越來越高。這是變速箱演變過程的首要催產(chǎn)素。由此可見，對汽車的變速器進行研究是具有十分重要的意義。 本次畢業(yè)設計是完成奇瑞A3汽車變速器的設計。通過本次畢業(yè)設計，不僅可以鞏固我們上課所學的理論知識，還可以培養(yǎng)運用所學專業(yè)理論知識的能力，同時提高了應用AUTOCAD軟件的能力，是一次非常好的理論和實踐相結(jié)合的鍛煉機會。本次畢業(yè)設計源于生產(chǎn)實際，對于我們今后從事實際技術(shù)工作有很大的幫助，為日后的工作和學習打下一個非常堅實的基礎(chǔ)！ 第二章 變速器的總體方案設計 2.1畢業(yè)設計任務及要求 變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來調(diào)整發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，所以它的功能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標，對汽車而言，其設計意義更為明顯。本課題基于奇瑞A3型汽車，結(jié)合機械變速器的設計方法，深入研究了變速器傳動比的計算，擋數(shù)的分配，齒輪參數(shù)的計算，軸及軸承的計算和選擇等，從而使乘用車的動力性和舒適性有很大的提升。擬采用五檔手動變速器的設計方案。并要進行總圖和各部裝圖、零件圖的設計。經(jīng)過本次畢業(yè)設計，全面系統(tǒng)地進行一次機械設計基礎(chǔ)訓練，使我對所學課程能綜合運用，融會貫通，并得到深化鞏固。 2.2變速器的功用及設計要求 對變速器如下基本要求：? 1.保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟型。? 2.設置空擋。用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。? 3.設置倒檔，使汽車能倒退行駛。? 4.設置動力傳輸裝置，需要時進行功率輸出。? 5.換擋迅速、省力、方便。? 6.工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。? 7.變速器應有高的工作效率。? 8.變速器的工作噪聲低。? 除此之外，變速器還應該滿足輪廓尺寸和低制造成本、質(zhì)量小、容易拆裝、方便維修等要求。滿足汽車必要的經(jīng)濟性和動力性指標，這與變速器傳動比范圍、擋數(shù)和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大。 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能夠分為有級、無級和綜合式的。有級變速器依據(jù)前進檔檔數(shù)的不同，能夠分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又可以分為螺旋軸線式、固定軸線式和綜合式的。其中固定軸式應用最為普及，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)代汽車基本都采用兩軸式變速器和三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案說明。? 三軸式變速器如下圖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。所以，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也非常小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其余前進檔需順序通過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距較小的情況下依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。其缺陷是：處直接檔外其余各檔的傳動效率有所下降。 兩軸式變速器如下圖2-2所示。與三軸式變速器比較，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最低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。如下圖所示，兩軸式變速器的輸出軸（即第二軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而降低了成本，簡化了制造工藝。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，如圖示。? 兩軸式變速器是它沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損。另外，低檔傳動比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點是可以通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。 本次設計采用兩軸式變速器。 2.3.2倒檔傳動方案 圖2-3為常見的倒擋布置方案。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。但其缺點是換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-3c所示方案優(yōu)點是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，因而取代了圖2-3c所示方案。圖2-3e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-3f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。為了充分利用空間，縮短了變速器軸向長度。 綜合以上因素考慮，為了換擋更為輕便，減小噪音，故本設計采用圖2-3f所示的傳動方案。 第三章?變速器主要參數(shù)的選擇 3.1?設計初始數(shù)據(jù)?????? 最高車速：maxau=202Km/h? 發(fā)動機最大功率：maxeP=116KW 最大功率：93KW? 額定轉(zhuǎn)速：5500r/min 最大功率轉(zhuǎn)速(rpm)：6550r/min 最大扭矩轉(zhuǎn)速(rpm)：3900r/min????? 