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越野乘用車變速器設(shè)計
摘要
汽車變速器是汽車傳動系統(tǒng)的主要組成部分，主要作用是將發(fā)動機(jī)的矩經(jīng)過改變后傳遞給主減速器。改變傳動比擴(kuò)大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速范圍，來適應(yīng)不同的行駛條件。設(shè)置空檔用來中斷動力傳遞，設(shè)置倒檔，使汽車能夠倒退行駛。
文中闡述越野乘用車的變速器設(shè)計，是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的變速器作為設(shè)原型，在給定發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨立設(shè)計出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計的主要內(nèi)容是根據(jù)已知參數(shù)進(jìn)行各檔位齒輪參數(shù)的選擇、二軸及中間軸的選擇計算、軸承的選擇以及各零件的設(shè)計計算與校核。
文中對變速器的主要參數(shù)進(jìn)行了驗證，包括齒輪強(qiáng)度的校核、變速器軸度和剛度的校核、軸承壽命的驗算等。計算結(jié)果表明整體性能滿足要求。
關(guān)鍵詞：變速器；中間軸；傳動比；齒輪
I
Abstract
Auto transmission is the main component of the transmission agent， it’s main effect is to transfer the torque from engine to the primary retarder， and in which process the torque is changed， is to expand the scope and speed to adapt different driving conditions by changing gear ratio. We set up the neutral position to interrupt the power transmission， set up the reverse position， so the vehicle can drive back.
This paper elaborates on the transmission design of Light Truck CA1050， Which use the existing production as a design prototype. It have finished an independent design to meet the requirements of the three-axle five positioned transmission， in the condition of given engine output torque and rotate speed.，vehicle maximum speed and highest gradient. In the design， the major content is the choice and determine of every position ratio， the choice of gear parameters， the choice and the calculate of the intermediate axle and the output axle， the choice of bearings， basing on the known parameters.
The main parameters of transmission have been checked， including the strength of geares， the transmission shafts’ strength and stiffness ， bearing life. The results show that the whole performance meet the requirement
Key words Transmission; Intermediate Axle; Design ;Gear ratio; Gear
II
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 變速器概述 1
1.2 變速器的種類 2
1.3 國內(nèi)外研究狀況和發(fā)展方向 3
第2章 傳動方案及零部件結(jié)構(gòu)分析 5
2.1 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案 5
2.1.1總體結(jié)構(gòu)選定 5
2.1.2 倒檔布置方案 8
2.1.3 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 8
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與計算 12
3.1 參數(shù)要求 12
3.2 中心距A的確定 12
3.3 外形尺寸的初選 12
3.4 齒輪參數(shù)選擇 13
3.4.1模數(shù) 13
3.4.2壓力角α 14
3.4.3 螺旋角β 14
3.4.4尺寬b 15
3.5 各擋齒輪齒數(shù)分配 15
3.5.1最低檔傳動比計算 16
3.5.2對中心距A進(jìn)行修正 16
3.5.3 一檔齒輪齒數(shù)的確定 17
3.5.4 二檔齒數(shù)的確定 17
3.5.5 倒檔齒數(shù)的確定 18
第4章 齒輪與軸的設(shè)計計算 19
4.1 齒輪設(shè)計與計算 19
4.1.1齒輪材料的選擇原則 19
4.1.2各軸的轉(zhuǎn)矩計算 19
4.1.3齒輪強(qiáng)度計算 20
4.2 軸的設(shè)計與計算 25
4.2.1 軸的工藝要求 25
4.2.2 初選軸的直徑 25
4.2.3軸最小直徑的確定 26
4.2.4軸的強(qiáng)度計算 27
4.3.1一軸軸承的選擇與校核 30
4.3.2中間軸軸承的選擇與校核 32
第5章 變速器同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇 33
5.1 同步器 33
5.1.1同步器工作原理 33
5.1.2慣性同步器 33
5.2 操縱機(jī)構(gòu)的選擇 35
5.2.1概述 35
5.2.2典型操縱換檔機(jī)構(gòu) 35
5.3 變速器殼體的設(shè)計 36
結(jié) 論 38
致 謝 39
參考文獻(xiàn) 40
II
第1章 緒論
1.1 變速器概述
變速器作為傳遞力和改變汽車車速的主要裝置，現(xiàn)在對其操縱的方便性和檔位數(shù)方面的要求愈來愈高。目前，四、五檔特別是五檔的變速器的用量有日漸增加的趨勢。同時，六擋變速器的裝車率也在上升。
變速器是用于改變發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種路障的不同條件下對驅(qū)動車輪牽引力級車速不同要求的汽車總成。設(shè)置變速器的目的是在各種行駛狀況下，是汽車獲得不同的牽引力和速度，同時是發(fā)動機(jī)在最有利的工作范圍內(nèi)工作。因此它的性能直接影響到汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性。
我們知道，汽車發(fā)動機(jī)在一定的轉(zhuǎn)速下能夠達(dá)到最好的狀態(tài)，此時發(fā)出的功率你較大，燃油經(jīng)濟(jì)性也比較好。因此，我們希望發(fā)動機(jī)總能在其最佳狀態(tài)下工作。但是，汽車在實際使用中還是需要有不同的速度，這樣就產(chǎn)生了矛盾。這個矛盾需要通過變速器來解決。
