車輛工程畢業(yè)設(shè)計(jì)185獅跑全輪驅(qū)動(dòng)車分動(dòng)器與變速器設(shè)計(jì)

《車輛工程畢業(yè)設(shè)計(jì)185獅跑全輪驅(qū)動(dòng)車分動(dòng)器與變速器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《車輛工程畢業(yè)設(shè)計(jì)185獅跑全輪驅(qū)動(dòng)車分動(dòng)器與變速器設(shè)計(jì)（52頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、本設(shè)計(jì)主要根據(jù)現(xiàn)代獅跑2.0L手動(dòng)四驅(qū)SUV氣車的相關(guān)技術(shù)參數(shù)進(jìn)行分動(dòng)器和變速器的設(shè)計(jì)。根據(jù)匹配車型的使用條件和車輛參數(shù)選擇分動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式，并按照分動(dòng)器系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和要求，具體進(jìn)行了分動(dòng)器軸、齒輪等零部件的相關(guān)設(shè)計(jì)工作和校核工作，在對(duì)機(jī)械式變速器的發(fā)展歷史、變速器的地位和作用，以及未來發(fā)展趨勢(shì)進(jìn)行深入了解的基礎(chǔ)上研究了機(jī)械式變速器的基本結(jié)構(gòu)和變速原理，對(duì)機(jī)械式變速器各擋傳動(dòng)路線進(jìn)行了簡(jiǎn)要分析，并以此為理論基礎(chǔ)，設(shè)計(jì)了起亞獅跑汽車三軸五檔變速器，完成了變速器的布置方案分析、變速器回轉(zhuǎn)件結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定、同步器設(shè)計(jì)、各擋齒輪、軸的設(shè)計(jì)以及強(qiáng)度校核、軸承的使用壽命計(jì)算等。 關(guān)鍵詞：分動(dòng)器；設(shè)計(jì)；

2、變速器；齒輪；同步器Abstract Thedesignisbasedmainlyonthemodernlionrunmanually2.0Lfour-wheel-driveSUVvehicle-relatedparametersatthedesignoftheactuator.Inaccordancewiththeconditionsofvehiclesandvehicleparameters,inaccordaneewiththeactuatorsub-systemdesignstepsandrequirements,mainlyrelatedtodesignwork,including

3、thesub-centerdistaneeofactuators,bevelgearandotherparameters.Andasub-axisactuators,gearsandotherpartsofthedesignandverificationoftherelevantwork.Atfirst,thethesissimplydepictedthedevelophistoryofmechanicaltransmission,anditdiscussedthestatusandactionofmechanicaltransmissionaswellasmechanicaltransmis

4、sion'currentsituationandforthcomingdevelopmenttrend.Inaddition,itstudiedthemechanicaltransmissionbasicstructureandworkingprinciple.Thetransmissionoperationofeverygearwasresearched.Andmechanicaltransmissionofthreeaxles-fivegearsinKIAwasdesignedbasedonaboveanalysis.Thelayoutplanofthemechanicaltransmis

5、sionandtheparametersofrevoIvingpartswerechose.Atlast,thesynchronizer,axlesandgearsweredesignedandchecked. Keywords:Sub-actuator;design;transmission;gear;synchronizer 摘要IAbstractII第1章緒論1 分動(dòng)器簡(jiǎn)介11.1.1分動(dòng)器的構(gòu)造原理及設(shè)計(jì)要求11.1.2分動(dòng)器類型2 變速器的發(fā)展概況31.2.1變速器的設(shè)計(jì)要求3第2章主要參數(shù)的選擇4 分動(dòng)器42.1.1檔數(shù)及傳動(dòng)比42.1.2中心距的確定52.1.3齒輪參數(shù)

6、的確定5 變速器82.2.1傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案82.2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析102.2.3檔數(shù)及各檔傳動(dòng)比112.2.4中心距的確定112.2.5齒輪參數(shù)的確定12第3章齒輪的強(qiáng)度計(jì)算15 3.1分動(dòng)器153.1.1齒輪的失效形式與原因153.1.2齒輪強(qiáng)度的計(jì)算與校核15 3.2變速器173.2.1輸入軸常嚙合齒輪173.2.2輸出軸齒輪183.2.3中間軸齒輪19第4章軸的初選與強(qiáng)度計(jì)算22 4.1分動(dòng)器軸的初選與計(jì)算22 4.2鍵的選擇與計(jì)算23 變速器軸的初選與計(jì)算234.3.1軸的尺寸初選23432輸出軸的計(jì)算24433中間軸的計(jì)算28第5章同步器33 5.1同步器的結(jié)構(gòu)

7、類型33 5.2鎖環(huán)式同步器工作原理33 5.3鎖環(huán)式同步器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)36第6章軸承的選用與壽命計(jì)算38 6.1分動(dòng)器軸承38 6.2變速器軸承386.2.2輸出軸后端軸承386.2.2輸入軸后端軸承406.2.3中間軸前端軸承416.2.4中間軸后端軸承42結(jié)論44參考文獻(xiàn)45致謝46 第1章緒論 1.1分動(dòng)器簡(jiǎn)介 多橋驅(qū)動(dòng)的越野汽車的傳動(dòng)系中均裝有分動(dòng)器。分動(dòng)器也是一組齒輪傳動(dòng)裝置，其主要功用是將變速器輸出的動(dòng)力分配到各個(gè)驅(qū)動(dòng)橋。另外，由于大多數(shù)分動(dòng)器都有兩個(gè)檔位，所以它還兼起副變速器的作用⑴0 (1) 帶軸間差速器的分動(dòng)器 各輸出軸可以以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，而轉(zhuǎn)矩分配則