額定轉(zhuǎn)矩：Temax=190mN 最大扭矩：184Nm* 整備質(zhì)量：1360kg? 3.2?變速器各擋傳動比的確定 奇瑞A3轎車變速箱QR519MHE傳動比為： i0=3.9 i1=2.7 i2=1.97 i3=1.44 i4=1.07 i5=0.79 i倒=3.333 3.3?中心距A的選擇 初選中心距：發(fā)動機前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動機排量與變速器中心距A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選 根據(jù)經(jīng)驗公式A=KA3√Temaxi1ηg KA為中心距系數(shù)，一般乘用車KA=8.9~9.3； Temax為發(fā)動機最大輸出扭矩=190N·m i1=2.7 ηg為變速器傳動效率，取96% A=(8.9~9.3)×3√190×2.7×0.96=(8.9~9.3)×8.167=72.68~77.95mm 轎車變速器的中心距在60~80mm范圍內(nèi)變化，初取A=77mm 3.4齒輪參數(shù) 3.4.1模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則：? 1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；? 2）為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；? 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)；? 4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。?? 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更為重要，所以模數(shù)應選得大些。所選模數(shù)值應符合國家標準的規(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) =0.473√Temax Temax=190N·m 得=2.75，取2.75mm 3.4.2?壓力角a? 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。 3.4.3?螺旋角β??? 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度提高，因此工作平穩(wěn)、噪聲減小。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。? 乘用車兩軸式變速器螺旋角：20°～30° 3.4.4?齒寬b? 直齒b=kc·m，kc為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.5；? 斜齒b=kc·m，kc取為6.0～8.5。? 采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，本次取2mm。 3.4.5?齒頂高系數(shù)? 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。 第四章 齒輪的設計計算與校核? 4.1?齒輪的設計與計算???? 4.1.1?各擋齒輪齒數(shù)的分配? 一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選β=20° 一擋傳動比為i1=Z2/Z1=2.7 為了求Z1，Z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh 斜齒Zh=2Acosβ／mn=52.6,取整為53 取Z1=14,Z2=39 對中心距A進行修正? 由于計算齒數(shù)和Zh后，經(jīng)過取整數(shù)而使中心距發(fā)生了變動，所以應根據(jù)取定的Zh和齒輪變位系數(shù)再次計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 A=·Zh/2cosβ=77.55mm,取整A=78mm 修正螺旋角度β， β=20.89° 分度圓直徑 d1=Z1/cosβ=41.209mm d2=Z2/cosβ=114.796mm 端面嚙合角 αt ?tanαt=tanαn/cosβ αt=21.28° 斜齒端面模數(shù) mt=/cosβ=3 故采用高度變位 當量齒數(shù):ZV1=Z1/cos3β=17.16 ZV2=Z2/cos3β=47.8 查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得:ζ1=0.18 ζ2=-0.18 一檔齒輪1、2的參數(shù) 齒頂高ha1=(f0+ζ1)=3.548mm Ha2=(f0+ζ2)=1.952mm 齒根高hf1=(1.25-ζ1)=2.64mm Hf2=(1.25-ζ2)=4.235mm 齒頂圓直徑da1=d1+2ha1=40.097mm da2=d2+2ha2=120.907mm 齒根圓直徑df1=d1-2hf1=27.721mm df2=d2-2hf2=108.533mm 齒全高 h=ha1+hf1=6.188mm 齒寬 b=kc=7×2.75=19mm 二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選β=25° 二擋傳動比為i2=Z4/Z3=1.97 為了求Z3，Z4的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh 斜齒Zh=2Acosβ／=56.5,取整為57 取Z3=20,Z4=37 修正螺旋角度β， β=24.01° 分度圓直徑 d3=Z3/cosβ=49.217mm D4=Z4/cosβ=100.777mm 端面嚙合角 αt ?tanαt=tanαn/cosβ αt=21.72° 斜齒端面模數(shù) mt=/cosβ=2.28 故采用高度變位 當量齒數(shù):ZV3=Z3/cos3β=26.92 ZV4=Z4/cos3β=55.12 查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得:ζ3=0.22 ζ4=-0.22 二檔齒輪3、4的參數(shù) 齒頂高ha3=(f0+ζ3)=2.562mm Ha4=(f0+ζ4)=1.638mm 