變速器的作用用一句話來概括就是變速變扭，即減速增扭或增速減扭。為什么減速可以增扭，而增速又要減扭呢？在相同情況下，發(fā)動機(jī)輸出的功率是不變的，功率可以表示為N=ωT，其中ω是傳動角速度，T是扭矩。當(dāng)N固定的時候，ω和T是成反比的。所以減速必增扭，反之亦然。汽車變速器的就是根據(jù)變速器變速變扭的原理，分成各個檔位對應(yīng)不同的傳動比，以適應(yīng)不同的運(yùn)行狀況。
那么變速器的具體作用是什么？
1）改變傳動比，擴(kuò)大驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的形式條件、如起步、加速、上坡等，同時是發(fā)動機(jī)機(jī)在最有利的情況下工作；
2）在發(fā)動機(jī)的旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，是汽車能倒退行駛；
3）利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機(jī)能夠啟動、怠速，并是變速器便于換擋或進(jìn)行動力輸出。必要時變速器還有動力輸出功能。
對于變速器提出如下基本要求：
1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性
2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機(jī)向驅(qū)動輪的動力傳輸
3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛
4）設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進(jìn)行功率輸出
5）換擋迅速、省力、方便
6）工作可靠。汽車在行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生
7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率
8）變速器的工作噪聲低
此外，變速器還要滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易和維修方便等要求。
1.2 變速器的種類
變速器有傳動機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：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）。
（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。
（2）自動變速器（AT）
自動變速器（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，自動地進(jìn)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(dá)到自動變速的目的。
（3）手動/自動變速器（AMT）
其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(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。
（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（VanDoorne’s）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速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的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有2～7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(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合適的傳動比。
本次設(shè)計的變速器為手動變速器。
1.3 國內(nèi)外研究狀況和發(fā)展方向
變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項總要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動了變速器技術(shù)的發(fā)展。目前國內(nèi)外的變速器主要向著自動變速器方向發(fā)展，自動變速器在實際中所占的比例越來越大，目前有一半以上的轎車和部分重型載貨汽車上使用的是自動變速器。變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項總要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動了變速器技術(shù)的發(fā)展。
根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。
根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。目前自動變速器得到廣泛的應(yīng)用。
變速器技術(shù)的發(fā)展動向如下：
（1）節(jié)能與環(huán)境保護(hù)。變速器的節(jié)能與環(huán)境保護(hù)既包括傳動系本身的節(jié)能與環(huán)境保護(hù)，也包括發(fā)動機(jī)的節(jié)能與保護(hù)。因此研究高效率的傳動副來節(jié)約能源，采用零污染的工作介質(zhì)或潤滑油來避免環(huán)境污染，根據(jù)發(fā)動機(jī)的特性和行駛工況來設(shè)計變速器，使發(fā)動機(jī)工作在最佳狀態(tài)，以保證汽車在最高傳動效率和最低污染物排放區(qū)運(yùn)行；
（2）應(yīng)用新型材料。材料科學(xué)與技術(shù)是21世紀(jì)重點發(fā)展的科學(xué)技術(shù)領(lǐng)域。各種新型材料在變速器中的應(yīng)用已經(jīng)推動了汽車技術(shù)的發(fā)展和性能的提高。
（3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪聲、長壽命、重量輕、體積小、低成本一直以來是變速器的發(fā)展方向；
（4）智能化、集成化。變速器智能化、集成化是信息、電子集成技術(shù)和控制技術(shù)與變速器技術(shù)的結(jié)合。其特點是根據(jù)發(fā)動機(jī)的特性和汽車的行駛工況，通過計算機(jī)智能控制，實現(xiàn)對變速器傳動比的實時控制，使發(fā)動機(jī)工作在最佳狀態(tài)。將變速器智能化，并且普及到大眾化的汽車上。這樣的汽車可以依據(jù)駕車者的性情、路面的狀況、車身的負(fù)荷乃至周邊環(huán)境等多種因素，挑選最適合的功能，實現(xiàn)智能化駕駛，以充分發(fā)揮車輛的性能，降低油耗，確保安全。變速器的發(fā)展使汽車好像有了人的智慧它根據(jù)外界路面的變化，經(jīng)過計算，代替人作出準(zhǔn)確聰明的決斷。
隨著科技的發(fā)展和汽車工業(yè)的不斷向前進(jìn)步，汽車自動變速器會越來越多的得到使用。
第2章 傳動方案及零部件結(jié)構(gòu)分析
變速器用來改變發(fā)動機(jī)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、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。變速器設(shè)有空檔，可在發(fā)動機(jī)起動、汽車滑行或停車時使發(fā)動機(jī)的動力停止向驅(qū)動輪工作。