8、由差速器傳動(dòng)比決定。據(jù)此，可將轉(zhuǎn)矩按軸荷分配到各驅(qū)動(dòng)橋。裝有這種分動(dòng)器的汽車，不僅掛加力檔時(shí)可使全輪驅(qū)動(dòng)，以克服壞路面和無路地區(qū)地面的較大阻力，而且掛分動(dòng)器的高檔時(shí)也可使全輪驅(qū)動(dòng)，以充分利用附著重量及附著力，提高汽車在好路面上的牽引性能。 (2) 不帶軸間差速器的分動(dòng)器 各輸出軸可以以相同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，而轉(zhuǎn)矩分配則與該驅(qū)動(dòng)輪的阻力及其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的剛度有關(guān)。這種結(jié)構(gòu)的分動(dòng)器在掛低檔時(shí)同時(shí)將接通前驅(qū)動(dòng)橋；而掛高檔時(shí)前驅(qū)動(dòng)橋則一定與傳動(dòng)系分離，使變?yōu)閺膭?dòng)橋以避免發(fā)生功率循環(huán)并降低汽車在好路面上行駛時(shí)的動(dòng)力消耗及輪胎等的磨損。 (3) 裝有超越離合器的分動(dòng)器 利用前后輪的轉(zhuǎn)速差使當(dāng)后輪滑轉(zhuǎn)時(shí)自動(dòng)接

9、上前驅(qū)動(dòng)橋，倒檔時(shí)則用另一超越離合器工作。 分動(dòng)器的功用就是將變速器輸出的動(dòng)力分配到各驅(qū)動(dòng)橋，并且進(jìn)一步增大扭矩，是4x4越野車汽車傳動(dòng)系中不可缺少的傳動(dòng)部件，它的前部與汽車變速箱聯(lián)接，將其輸出的動(dòng)力經(jīng)適當(dāng)變速后同時(shí)傳給汽車的前橋和后橋，此時(shí)汽車全輪驅(qū)動(dòng)，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。 1.1.1分動(dòng)器的構(gòu)造原理及設(shè)計(jì)要求 分動(dòng)器的輸入軸與變速器的第二軸相連，輸出軸有兩個(gè)或兩個(gè)以上，通過萬向傳動(dòng)裝置分別與各驅(qū)動(dòng)橋相連。 對(duì)分動(dòng)器的設(shè)計(jì)要求要滿足以下幾點(diǎn)： 1）便于制造、使用、維修以及質(zhì)量輕、尺寸緊湊； 2）保證汽車必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性； 3）換檔迅速、省力、方便； 4）工

10、作可靠，不得有跳檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； 5）分動(dòng)器應(yīng)有高的工作效率； 6）分動(dòng)器的工作噪聲低；分動(dòng)器的工作要求： （1）先接前橋，后掛低速檔； （2）先退出低速檔，再摘下前橋；上述要求可以通過操縱機(jī)構(gòu)加以保證。 1.1.2分動(dòng)器類型 （1）分時(shí)四驅(qū)（Part-time4WD） 這是一種駕駛者可以在兩驅(qū)和四驅(qū)之間手動(dòng)選擇的四輪驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，由駕駛員根據(jù)路面情況，通過接通或斷開分動(dòng)器來變化兩輪驅(qū)動(dòng)或四輪驅(qū)動(dòng)模式，這也是一般越野車或四驅(qū)SUV最常見的驅(qū)動(dòng)模式。最顯著的優(yōu)點(diǎn)是可根據(jù)實(shí)際情況來選取驅(qū)動(dòng)模式，比較經(jīng)濟(jì)。 （2）全時(shí)四驅(qū)（Full-time4WD） 這種傳動(dòng)系統(tǒng)不需要駕駛?cè)诉x

11、擇操作，前后車輪永遠(yuǎn)維持四輪驅(qū)動(dòng)模式，行駛時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩按50:50設(shè)定在前后輪上，使前后排車輪保持等量的扭矩。全時(shí)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)具有良好的駕駛操控性和行駛循跡性，有了全時(shí)四驅(qū)系統(tǒng),就可以在鋪覆路面上順利駕駛。但其缺點(diǎn)也很明顯，那就是比較廢油，經(jīng)濟(jì)性不夠好。而且，車輛沒有任何裝置來控制輪胎轉(zhuǎn)速的差異，一旦一個(gè)輪胎離開地面，往往會(huì)使車輛停滯在那里，不能前進(jìn)。 （3）適時(shí)驅(qū)動(dòng)（Real-time4WD） 采用適時(shí)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的車輛可以通過電腦來控制選擇適合當(dāng)下情況的驅(qū)動(dòng)模式。在正常的路面，車輛一般會(huì)采用后輪驅(qū)動(dòng)的方式。而一旦遇到路面不良或驅(qū)動(dòng)輪打滑的情況，電腦會(huì)自動(dòng)檢測(cè)并立即將發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩分配給前

12、排的兩個(gè)車輪，自然切換到四輪驅(qū)動(dòng)狀態(tài)，免除了駕駛?cè)说呐袛嗪褪謩?dòng)操作，應(yīng)用更加簡(jiǎn)單。 1.2變速器的發(fā)展概況 汽車是最重要的現(xiàn)代化交通工具，又是科學(xué)技術(shù)發(fā)展水平的標(biāo)志，而變速器又是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)重要的總成。機(jī)械式變速器經(jīng)過多年的研究和發(fā)展，己積累了相當(dāng)?shù)脑O(shè)計(jì)和生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)，形成不少定型的產(chǎn)品，現(xiàn)代商用車和乘用車大都采用機(jī)械變速器。在變速器上廣泛采用斜齒常嚙合齒輪傳動(dòng)，用同步器換檔。從現(xiàn)在市場(chǎng)上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動(dòng)變速器（MT、自動(dòng)變速器（AT、、手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AM、無級(jí)變速器（CVT[2]。 手動(dòng)變速器（ManualTransmission、采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒

13、數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個(gè)定值。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(dòng)比，總共只有5個(gè)值（即有5級(jí)），所以說它是有級(jí)變速器。 自動(dòng)變速器（AutomaticTransmission、，利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動(dòng)地進(jìn)行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。無級(jí)變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來變速，其傳動(dòng)比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換檔”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。 1.2.1變速器的設(shè)計(jì)要求 汽車設(shè)計(jì)中對(duì)