齒根高hf3=(1.25-ζ3)=2.163mm Hf4=(1.25-ζ4)=3.087mm 齒頂圓直徑da3=d3+2ha3=53.029mm da4=d4+2ha4=101.367mm 齒根圓直徑df3=d3-2hf3=43.579mm df4=d4-2hf4=91.917mm 齒全高 h=ha4+hf4=4.725mm 齒寬 b=kc=7×2=14mm 三擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選β=23° 三擋傳動比為i3=Z6/Z5=1.44 為了求Z5，Z6的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh 斜齒Zh=2Acosβ／=57.43,取整為57 取Z5=23,Z6=35 修正螺旋角度β， β=23.79° 分度圓直徑 d5=mnZ5/cosβ=62.228mm d6=mnZ6/cosβ=83.768mm 端面嚙合角 αt ?tanαt=tanαn/cosβ αt=21.38° 斜齒端面模數(shù) mt=/cosβ=2.39 故采用高度變位系數(shù) 當量齒數(shù):ZV5=Z5/cos3β=33.48 ZV6=Z6/cos3β=45.06 查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得:ζ5=0.22 ζ6=-0.22 三檔齒輪5、6的參數(shù) 齒頂高ha5=(f0+ζ5)=2.684mm Ha6=(f0+ζ6)=1.716mm 齒根高hf5=(1.25-ζ5)=2.266mm Hf6=(1.25-ζ6)=3.234mm 齒頂圓直徑da5=d5+2ha5=67.596mm da6=d6+2ha6=87.2mm 齒根圓直徑df5=d5-2hf5=57.696mm df6=d6-2hf6=77.3mm 齒全高 h=ha5+hf5=4.95mm 齒寬 b=kc=7×2.5=18mm 四擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選β=24° 四擋傳動比為i4=Z8/Z7=1.07 為了求Z7，Z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh 斜齒Zh=2Acosβ／=57,取整為57 取Z7=27,Z8=31 修正螺旋角度β， β=21.64° 分度圓直徑 d8=Z7/cosβ=71.974mm D7=Z8/cosβ=74.030mm 端面嚙合角 αt ?tanαt=tanαn/cosβ αt=21.5° 斜齒端面模數(shù) mt=/cosβ=2.06 故采用高度變位系數(shù) 當量齒數(shù):ZV8=Z8/cos3β=44.37 ZV7=Z7/cos3β=45.64 查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得:ζ8=0.21 ζ7=-0.21 四檔齒輪7、8的參數(shù) 齒頂高ha8=(f0+ζ8)=2.299mm Ha7=(f0+ζ7)=1.501mm 齒根高hf8=(1.25-ζ8)=1.976mm Hf7=(1.25-ζ7)=2.774mm 齒頂圓直徑da8=d8+2ha8=76.572mm da7=d7+2ha7=77.032mm 齒根圓直徑df8=d8-2hf8=68.022mm df7=d7-2hf7=68.482mm 齒全高 h=ha7+hf7=4.275mm 齒寬 b=kc=7×2.5=18mm 五擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選β=25° 五擋傳動比為i5=Z10/Z9=0.79 為了求Z9，Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh 斜齒Zh=2Acosβ／=56.55,取整為57 取Z9=32,Z10=25 修正螺旋角度β， β=23.07° 分度圓直徑 d9=Z9/cosβ=82.520mm d10=Z10/cosβ=63.477mm 端面嚙合角 αt ?tanαt=tanαn/cosβ αt=21.55° 斜齒端面模數(shù) mt=/cosβ=2.12 故采用高度變位系數(shù) 當量齒數(shù):ZV9=Z9/cos3β=49.83 ZV10=Z10/cos3β=38.33 查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得:ζ9=0.22 ζ10=-0.22 五檔齒輪9、10的參數(shù) 齒頂高ha9=(f0+ζ9)=2.379mm Ha10=(f0+ζ10)=1.521mm 齒根高hf9=(1.25-ζ9)=2.0085mm Hf10=(1.25-ζ10)=2.8665mm 齒頂圓直徑da9=d9+2ha9=87.278mm Da10=d10+2ha10=66.519mm 齒根圓直徑df9=d9-2hf9=78.503mm Df10=d10-2hf10=57.744mm 齒全高 h=ha10+hf10=4.3875mm 齒寬 b=kc=7×2.5=18mm 確定倒擋齒輪 已知i倒=3.333 Z11=12 Z12=40 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同,m=2.75 由于要保證倒擋齒輪的嚙合和不發(fā)生運動干涉，齒輪11和13的齒頂圓之間應該保持有0.5mm以上的間隙，即得出以下公式： （Z11+Z13）/2cosβ+2+0.5=A β=27°A=75mm Z11=14 Z12=23 則Z13=38 倒檔軸到輸入軸之間的距離： A’=(Z11+Z13)/2cosβ=67.12mm 倒檔軸到輸出軸之間的距離： A”=(Z12+Z13)/2cosβ=107.97mm 倒檔齒輪基本參數(shù) 分度圓直徑d11=Z3=31.2mm d13=Z13=88.4mm 4.1.2?齒輪材料的選擇原則? 1、滿足工作條件的要求????? 根據(jù)不同的工作條件，因此對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的耐磨性和強度，而且齒芯軟，齒面硬。? 2、合理選擇材料配對????? 對硬度≤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、小輪應采用不同鋼號材料。? 3、考慮加工工藝及熱處理工藝????? 