2.1 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案
2.1.1總體結(jié)構(gòu)選定
（1）兩軸式變速器 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器得到廣泛應(yīng)用。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動汽車上。
與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時燥聲也低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作燥聲增大，容易損壞，還有，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器與一擋速比不可能設(shè)計的很大。對于前進(jìn)擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反;而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同。
圖2-1 兩軸式變速器的傳動方案
圖2-1示出用在發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動轎車的兩軸式變速器傳動方案，其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機(jī)縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪，發(fā)動機(jī)橫置時則采用圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其他擋位均用常嚙合齒輪傳動；圖2－1f中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并且用同步器換檔；同步器多數(shù)用在輸出軸上，這是因為一擋主動齒輪尺寸小，同步器裝在輸入軸上有困難，而高擋的同步器可以裝在輸入軸后端，如圖2－1d，e所示；圖2－1d所示方案有輔助支撐，用來提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲。圖2－1f所示方案為五擋全同步器式變速器，以此為基礎(chǔ)，只要將五擋齒輪用尺寸相當(dāng)?shù)母籼滋娲?，即可改變?yōu)樗膿踝兯倨?，從而形成一個系列產(chǎn)品。
（2）中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支撐在發(fā)動機(jī)飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。
圖分別示出了幾種中間軸式變速器的傳動方案。各種傳動方案的共同特點是:變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸支撐在第一軸的后端的孔內(nèi)，并且保持兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機(jī)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(dá)到90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命;在其它前進(jìn)擋位工作時，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，一擋仍然有較大的傳動比;檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動，多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換檔機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)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。
在除直接擋以外的其它擋位工作時，中間軸式變速器的 傳動效率略有降低，這是它的缺點。
在擋數(shù)相同的情況下，中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，軸的支撐方式，換擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差別。
圖2-2 中間軸式四檔變速器
如圖2-2中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別為：圖2-2a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔。第二軸為三點支承，前端支承在第一軸的末端孔內(nèi)，軸的中部和后端分別支承在變速器殼體和附加殼體上。圖2-2a所示的傳動方案又能達(dá)到提高中間軸和第二軸剛度的目的；以上各方案中，凡采用嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。
發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的承用車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，將第二軸加長置于附加殼體內(nèi)，如果在附加殼體內(nèi)布置倒擋傳動齒輪和換擋機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸及提高中間軸和輸出軸的剛度。
本次設(shè)計的變速器結(jié)構(gòu)如下圖：
第二軸齒輪15和16分別與3和5常嚙合。由于斜齒輪具有運(yùn)行平穩(wěn)，噪聲低，壽命長的突出優(yōu)點，因而這四個齒輪都使用斜齒輪。5與第二軸（20）之間滑動軸承連接，因而在圖示狀態(tài)并不能傳輸動力。
在一檔時，滑動直齒輪6滑至A位置，與一檔齒輪13嚙合。動力由此傳出。
在二檔時，結(jié)合套4由b移至c，使二檔接合齒圈與齒轂結(jié)合，從而帶動二軸輸出動力。
在三檔時，結(jié)合套4由b移至a，使一軸直接與二軸結(jié)合，直接將動力輸出，此時又叫中間檔。
在倒檔時，滑動直齒輪6移至c位置，與倒檔中間齒輪嚙合，中間軸倒檔齒輪就通過倒檔中間齒輪將動力傳給滑動直齒輪，并且改變了轉(zhuǎn)動的方向，將動力輸出。
2.1.2 倒檔布置方案
圖2.1為常見的倒檔布置方案。圖2.1b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換檔困難。圖2.1c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2.1d方案對2.1c的缺點做了修改。圖2.1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便。為了縮短變速器軸向長度，倒檔傳動采用圖2.1g所示方案。缺點是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。
本設(shè)計結(jié)合實際車型，在給定的任務(wù)書中已經(jīng)確定是中間軸式變速器，全部齒輪為常嚙合齒輪，所以綜合考慮，本身設(shè)計選擇圖2.1（b）形式進(jìn)行設(shè)計
圖2.1 倒檔布置方案
2.1.3 零部件結(jié)構(gòu)方案分析
（1）齒輪形式
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設(shè)計倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。
（2）換擋機(jī)構(gòu)
變速器換檔機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。