14、齒輪變速器的要求是： （1、傳遞兩個(gè)平行軸或相交軸間的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和轉(zhuǎn)矩； （2）保證傳動(dòng)比恒定不變,能達(dá)到預(yù)定的工作壽命 （3）能傳遞足夠大的動(dòng)力，工作可靠，保證較高的運(yùn)動(dòng)精度；（4）與汽車采用的內(nèi)燃機(jī)匹配后使汽車具有較好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性；傳動(dòng)效率高、重量輕、體積小、噪聲低、制造簡(jiǎn)單、維修方便等 第2章主要參數(shù)的選擇 2.1分動(dòng)器本設(shè)計(jì)是根據(jù)起亞獅跑手動(dòng)四驅(qū)SUV而開展的，設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型，具體參數(shù)如下表所示： 表2-1分動(dòng)器設(shè)計(jì)參數(shù) 項(xiàng)目 參數(shù) 最高時(shí)速 171km/h 輪胎型號(hào) 235/60R16 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) CVVT 最大扭矩 184/

15、4500 最大功率 104/6000 整車整備質(zhì)量 2090Kg 2.1.1檔數(shù)及傳動(dòng)比 為了增強(qiáng)汽車在不好道路的驅(qū)動(dòng)力，目前，四驅(qū)車一般用2個(gè)檔位的分動(dòng)器,分為高檔和低檔?本設(shè)計(jì)也采用2個(gè)檔位。 選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)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(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。 本設(shè)計(jì)中的參數(shù)均來自獅跑車原型，低檔傳動(dòng)比i低=1.5，高檔傳動(dòng)比i高=0.82.1.2中心距的確定 中心距是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)分動(dòng)器的外形尺

16、寸、體積和質(zhì)量大小，而且對(duì)輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。三軸式變速器的中心距A(mrh可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初疋： A二Ka32-H式中，KA----中心距系數(shù)。對(duì)轎車，KA=8.9?9.3;對(duì)貨車，Ka=8.6?9.6Tlmax----變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩T|max=Temaxigln=670.9N?m 故可得出初始中心距A=80mm2.1.3齒輪參數(shù)的確定 (1) 齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合JB111-60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。 第一軸

17、常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mm^0.473Temax(2-2) 其中，Temax=184Nm可得出g=2.67。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一分動(dòng)器中的結(jié)合套模數(shù)都相同，轎車和輕型貨車取2?3.5。本設(shè)計(jì)取3。 (2) 齒形、壓力角〉、螺旋角1和齒寬b 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角取20°,嚙合套或同步器取30°;斜齒輪螺旋角25°。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使軸上是軸向力相互抵消。

18、為此，第二軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸的斜齒輪左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度的大小直接影響著齒輪的承載能力，加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)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=Kcm,Kc為齒寬系數(shù)，取為4.5?8.0 斜齒Kc=Kcm,Kc為齒寬系數(shù)，取為6.0?8.5 本設(shè)計(jì)b=3X8=24 b為齒寬(mm)。采用接合套或同步器換檔時(shí)，其接合套的工作寬度初選時(shí)可取為2?4mm 第一軸

19、常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 (3)各檔齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 (4) 確定低檔齒輪的齒數(shù) 低檔傳動(dòng)比=1.5，其中A=80mmm=3;由Z、 2Acos: mn (2-3) 有~Z、=48 此處取乙=29,則可得出乙=19. 上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的Z\.可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后, 從式(2-3)看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算

20、中 (5) 心距A=80,再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)確定高檔的齒數(shù) 高檔傳動(dòng)比=0.8 同理，由(2-4) 2Acos: mn 取Z3=26,乙=22 齒輪參數(shù)計(jì)算結(jié)果如表2-2所示表2-2齒輪參數(shù)計(jì)算結(jié)果 螺旋角 25 低檔齒輪 高檔齒輪 法面膜數(shù) mn 3 3 3 3 端面模數(shù) mt: -mn 3.3 3.3 3.3 cos: 3.3 法面壓力角 an 20 20 20 20 法面齒距 Pn fmn 9.42 9.42 9.42 9.42 端面齒距 Pt =二mt

21、10.37 10.37 10.37 10.37 標(biāo)準(zhǔn)中心距 A 80 80 80 80 齒根圓直徑 df= d-2hf 55.41 88.52 65.3 78.6. 齒頂高 ha二mnhan 3 3 3 3 齒根高 hfC) 3.75 3.75 3.75 3.75 齒厚 4.72 4.72 4.72 4.722.2變速器2.2.1傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 汽車變速器的主要功能是使汽車在各種使用條件下得到足夠的動(dòng)力性與燃油經(jīng)濟(jì)性，此外還應(yīng)使汽車具有倒向行駛、中斷動(dòng)力行駛等。 機(jī)械變速器的基本結(jié)構(gòu)主要是由輸入軸、主動(dòng)

22、輪、從動(dòng)輪、輸出軸、中間軸、同步器、軸承、操縱機(jī)構(gòu)等組成⑶。 圖2-1，分別示出了幾種中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案。它們的共同特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。 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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高，可達(dá)90鳩上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因?yàn)橹苯訖n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(jìn)檔位工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對(duì)齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動(dòng)比

23、；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)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(shí)，中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換檔方式和到檔傳動(dòng)方案上有差別。 圖2-1a所示方案，除一倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖2-1b，c,d所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖2-1d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變

24、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，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。 圖2-1中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)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。 發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，可將變速器后端加長(zhǎng)。伸長(zhǎng)后的第二軸有時(shí)裝在三個(gè)支承上，其最后一個(gè)支承位于加長(zhǎng)的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動(dòng)齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主

25、體部分的外形尺寸。綜上所述選擇第2種傳動(dòng)方案，前進(jìn)檔,均用常嚙合齒輪傳動(dòng)。 與前進(jìn)檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案采用直齒滑動(dòng)齒輪方式換倒檔。為實(shí)現(xiàn)倒檔傳動(dòng)，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)中間傳動(dòng)齒輪的方案。本設(shè)計(jì)采用了下面的第四種布置方案。 d)c)f)al 圖2-2倒檔布置方案圖2-2為常見的倒檔布置方案。圖2-2b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒檔時(shí)利用了 中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn) 入嚙合，使換檔困難。圖2-2c所示方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔 程序不合理。圖2-2d所