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：? ≤3.5滲碳層深度0.8～1.2? ≥3.5時滲碳層深度0.9～1.3? ≥5時滲碳層深度1.0～1.3? 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48? 對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC48~53。? 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒。 4.1.3?計算各軸的轉(zhuǎn)矩? 發(fā)動機最大扭矩為184N·m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。? 輸入軸 T=Temaxη齒η承=184×0.99×0.96=174.87N·m 輸出軸一擋 T1=Tη齒η承i1=462.98N·m 輸出軸二擋 T2=Tη齒η承i2=307.469N·m 輸出軸三擋 T3=Tη齒η承i3=252.912N·m 輸出軸四擋 T4=Tη齒η承i4=190.822N·m 輸出軸五擋 T5=Tη齒η承i5=129。843N·m 倒擋 =Tη齒η承Z12/Z11=273.041N·m =Tη齒η承Z13/Z12=428.736N·m 4.2?輪齒的校核? 4.2.1?輪齒彎曲強度計算? 1、倒檔直齒?輪彎曲應力σw 式中：σws—彎曲應力（MPa）；? Tg—計算載荷（N.mm）；? Kσ—應力集中系數(shù)，可近似取sK=1.65；? Kf—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Kf=1.1，從動齒輪Kf=0.9； b—齒寬（mm） m—模數(shù)；? Kc—齒寬系數(shù)；倒檔取7.5? y—齒形系數(shù) 當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力σw11σw12σw13 Z11=14，Z12=23，Z13=38，y11=0.132，y12=0.134，y13=0.138 =273.041N.m T=174.87N.m =428.736N·m 2、斜齒輪彎曲應力 式中：Tg—計算載荷，N·mm；? —法向模數(shù)，mm；? z—齒數(shù)； b—斜齒輪螺旋角，° K—應力集中系數(shù)，sK=1.50；? y—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；? Kc—齒寬系數(shù)，取7.5? K—重合度影響系數(shù)，eK=2.0。 當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 （1）計算一擋齒輪1，2的彎曲應力， Z1=14，Z2=39，y1=0.135，y2=0.143，T1=462.98N.m，T=174.87N.m， （2）計算二擋齒輪3,4的彎曲應力 Z3=20，Z4=37，y3=0.146，y4=0.148，T2=307.469N.m，T=174.87N.m （3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力 Z5=23，Z6=36，y5=0.144，y6=0.145，T3=252.912N.m，T=174.87N.m （4）計算四擋齒輪7，8的彎曲應力 Z7=27，Z8=31，y7=0.145，y8=0.146，T4=190.822N.m，T=174.87N.m （5）計算五擋齒輪9，10的彎曲應力 Z9=32，Z10=25，y9=0.148，y10=0.142，T=174.87N.m，T5=129.843N.m 4.2.2?輪齒接觸應力σj 式中：σj—輪齒的接觸應力，MPa；? Tg—計算載荷，N.mm；? d’—節(jié)圓直徑，mm αa—節(jié)點處壓力角，°， βb—齒輪螺旋角，°；? E—齒輪材料的彈性模量，MPa；? b—齒輪接觸的實際寬度，mm；? r—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，mm，直齒輪 斜齒輪 、r—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm) 將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力σj見表? 彈性模量E=20.6×102×102?N·mm-2，齒寬b=kcm=kc 1）計算一擋齒輪1，2的接觸應力? T1=512.474N.m，T=152.064N.m，Z1=11,Z2=39,β=27.08° d1’=2AZ1/(Z1+Z2)=32.12mm d2’=2AZ2/(Z1+Z2)=113.88mm ρz1=d1’sinα/2cos227.08°=7.66mm ρb2=d2’sinα/2cos227.08°=27.17mm ? 計算二擋齒輪3，4的接觸應力 T2=307.469N.m，T=174.87N.m，z3=20，Z4=37，β=24.01 ? ? ? （3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力 T3=252.912N.m，T=174.87N.m，Z5=23 Z6=35 ? （4）計算四擋齒輪7，8的接觸應力 T4=252.912N.m，T=174.87N.m，Z7=27 Z8=31 ? （5）五擋齒輪1，2的接觸應力 T5=252.912N.m，T=174.87N.m，Z9=32 Z10=25 ? 計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力 T倒=252.912N.m，T=174.87N.m，Z11=14 Z12=23 Z13=38 =63.25mm =104.5mm =38.5mm 第五章 軸的設計與計算及軸承的選擇與校核 5.1?軸的設計計算 5.1.1?軸的工藝要求? 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面粗糙度不低于▽8。 5.1.2?初選軸的直徑? 傳動軸的強度設計只需按照扭轉(zhuǎn)強度進行計算，輸入軸花鍵軸頸 =22.751~26.164mm K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6 5.1.3?軸的強度計算? 