采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。
常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。
使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動齒輪換擋行程小。
通過比較本設(shè)計所有擋選用同步器換檔。
（3）典型的操縱機(jī)構(gòu)及其互鎖裝置
圖2.5為典型的操縱機(jī)構(gòu)圖
定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機(jī)構(gòu)。
互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其他變速叉軸互被鎖住，下面介紹幾種常見的機(jī)構(gòu)：
（a）互鎖銷式
圖2.7是汽車上用得最廣泛的一種機(jī)構(gòu)，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。
圖2.6，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖2.6，b，c，d為某一叉軸在工作位置，而其他叉軸被鎖住。
圖2.6 互鎖銷式工作原理
（b）擺動鎖塊式
圖2.7為擺動鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu)工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其他兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。
（c）轉(zhuǎn)動鉗口式
圖2.9為與上述鎖塊機(jī)構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉(zhuǎn)動。選檔時操縱桿轉(zhuǎn)動鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，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。上海SH-130型載重汽車的變速器互鎖機(jī)構(gòu)就采用這種型式。
圖2.7 擺動鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu) 圖2.8 轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機(jī)構(gòu)
上述操縱機(jī)構(gòu)用于長頭駕駛室時期車上，為操縱桿由駕駛一室底板伸出的直接操縱機(jī)構(gòu)。
對于平頭駕駛室汽車，輕型載重汽車或小客車所采用的遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)（操縱桿在方向盤下），要加上一套聯(lián)動機(jī)構(gòu)。這種機(jī)構(gòu)應(yīng)有足夠的剛性，并保證各連接件在靈活轉(zhuǎn)動情況下，其間隙不能過大，否則會使換檔手感不明顯。
為改善操縱輕便性，在小客車或重型載重汽車上的采用電磁、電力和液力控制，因其結(jié)構(gòu)復(fù)雜并需要氣源或液壓源，在載重汽車上一般很少采用。
本次設(shè)計采用互鎖銷式互鎖裝置。
（4）變速器軸承的選擇
變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。
第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。
變速器第一軸、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。
滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運(yùn)動的地方。
變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。
本設(shè)計中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側(cè)用圓錐滾子軸承，一軸用球軸承。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與計算
3.1 參數(shù)要求
本次設(shè)計是在已知發(fā)的機(jī)參數(shù)和變速器傳動比的情況下進(jìn)行設(shè)計，主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所示。
表3.1主要技術(shù)參數(shù)要求
發(fā)動機(jī)參數(shù)
數(shù) 值
發(fā)動機(jī)最大功率
55 kW /3800 rpm
發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩
172N · m / 2200 rpm
變速器參數(shù)
數(shù) 值
一擋傳動比
3.115
二擋傳動比
1.772
三擋傳動比
1
倒擋傳動比
3.738
3.2 中心距A的確定
由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據(jù)以下的經(jīng)驗公式（3.5）計算[7] 。
（3.5）
式中：
——變速器中心距（mm）；
——中心距系數(shù)，=8.6-9.6；
——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)距=172（N.m）；
——變速器一檔傳動比為3.115；
——變速器傳動效率，取96%。
將各參數(shù)代入式（3.4）得到：
（8.6~9.6）=（8.6~9.6）8.01=68.9~76.9mm
貨車的變速器中心距在68.9～76.9mm范圍內(nèi)變化，初取A=70mm。
3.3 外形尺寸的初選
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。
影響變速器的殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。
變速器殼體的軸向尺寸可參考表3.2數(shù)據(jù)選用：
表3.2 變速器殼體的軸向尺寸
三檔
（2.0～2.2）
四檔
（2.2～2.7）
五檔
（2.7～3.0）
六檔
（3.2～3.5）
為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為2.2A=154mm。
3.4 齒輪參數(shù)選擇
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(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，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；
（4）從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(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。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表3.3：
表3.3 變速器齒輪的法向模數(shù)
微型、普通級轎車
中級轎車
中型貨車
重型貨車
2.25～2.75
2.75～3.00
3.5～4.5
4.5～6.0
選用時，優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的盡量不要用，表3.4為國標(biāo)GB/T1357—1987，可參考表3.4進(jìn)行變速器模數(shù)的選擇。
表3.4 變速器常用的齒輪模數(shù)