26、示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2-2c 所示方案。圖2-2e所示方案是將中間軸上的一，倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖2-2f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車倒檔傳動(dòng)采用圖2-2g所示方案。 2.2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析 (1) 齒輪形式 變速器用斜齒輪和直齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪雖然制造時(shí)稍復(fù)雜、工作時(shí)有軸向力，但因其使用壽命長(zhǎng)、噪聲小而仍得到廣泛使用。直齒圓柱齒輪用于低檔和倒檔。 (2) 換檔結(jié)構(gòu)形式 變速器換檔結(jié)構(gòu)型式有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換檔等三種。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲

27、換檔，而與其操作技術(shù)熟練程度無關(guān)，從而提高汽車的加速性，經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。 223檔數(shù)及各檔傳動(dòng)比 為了使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)工作，變速器各檔傳動(dòng)比之間的關(guān)系基本是幾何級(jí)數(shù)，故臨檔傳動(dòng)比比值就是幾何級(jí)數(shù)的公比⑷。 (1)最大傳動(dòng)比爲(wèi)。 式中：主減速比 igi G(fCOS-'max'Sin-'max) ma)。 i。=3.5,G=2305kg,f=0.03,t=95% (2-5) Ttgmax=184N-mm r=0.216m，可得imax=4.618。 (2)最小傳動(dòng)比gnrn：Umax=0.377匕，該公式為計(jì)算最小傳動(dòng)比公式ig5i0二0.729 (3

28、)其余各擋傳動(dòng)比比值。 ■imin q= (2-6) 變速器各擋傳動(dòng)比如表2-3所示表2-3變速器各擋傳動(dòng)比 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒擋 4.6 2.9 1.8 1 0.7 4.5 2.2.4中心距的確定齒輪中心距是變速器很重要的參數(shù)，它對(duì)變速器整體尺寸及質(zhì)量有很大影響。通常根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選中心距。 經(jīng)驗(yàn)公式： A=13.453Memax=13.453184=76.50mm 225齒輪參數(shù)的確定 （1）齒輪模數(shù) 初選模數(shù)時(shí)，可以參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定，也可根據(jù)大量現(xiàn)代汽車變速器齒輪模數(shù)的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)，找出模數(shù)的變化規(guī)律，即經(jīng)驗(yàn)公式。利用經(jīng)驗(yàn)

29、公式初選模數(shù),斜齒輪法向模數(shù)mn=2.5，直齒輪m=3mm （2）齒輪壓力角 實(shí)際上應(yīng)國(guó)家規(guī)定的齒輪標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20度，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20度。 （3）齒輪螺旋角 為減少工作噪聲和提高強(qiáng)度，汽車變速器齒輪多用斜齒輪，只有倒檔齒輪。隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)的提高，不過當(dāng)螺旋角大于30度時(shí)，其彎曲強(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彎曲強(qiáng)度出發(fā)，并不希望過大，而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，可選取較大值。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍選用： 轎車變速器：22~34，貨車變速器：18~26，在此選用18~30螺旋角。 （4）齒寬 通常根據(jù)齒輪

30、模數(shù)的大小來選定齒寬。 直齒輪b=（4.5?7.5）mT，斜齒輪b=（6.5?8.5）mn。 因此得直齒輪b=4.5X3=14mm斜齒輪b=8.0X2.5=20mm第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)取大些b=8X2.5=20mm使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪的壽命。采用同步器換檔，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為（2-4）m⑸。 （5）各擋齒輪齒數(shù)的分配 一擋齒輪齒數(shù)。 Zz2Acos1-：,ig1=」x亠，Zh==5301取Zh=53,Z1°=15,Z9=Zh-Zg=53-15=38 Z1Z10mncos'■=mn（Z9Zo）=0.866,實(shí)際to=30.01；

31、2A Z10 Z9 常嚙合齒輪副的齒數(shù)。 乙=19,Z2=35 =生？9=4.677與4.618相差不大gZZ0mn(Z1-Z2)-2A 其它各擋的齒數(shù)。 二擋齒數(shù)： Z7_?乙 ig2 Z8gZ2 ?一乙 ig2「N mn(Z7Zg) 2cosP8 三二2.883與2.908相差不大 Z8 ,Zg二23,Z7=36 從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，有公式:tan：2_乙 tan8Z,乙 1+lj (2-7) 可得：飛=17.69； 三擋齒數(shù)： Z5Zig3 Z6 由式（8-3） 五擋齒數(shù)： Z1入mn(Z5+Z6)rny~rcc ,

32、A,Z5=27,Z6=29 Z22cos：6 ig3二生互=1.715與1.834相差不大乙Z6 可得：飛=22.41 jZ Z1 ?f Ig4 由式（8-3） 倒擋齒數(shù)： 取Z13=22 可得: 1,A=m」Z3Z4),Z3=15,Z^38 Z22cos-4 二生玉=0.727與0.729相差不大 乙乙 "30.51： A=口‘乙1+乙2)二z1^Z12=52 分配齒數(shù)Z12=15,Zu=37,Ir ―2Z1=418與4.5相差不大。 Z1乙2 cos■=—20.882,：2二28.07 倒擋軸與中間軸的中心距: A二一m(Z12-Z13)5

33、3.76mm2為防止運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪11和12的齒頂圓間應(yīng)保持0.5mm以上的間隙，則 有: Dii2 0.5+ Dl22 =A,。仆=102.69mmd“=96.8mm。 [6] (6)齒輪分度圓直徑。 各擋齒輪分度圓直徑如表8-2所示 表2-4齒輪分度圓直徑(mr)i 一擋 二擋 三擋 五擋 倒擋 常嚙合齒輪 輸入軸齒輪 109.70 85.74 73.01 43.53 96.8 53.83 輸出軸齒輪 43.30 60.35 78.42 110.27 43.5 99.16 倒擋軸齒輪 63.8 (7)齒