軸的剛度驗算 對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，如圖5-1所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。? 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學》有關(guān)公式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。? 變速器齒輪在軸上的位置如圖5-2所示時，若軸在垂直面內(nèi)的撓度為，在水平面內(nèi)的撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計算：? 若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式計算 式中：Fr—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；? Ft—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） E—彈性模量（MPa），E=2.1×105MPa；? I—慣性矩（mm4），對于實心軸，； 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0.2mm 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為[fc]=0.05～0.10mm，[fs]=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002rad。? 變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與撓度? 一擋齒輪所受力 圓周力 , 徑向力 軸向力 a1=67.94mm,b1=156.31mm L=224.25mm 輸出軸剛度 由以上分析可知，軸在五擋齒輪處均能滿足剛度要求。?而由一擋齒輪的剛度分析易知，由于離支承點的距離近，故實際上在已知高擋齒輪的剛度時可以不用校核，同理可確定，倒擋齒輪能滿足齒輪的剛度要求。? 在實際的二軸式變速器中，與輸入軸常嚙合的輸出軸上的齒輪常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，這樣也能增加軸的剛度。 輸入軸的強度校核? 一擋時撓度最大，最危險，因此校核。 ?d1=41.2mm Fa1=Fr1tanβ=323.93N 豎直平面面上 得=2330.24N 豎直力矩Mc=aRva=151325.9N.mm 水平面內(nèi)上、和彎矩M 由以上兩式可得=5984.75N，M=a=388650.01N.mm 按第三強度理論得： =452248.97N.mm 輸入軸的強度分析圖如圖5.3。 輸出軸強度校核 d2=114.796mm Fa2=Fr2tanβ=3078.54N 豎直平面面上 得?FVA=2285.165N 豎直力矩Mc=aFVA=148398.61N.mm 水平面內(nèi)上RHA、RHB和彎矩MS 由以上兩式可得FHA=5687.864N，MS=aFHA=369369.9N.mm 按第三強度理論得： =610579.029N.mm =230.46MPa≤[]=400MPa 輸出軸的強度分析圖如圖5.4。 5.2?軸承的選擇及校核 5.2.1?輸入軸的軸承選擇與校核 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號，30206（左右），由《機械設計手冊》查得代號為30206的圓錐滾子軸承Cr=43200N，Cro=50500N，e=0.37,Y=1.6;軸承的預期壽命：Lh=10×300×8=24000h????? 校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力RH1、RH2和彎矩MH 由以上兩式可得RV1=2330.24N，RV2=974.35N Ⅱ）、內(nèi)部附加力FS1、FS2，由機械設計手冊查得Y=1.6 =728.2N =304.48N ?Ⅲ）、軸向力Fa01和Fa02 由于 所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊 Fa01=FS1=728.2N Fa02=Fs1+Fa1=3967.43N Ⅳ）、求當量動載荷? ?????查機械設計課程設計得 Cr=43200N =0.3125≤e,=4.071≥e 所以左側(cè)軸承X=1,Y=0.右側(cè)軸承?X=0.4,Y=0.4cotα=1.09? 左側(cè)徑向當量動載荷=2796.228N 校核軸承壽命 e為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。 Lh=104976.85h 故合格。 右側(cè)徑向當量動載荷=5657.076N Lh=10014.72h,故合格。 5.2.2?輸出軸軸承校核 ?初選輸出軸的軸承型號，30206（左右），由《機械設計手冊》查得代號為30206的圓錐滾子軸承Cr=43200N? Cro=50500N，e=0.37,Y=1.6;軸承的預期壽命：Lh=10×300×8=24000h 校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面齒輪徑向力方向內(nèi)支反力RV1、RV2和彎矩MH 由以上兩式可得2RV1=2286.165N，RV2=854.5N Ⅱ）、內(nèi)部附加力FS1、FS2，由機械設計手冊查得Y=1.6 =714.42N =267.03N Ⅲ）、軸向力Fa01和Fa02 由于 所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊 Ⅳ）、求當量動載荷? ?????查機械設計課程設計得 Cr=43200N Cro=50500N =1.65≥e,=0.83≥e 所以左側(cè)軸承X=0.4,Y=1.09.右側(cè)軸承?X=0.4, Y=1.09? ????????左側(cè)徑向當量動載荷=5149.76N 校核軸承壽命 e為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。 Lh=13736.177h?故合格。 右側(cè)校核軸承壽命=1344.62N Lh=364791.9327h 故合格。 5.3?