第一系列
1
1.25
1.5
—
2.00
—
2.50
—
3.00
——
—
第二系列
—
—
—
1.75
—
2.25
—
2.75
—
（3.25）
3.5
表中數(shù)據(jù)摘自（GB/T1357——1987）
綜合考慮文中設(shè)計由于是越野乘用車，變速器滑動直齒輪及倒檔模數(shù)取3.0mm；其他各檔為2.75mm。
3.4.2壓力角α
壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。
對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。
本變速器是采取了《重要輕型汽車變速器的新技術(shù)》主要內(nèi)容是，在保證齒輪的強(qiáng)度要求之下，盡量將模數(shù)減小。這樣就明顯提高了齒輪的重合度，從而減小了沖擊載荷和噪聲。
3.4.3 螺旋角β
齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。
試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強(qiáng)度來著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角值。
斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應(yīng)力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖3.1所示：
圖3.1 中間軸軸向力的平衡
欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：
（3.6）
（3.7）
為使兩軸向力平衡，必須滿足：
（3.8）
式中：
——作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；
——作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；
——齒輪1、2的節(jié)圓半徑；
T——中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。
貨車變速器的螺旋角為：18°～26°，一檔齒輪的螺旋角取下限
3.4.4尺寬b
齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。
選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。
選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來選定齒寬b，
式中：
——齒寬系數(shù)，斜齒為6.0～8.5。
3.5 各擋齒輪齒數(shù)分配
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動及各部件如圖3.2所示：
圖3.2 越野乘用車變速器傳動示意圖
3.5.1最低檔傳動比計算
在一檔時，滑動直齒輪6滑至A位置，與一檔齒輪13嚙合。動力由此傳出。
一檔傳動比為：
如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和，
——一檔齒數(shù)和，直齒
斜齒 （3.9）
中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。轎車可在12～17之間選取，本設(shè)計取=15，初選，，
代入公式（3.6）得到：
取整得44，則。
3.5.2對中心距A進(jìn)行修正
因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整使中心距有了變化，所以要根據(jù)取定的齒數(shù)和和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
（3.10）
將各已知條件代入式（3.10）得到：
mm，取整為70.5mm。
3.5.3 一檔齒輪齒數(shù)的確定
（3.11）
而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即：
（3.12）
已知各參數(shù)如下：
代入式（3.12）得到：
取整：
，
3.5.4 二檔齒數(shù)的確定
在二檔時，結(jié)合套4由b移至c，使二檔接合齒圈與齒轂結(jié)合，從而帶動二軸輸出動力。
已知：
由式子：
（3.13）
（3.14）
（3.15）
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(guān)系式：
（3.16）
聯(lián)解上述（3.13），（3.14），（3.15）三個方程式，可采用比較方便的試湊法。解得結(jié)果如下：
，
3.5.5 倒檔齒數(shù)的確定
初選之間，小于取為15，
中間軸與倒檔軸之間的距離的確定：
為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪9和齒輪頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙。則齒輪11的齒頂圓直徑De11為：
De11=53mm
Z11=17.67 取整為Z11=18
二軸與倒檔軸之間的距離確定：
mm
第4章 齒輪與軸的設(shè)計計算
4.1 齒輪設(shè)計與計算
變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。
4.1.1齒輪材料的選擇原則
1、滿足工作條件的要求
不同的工作條件，對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強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
2、合理選擇材料配對
如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。
3、考慮加工、工藝及熱處理工藝
常嚙合齒輪因其傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，并且一直參與傳動，所以磨損較大，應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20GrMnTi材料滲碳后淬火，硬度為58～62HRC。大齒輪用40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為48～55HRC。一檔傳動比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強(qiáng)度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi滲碳后淬火，硬度為56～62HRC，大齒輪40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為46～55HRC；其余各檔小齒輪均采用40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為48～55HRC，大齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為40～50HRC。
4.1.2各軸的轉(zhuǎn)矩計算
一軸轉(zhuǎn)距
中間軸轉(zhuǎn)矩
二軸各檔轉(zhuǎn)距：
一檔齒輪N·m；
二檔齒輪N·m；
三檔齒輪N·m；
倒檔軸：
二軸倒檔齒輪：
4.1.3齒輪強(qiáng)度計算
1、 斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計算
（4.1）
式中：
——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——法向模數(shù)（mm）;為斜齒輪螺旋角；