34、輪輪齒尺寸。 齒頂高：ha=f°mn,fo=1,斜齒輪為2.5 齒根高：hf((f0-c)mn,f0=1,c=0.25m，斜齒輪為4.1。 第3章齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 3.1分動(dòng)器3.1.1齒輪的失效形式與原因 齒輪的失效形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 齒輪工作時(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面

35、點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。 用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 3.1.2齒輪強(qiáng)度的計(jì)算與校核 與其他機(jī)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(jí)、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(jí)。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來計(jì)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

36、的齒輪材料為40Cr。 .斜齒輪彎曲應(yīng)力昵 btyKz (3-1) 式中，為《重合度影響系數(shù)，取1.0；注釋相同, K°=1.50⑺。 2T 低檔齒輪圓周力：Ft1-=5111.11N齒輪1的當(dāng)量齒數(shù)乙 d F1K. 5111.111.5ccLcr 二w1- btyKs ——265.97MPa 247.850.1531 20.97,可查表的：％=0.153COS: 同理得：匚w2=206.7MPa依據(jù)計(jì)算二擋齒輪的方法可以得到其他檔位的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下： w3二230.5MPa-w4=250.6MPa當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合

37、齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180?350MPa范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求. .輪齒接觸應(yīng)力(3-2) 斜齒圓柱齒輪：m=3乙=29,Z2=19,E=2.04X1(fd1=72,d2d2=100Tj=0.5,Temax=0.5X184=92NFt1=^=5111.11Nmmd1F1 Ft1COS：、COS1 5111.11cos20cos25 =6.21103MPa (3-3) d1:^r1sin20Fn20=12.312-J嘉=r2sin20=d2sin20=17.1—0.418〕!可匸Ej\bfPi丿6.211032.0410511 =0.41813

38、41.73\24117.112.31丿 同理得： j2=13733MPaj3=1328.3MPa□4=1373.8MPa 滲碳齒輪的許用應(yīng)力在1300?1400之間，強(qiáng)度符合要求3.2變速器3.2.1輸入軸常嚙合齒輪 斜齒輪彎曲應(yīng)力: 逑二_2Tgcos:k；「_2T；cos:2匕btyk；二mn3Zkck；y二m.3乙kcky 直齒輪彎曲應(yīng)力: F1k；：kf bty 二m3Zkcy (3-4)(3-5) 式中：二w—為彎曲應(yīng)力，N/mm；F1—為圓周力，N;Tg—為計(jì)算載荷，N?mm；D—為節(jié)圓直徑，mm。 K—為應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪k；「=1.65，斜齒輪k；「=

39、1.5; K為重合度系數(shù)，k=2; Kc—為齒寬系數(shù)，&=8; Kf—為摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪Kf=1.1從動(dòng)齒輪Kf=0.9; Y—為齒形系數(shù)，查表y=0.14; B—為齒寬，mm T—為端面齒距，mm 1—為齒輪螺旋角，； mn—為法面模數(shù)，mm 由式（3-4）可得： crw=149.11N/mm＜：180N/mnn符合條件。 mn乙sinmnZ2sin_：i 接觸應(yīng)力：-^-Lo1182，:?bn務(wù)21.78 2cos^2b2cos302 F12Tg2Tg 2Tg F—_—_— cosaCOSPdcosaCOSPm^Zcosa (3-6) 式中：耳

40、一為輪齒的接觸應(yīng)力，N/mm； F—為齒面上的法向力，N; :—為節(jié)點(diǎn)處壓力角，； E—為齒輪材料的彈性模量，N/mm; B—為齒輪接觸的實(shí)際寬度，mm； ?、—為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑, mm。 由式(3-6)可得： 叭=853.43N/mm<1300N/mnfi 符合條件⑹ 3.2.2輸出軸齒輪 （1）一擋齒輪。彎曲應(yīng)力：由式（3-4）可得: 290N/mm:::350N/mrh 符合條件 接觸應(yīng)力： 由式（3-6）可得: 符合條件 符合條件。 符合條件 符合條件 符合條件 符合條件。 符合條件 符合條件。 符合條件[9] °w=

41、 174.59N/mn2 :::400N/mn2 接觸應(yīng)力： 由式（3-6）可得： 6二 948.38N/mn2 :::1900N/mm （5）倒擋齒輪。彎曲應(yīng)力：由式（3-5）可得: Cj=668.48N/mn^：：：1300N/mn^ （2）二擋齒輪。彎曲應(yīng)力： 由式（3-4）可得： 匚w=121.36N/mnn:::350N/mnn接觸應(yīng)力： 由式（3-6）可得： 「二750.24N/mn2：：：1300N/mm （3）三擋齒輪。彎曲應(yīng)力： 由式（3-4）可得： 二w二185.64N/mm::：350N/mn2接觸應(yīng)力： 由式（

42、3-6）可得： 「=829.55N/mn2：：：1300N/mm （4）五擋齒輪。彎曲應(yīng)力： 由式（3-4）可得： j二233.63N/mn2：：350N/mn2 接觸應(yīng)力： 由式（3-6）可得： ；、=954.59N/mn2：：：1300N/mrti3.2.3中間軸齒輪 （1）一擋齒輪彎曲應(yīng)力： 由式（3-4）可得: ：-w= 2261.92N/mm <350N/mm 符合條件。 接觸應(yīng)力： 由式（3-6）可得： -j二 1099.95N/mm :::1300N/mm 符合條件 （2）二擋齒輪。彎曲應(yīng)力：由式（3-4）可得:

43、w= 207.98N/mm :::350N/mm 符合條件。 接觸應(yīng)力： 由式（3-6）可得： -j二 938.61N/mm :::1300N/mm 符合條件 （3）三擋齒輪。彎曲應(yīng)力： 由式（3-4）可得： 仇=126.31N/mHc180N/mnfi符合條件。 接觸應(yīng)力： 由式（3-6）可得： 巧=800.43N/mn2<1300N/mH符合條件。 （4）五擋齒輪。彎曲應(yīng)力： 由式（3-4）可得： 軋=106.09N/mn2<180N/mH符合條件。 接觸應(yīng)力： 由式（3-6）可得： —=717.29N/mn2c1300N/