本章小結(jié) 本章首先簡要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計算，確定軸的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長度，然后對軸進行剛度和強度的驗算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進行壽命計算。 第六章??變速器同步器的設計 6.1、?同步器的結(jié)構(gòu) 在前面已經(jīng)說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 如圖（6-1），此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖6-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖6-2d），完成同步換檔。 6.2、??同步環(huán)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計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖6-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖6-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。 6.2.2??錐面半錐角α 摩擦錐面半錐角a越小，摩擦力矩越大。但a過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tanα≥f。一般α=6°～8°。α=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在α=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設計中采用的錐角均為取7°。 6.2.3??摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。本次設計中采用的R為50～60mm。 6.2.4??錐面工作長度b 縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據(jù)下式計算確定 設計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。 6.2.5??同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。? 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。? 本設計中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。 6.2.6??鎖止角β 鎖止角β選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角b選取的因素，主要有摩擦因數(shù)f、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角β。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～46°范圍內(nèi)變化。本次設計鎖止角β取30°。 6.2.7??同步時間t 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關(guān)，計算時可在下屬范圍內(nèi)選?。簩I車變速器高檔取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。 第七章??變速器的操縱機構(gòu) 設計變速器操縱機構(gòu)時，應滿足以下要求：? 1.?換檔時只允許掛一個檔。這通常靠互鎖裝置來保證，其結(jié)構(gòu)型式有如下圖所示： ?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-撥叉軸 2、在掛檔的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應設置自鎖裝置（如圖7-1所示）。 3、汽車行進中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。汽車起步時如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應設置倒檔鎖。倒檔鎖的結(jié)構(gòu)見本設計裝配圖中所示。 結(jié)??論 變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機械式變速箱設計發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對于我們還沒有踏出校門的學生來說，其中的設計理念還是很值得我們?nèi)ヌ接?、學習的。本次設計的變速器是以奇瑞A3參數(shù)為依據(jù)，乘用車兩軸變速器，通過排量選擇中心距的大小，齒輪的模數(shù)等，確定倒擋的布置形式，確定齒輪的壓力角，螺旋角，齒寬，齒形系數(shù)等，然后計算變速器的各擋傳動比，各齒輪的參數(shù)，通過變?yōu)橄禂?shù)圖查找計算變?yōu)橄禂?shù)，然后對各擋齒輪進行變位。然后簡要的介紹了齒輪材料的選擇原則，對齒輪進行校核。通過最小軸頸的計算，選擇軸承，確定軸各段的長度和軸頸大小。對軸和軸承進行校核計算。? 對于本次設計的變速器來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，而且采用結(jié)合套掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設計中采用了5+1檔手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達到其經(jīng)濟性和動力性的要求；變速器掛檔時用同步器，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。本著實用性和經(jīng)濟性的原則，在各部件的設計要求上都采用比較開放的標準，因此，安全系數(shù)不高，這一點是本次設計的不理想之處。 致??謝 通過本次設計，使我對變速器有了更多的了解，在這次畢業(yè)設計中，我不但鞏固了以前所學的知識，并從中學到了很多新的東西，尤其是《機械設計》和《汽車理論》