44、mm符合條件。 （5）倒擋齒輪。彎曲應(yīng)力：由式（3-5）可得: 328.02N/mn2：：400N/mn2 符合條件。 接觸應(yīng)力： 由式（3-6）可得： CF=j 1427.83N/mm<1900N/mn2 符合條件 （6）中間軸常嚙合齒輪彎曲應(yīng)力： 由式（3-4）可得: 117.98N/mn^：：：180N/mn2接觸應(yīng)力： 由式（3-6）可得: 677.25N/mn2：：：1300N/mn2符合條件符合條件 第4章軸的初選與強(qiáng)度計(jì)算 4.1分動(dòng)器軸的初選與計(jì)算 (1)輸入軸直徑初選與校核 軸的材料主要是經(jīng)過軋制或鍛造的碳鋼或合金鋼。通常

45、用的是碳鋼，其中最常用的是45鋼。為了提高軸的強(qiáng)度和耐磨性，可對(duì)軸進(jìn)行各種熱處理或化學(xué)處理，以及表面強(qiáng)化處理。 綜上，從動(dòng)軸同樣選用45鋼，查手冊(cè)得'..T1=25?45MPa 主動(dòng)軸主要受額定轉(zhuǎn)矩T的作用，由于軸上重力而產(chǎn)生的彎矩很小，可以忽略不計(jì)。轉(zhuǎn)動(dòng)零件的各表面都經(jīng)過機(jī)械加工，零件幾何形狀都是對(duì)稱的，高速旋轉(zhuǎn)時(shí)對(duì)軸產(chǎn)生的不平衡力矩較小，產(chǎn)生的彎矩可忽略不計(jì)。故軸的強(qiáng)度按轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。 軸的最小直徑可按公式： (4-1) dQ(4.0-4.6)3Temax=24.81mm式中，Temax—最大轉(zhuǎn)矩184N/m；d—軸徑mmR】一許用扭應(yīng)力(25?45MP;故本設(shè)計(jì)中取dmin=2

46、5符合強(qiáng)度要求。最小段符合要求，其它各段一定符合要求(2)輸出軸的初選與校核從動(dòng)軸的最小直徑同前可得： 9-55106P=27mm dmin0.2?]n (4-2) 式中，P——功率(100KV)n——轉(zhuǎn)速(6000r/min)；kT】——許用扭應(yīng)力(25?45MP取40MP;同樣在這里取dmin=30mn符合要求［10］。 4.2鍵的選擇與計(jì)算 平鍵聯(lián)接受額定轉(zhuǎn)距To作用時(shí)，鍵的側(cè)面受擠壓，主截面受剪切力，可能的失效形式是工作面壓潰或鍵剪斷。對(duì)于實(shí)際采用的材料和按標(biāo)準(zhǔn)選用的平鍵來說，壓潰是主要的失效形式。因而平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度常按鍵側(cè)的擠壓應(yīng)力來計(jì)算。 軸與半聯(lián)軸器用單鍵聯(lián)接，其擠

47、壓應(yīng)力為： 3二=2T10

48、度要求。 同理第二周選用圓頭普通平鍵的擠壓應(yīng)力為: 32T10；「= L-)=110MPa kld所以所選鍵符合強(qiáng)度要求。 4.3變速器軸的初選與計(jì)算4.3.1軸的尺寸初選 變速器軸在工作時(shí)承受扭矩、彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強(qiáng)度和剛度 (1) 變速器軸向尺寸。轎車五檔變速器殼體軸向尺寸為(3.0?3.4)A。 (2) 軸的直徑。變速器軸的長(zhǎng)度可以初步確定。軸的長(zhǎng)度對(duì)軸的剛度影響很大，滿足剛度要求，軸的長(zhǎng)度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。 第一軸花鍵部分直徑d的初選：d=k3TmaT=4.23184」27.888mm 軸的直徑d與支撐跨度長(zhǎng)度L之間關(guān)系： 第一軸及中間軸：-=01

49、6至018lpl第二軸：一=018至0.21l第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)A初選:d0.5A=0.576.5=38mm第一軸最細(xì)處:d=1.0583Temax=6mm取16mm花鍵部分直徑d可按下式初選： d(4.0-4.6)匚軸的結(jié)構(gòu)形狀應(yīng)保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定，并與工藝要求有密切關(guān)系。 4.3.2輸出軸的計(jì)算 軸的許用應(yīng)力: (4-4) M32M3Wnd式中：為軸的許用應(yīng)力，MPa M—為軸所受的彎矩，Nmmw—為抗彎截面系數(shù)，mm；d—為軸的直徑，mmML-一 圖4-1輸出軸受力分析簡(jiǎn)圖 (1)一擋時(shí)。剛度條件： 35 T=184104.618=8.

50、3110N-mm Ft=2%=15086N,Fr=Fttg_：i/cos：=6339.3N,Fa=Fttg：=584.59Ndi 垂直方向： Fra2b2 fc-0.0004：：0.05 3EIL 水平方向： Fa2b2 fst0.000007:：:0.10 3EIL 轉(zhuǎn)角： …=Ftabb—a）二。.。。。鳥：：：0.002 3EIL 全撓度： ffc2?fs2二0.0004：：：0.2剛度合格。 a=185.5mmb=77.5mmd=38mm 式中：fc—為軸在垂直面內(nèi)的撓度，mmfs—為軸在水平面內(nèi)的撓度,mmF1—為齒輪齒寬中間平面上的圓周力，N;F2—

51、為齒輪齒寬中間平面上的徑向力，N; d—為軸的直徑，mm e—為彈性模量，MPa I—為慣性矩，mm； a、b-為齒輪上作用力距支座A、B的距離，mm L-為支座間距離，mm強(qiáng)度條件： Fa 1 C 1 FrRvaRvb圖4-2垂直方向受力分析簡(jiǎn)圖KhaFtBRhb向B點(diǎn)取矩，得: 向C點(diǎn)取矩，得: 圖4-3水平方向受力分析簡(jiǎn)圖 -205.4RA62Fr=0RA=1638.64N -205.4Rha62Ft=0RHA=4502.18N Mc=RVAa=234980.98N?mmMs=RHAa=645612.61N?mm彎矩如圖4-4所示： 圖4-5水平方

52、向彎矩圖MMc2Ms2Tn21078235.92N-mm由式（4-4）可得: M32M3W二d3二200.25N/mm::: 400N/mm （2）二擋時(shí)。剛度條件： 3T=184X1032.908=523440N-mmFt=2T1=11081.98N,：/cos：】-4233.7N，F(xiàn)a-Fttg'■ di 垂直方向： 水平方向： F2&2 fc二—二0.008：：0.053EIL 0.02：：：0.10 s3EIL 轉(zhuǎn)角： =FtaHb-a）=0.00005：：：0.002 3EIL 全撓度： f=；〔fc2fs2=0.00046::0.2 許用應(yīng)力：

53、 同理由式（4-4） 可得： a=156mmb=107mmd=38mmM32M之…2 cr=——==14764N/mm<400N/mrn W二d3（3）三擋時(shí)。 剛度條件： T=184X1031.834=660240N-mmFt=2Tl=9042.64N,F「=Ftg：/cos：?=3560.11N,F^Fttg'■d1強(qiáng)度合格[11]二729.28N 剛度合格C強(qiáng)度合格。 -1016.62Na=104mmb=159mmd=34mm 垂直方向： Fra2b2 fcr0.02：：：0.05 3EIL 水平方向： 22 fs二Ftab0.06：：：0.10 3

54、EIL 轉(zhuǎn)角： =Ftab（b-切二0.00041：：0.002 3EIL 全撓度： f=,fc2-fs2=0.0012：：：0.2剛度合格。 同理由式(4-4) 可得： 400N/mm強(qiáng)度合格。 M =— W =370.15N/mm:：: 二d3 (4)五擋時(shí)。剛度條件 T=184X1030.729=131220N- mm Ft=紐=6029.41N,=F]tg：/cos：?-2547.21N, d1 Fa二Ftg一：=1767.97N 垂直方向: 水平方向: 轉(zhuǎn)角: 全撓度： 許用應(yīng)力： 同理由式(4-4) a=80mmb=183mm

55、d=27mm F2r2 fc二r=0.0016：：0.053EIL 2^2 tab fst0.0037<0.10 3EIL =Ftab（b-a）=0.000076：：：0.0023EIL 2 fc2fs2=0.004：：0.2 剛度合格。 可得: M CT=— 32M =306.51N/mm：：400N/mrh強(qiáng)度合格。 許用應(yīng)力: (5)倒擋時(shí)。剛度條件： 3T=184X104.5=810000N-mm Ft=紅=15097.86N,Fr=Ftg：/cos：=5495.17N,Fa=F$g：=0Nd1a=241mmb=22mmd=34mm 22

56、垂直方向: =0.00016：：0.05 Frab 3EIL 水平方向： Fta2b2 fst0.0004：：：0.10 3EIL 轉(zhuǎn)角： 二Ftab(b-a)二。.。。。。餡：：：0.002 3EIL 全撓度： f=:fc2fs2二0.00043：：：0.2剛度合格。 許用應(yīng)力: 同理由式(4-4) 可得： M_32MW-二d3=221.46N/mnft::: 400N/mm強(qiáng)度合格。 4.3.3中間軸的計(jì)算 r1 Fa A. 中間軸受力分析如圖4-6所示。 Fr2 圖4-6中間軸受力分析簡(jiǎn)圖 (1)一擋時(shí)。 剛度條件：中間軸上各擋齒輪

57、受力與二軸上相對(duì)應(yīng)各擋齒輪受力大小相等,方向相反［12］。 35 T=184X104.618=8.3110N-mm Ft=2Tl=15086N,Fr二Ft-^=6340.2N,Fa-Fjt^-578.5Nd1cosP 垂直方向： 2^2 fFrab fc 3EIL 水平方向： f二帀甘= 1s 3EIL 轉(zhuǎn)角： -Ftab(b—a)o= 3EIL 全撓度：強(qiáng)度條件： fff2?fs2二 二0.000069：：0.002 0.0025::0.05 0.0068：：0.10 0.007::0.2 2Ti di a=184mmb=79mmd=48m

58、m 剛度合格。 B 圖4-7垂直方向受力分析簡(jiǎn)圖 圖4-8水平方向受力分析簡(jiǎn)圖 印=19.5mm,b=241.5mm,a2=181mm,b2=79mm一擋時(shí)常嚙合齒輪受力為： 已二藥=2173.42N,Fn=已=896.52N,Fa^Ft1t^-1159.04NdicosP設(shè)中間軸上一擋齒輪受力為：Fr2二Fr,Ft2二Ft,Fa2二Fa垂直方向： 向B點(diǎn)取矩，得：-LFc1bFr2b2&1-bFa1=0Fc1-8774.98N向A點(diǎn)取矩，得：Fc2L--Fr2a2-Fa^=0Fc2二15185.76NMc1=Fc1a=179887N?mmMc2二Fc2b2=941517N-

59、mm彎矩如圖4-9所示: 水平方向：對(duì)B點(diǎn)取矩，得:對(duì)A點(diǎn)取矩，得: -LFs1b2Ft2巾已=0Fs1二22485.02N Fs2L-Ft1a1-Ft2a2=0Fs2=11494.32NMs1=Fs1a^460942.91N-mmMs2=Fs2b2=712647N-mm 彎矩如圖4-10所示: -1 MS 圖4-10水平方向彎矩圖 M=Mc2Ms2Tn2〉1443911.7N-mm =吵32M=374.4n/mn2：：：400N/mn2強(qiáng)度合格。W二d3 （2）二擋時(shí)。剛度條件： 3 T=184X102.908=523440N-mm Ft

60、1=11081.98N,R=Ftg：/cos：?=4233.7N,Fa=Fttg=729.28N di垂直方向： a=156.5mmb=106.5mmd=65mmFa2b2 fc=Frab=0.001：：0.05 3EIL 水平方向： Fta2b2 fs二t=0.0029：：0.10 3EIL 轉(zhuǎn)角： 需_Ftab(b-a)_0000008-0002 3EIL 全撓度： ■22 f=,fcfs-0.000009:::0.2 許用應(yīng)力： 同理由式（4-4） 可得： M W 32M ■:d3 =229.51 N/mm::: 400N/mH 剛度

61、合格 強(qiáng)度合格。 (3) 三擋時(shí)。 剛度條件： 3 T=184X1031.834=660240N-mm Ft=藥=9042.64N,F「二Ftg：/cos：=3560.11N,F^F$g一：=1016.62Nd1a=99.5mmb=163.5mn,d=83.5mm 垂直方向: 水平方向:轉(zhuǎn)角： 全撓度： Fra2b2 3EIL Fta2b2 3EIL =0.00056：：0.05 =0.0014：：0.10 二FtaZb-a)=0.0000046：：：0.0023EIL ffc2fs2=0.0015：：0.2 剛度合格 許用應(yīng)力: 同理由式（4

62、-4）可得： 二鄂"3.07N/mm<400N/mm強(qiáng)度合格 （4）五擋時(shí)。剛度條件： 3 T=184X100.729=131220N-mm Ft-=6029.41N,t=Ftg：/cos：?-2547.21N,Fa=Ftg-1767.97N di 垂直方向： a=79.5mmb=183.5mmd=38mm F2b2 fc二一=0.0019：：0.05 3EIL 水平方向： Fta2b2 fst0.004:：:0.10 3EIL 轉(zhuǎn)角： 二Ftab（b-a）二。.。。。。厶厶：：。恥3EIL 全撓度： ^/fc2-fs2=0.004::：0.2剛度合格。

63、 許用應(yīng)力: 同理由式（4-4） 可得： —二32耳=65.54N/mriV：：400N/mnfi強(qiáng)度合格。W二d3 （5）倒擋時(shí)。剛度條件： T=184X1034.5=810000N?mm Ft=藥=15097.86N,F「=Ftgcc/cosB=5495.17N,Fa=F$gB=0Ndi 垂直方向： a=238mmb=25mn,d=49.5mmFra2b2 fcr0.00047::0.05 3EIL 水平方向： Fa2b2 fst0.00099：：0.10 3EIL 轉(zhuǎn)角： =Ftab（b-a）=0.00005：：0.002 3EIL 全撓度： f=,

64、fc^fs2=0.001：：：0.2剛度合格。 許用應(yīng)力: 同理由式（4-4） 可得： M_32M3W7：d=298.28N/mn2::: 400N/強(qiáng)度合格 第5章同步器 5.1同步器的結(jié)構(gòu)類型 慣性同步器能確保同步嚙合換擋，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現(xiàn)代汽車變速器中得到了最廣泛的應(yīng)用。它又分為慣性鎖止器和慣性增力式。用得最廣的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖結(jié)構(gòu)有別，但工作原理無異，都有摩擦原件、鎖止原件和彈性原件。掛擋時(shí)，在軸向力作用下摩擦原件相靠，在慣性轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生摩擦力矩，使被結(jié)合的兩部分逐漸同步；鎖止原件用于阻止同步前強(qiáng)行掛擋；彈性原件使嚙合套等在空擋時(shí)

65、保持中間位置，又不妨礙整個(gè)結(jié)合和分離過程。 本設(shè)計(jì)采用鎖環(huán)式同步器又稱鎖止式、齒環(huán)式或滑塊式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限，轉(zhuǎn)矩容量不大，適于輕型以下汽車，廣泛用于轎車及輕型客、貨車。 5.2鎖環(huán)式同步器工作原理變速器中采用鎖環(huán)式慣性同步器，如圖5-1所示 圖5-1鎖環(huán)式慣性同步器 同步器換檔過程有三個(gè)階段組成。第一階段，同步器離開中間位置，作軸向移動(dòng)并靠在摩擦面上。摩擦面接觸瞬間，由于齒輪的角速度(W3)和滑動(dòng)齒套的角速度(W1)不同，在摩擦力矩作用下鎖銷相對(duì)滑動(dòng)齒套轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)不大的角度，并占據(jù)圖上所示的鎖止位置。此時(shí)鎖止面接觸，結(jié)果阻止滑動(dòng)齒套向換檔方向移動(dòng)。 第二階段，來自手

66、柄傳至換檔撥叉并作用在滑動(dòng)齒套上的力F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于W3和W1不等，在上述表面產(chǎn)生摩擦力?；瑒?dòng)齒套和齒輪分別與整車和變速器輸入軸轉(zhuǎn)動(dòng)零件相連接。于是在摩擦力矩作用下，滑動(dòng)齒套1和齒輪3的轉(zhuǎn)速逐步接近，其角速度差△W=-W-W減小了。在△W=0的瞬間同步過程結(jié)束。 第三階段厶W=0,摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止?fàn)顟B(tài)，屆時(shí)滑動(dòng)齒套和鎖銷上的斜面相對(duì)移動(dòng)，從而使滑動(dòng)齒套占據(jù)了換檔位置［13］。 在分析與計(jì)算中考慮到常溫條件下潤(rùn)滑油阻力對(duì)齒輪轉(zhuǎn)速的影響可以忽略 不計(jì)，并假設(shè)在同步過程中車速保持不變，這一假設(shè)在道路阻力系數(shù)'■<0.15 同步器時(shí)間時(shí)t<1s是符合實(shí)際的。由于變速器輸出端的轉(zhuǎn)速在換擋瞬時(shí)保持不變，而輸入端靠摩擦作用達(dá)到與輸出端同步。如圖5-2、5-3同步器的計(jì)算模型： 口 現(xiàn)建立輸入端慣性質(zhì)量的運(yùn)動(dòng)方程: (5-1) 將上式積分得JrWr-Wc二丁缶 由上式可得同步時(shí)間: JrWr-Wc Tf 蟲We Tf Igk1 (5-2) 將上式中的Tf以摩擦面所受的軸向力Fa代替, 則