——應(yīng)力集中系數(shù)，；
——齒面寬（mm）；
——法向齒距，；
——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖（圖4.1）中查得；
——重合度影響系數(shù)，
將上述有關(guān)參數(shù)代入（4.1），整理得到：
（4.2）
圖4.1 齒型系數(shù)圖
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。斜齒輪對貨車為100～200MPa。
（1）一檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核
已知參數(shù)：
N·m，N·m
查齒形系數(shù)圖4.1得：；
代入公式（4.2）得：
MPa
MPa
對于貨車當(dāng)計算載荷取變速器第一軸最大轉(zhuǎn)距時，其許用應(yīng)力應(yīng)該小于250Mpa，，均小于250Mpa，所以滿足設(shè)計要求。
（2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核
常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核方法與一檔齒輪相同其計算結(jié)果見表4.1：
表4.1各檔齒輪的彎曲強(qiáng)度校核
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
彎曲應(yīng)力MPa
218.58
198.71
232.1
233.48
221.90
222.00
各齒輪的彎曲應(yīng)力均小于250MPa，所以滿足設(shè)計要求。
2、倒檔齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計算
（4.3）
式中：
——彎曲應(yīng)力；
——應(yīng)力集中系數(shù)，為1.5；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪為1.1，從動齒輪為0.9；
——齒寬（mm）；
——端面齒數(shù)（mm），，為模數(shù)；
——齒形系數(shù)；
查齒形系數(shù)圖4.1得：；
代入公式（4.3）得：
MPa
當(dāng)計算載荷取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，倒檔直齒輪的許用彎曲應(yīng)力在400-850之間，在許用范圍內(nèi)，所以滿足設(shè)計要求。
3、斜齒齒輪輪齒接觸應(yīng)力
（4.4）
式中：
——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；
F ——齒面上的法向力（N），；
F1 ——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點處壓力角；
——齒輪螺旋角；
E ——齒輪材料的彈性模量（MPa）；
——齒輪接觸的實際寬度（mm）；
——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；
——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作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表4.2 ：
表4.2 變速器的許用接觸應(yīng)力
齒輪
MPa
滲碳齒輪
液體滲氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900——2000
950——1000
常嚙合齒輪和高檔
1300——1400
650——700
（1） 一檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知條件：
，
N·mm，N·mm
N，
N
mm
將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得：
，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計要求。
（2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核
常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核的方法同上，校核計算結(jié)果見表4.3：
表4.3各齒輪的接觸應(yīng)力
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
接觸應(yīng)力（MPa）
894.05
894.05
1073.67
1072.13
983.55
999.785
各齒輪的接觸應(yīng)力均小于1300——1400 MPa，所以滿足設(shè)計要求。
4、直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知條件：
N·m
將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得到：
N
N
N
MPaMPaMPa
，，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計要求。
4.2 軸的設(shè)計與計算
變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)該有足夠強(qiáng)的剛度和強(qiáng)度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設(shè)計變速器軸時，其剛度的大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗算。
4.2.1 軸的工藝要求
第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面粗糙度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光粗糙度不能過低。
對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。
對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。
本設(shè)計經(jīng)過綜合考慮中間軸選用齒輪軸，材料與齒輪一樣為20CrMnTi。
4.2.2 初選軸的直徑
在已知中間軸式變速器中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑d為0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離的比值：對中間軸，對第二軸，。第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選：
（4.5）
式中：
K——經(jīng)驗系數(shù)K=4.0-4.6；
——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)距（N·mm）。
第二軸和中間軸中部直徑=0.45mm
的取值：
中間軸長度初選：
mm
mm
第二軸長度初選：
mm
mm
第一軸長度初選：
mm
mm
mm
mm
取150mm。
4.2.3軸最小直徑的確定
按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計算，對實心軸，其強(qiáng)度條件為：
（4.6）
——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩N·mm，=172N·m；
——軸的抗扭截面模量(mm3)；
——軸傳遞的功率（kw），=55kw；
——軸的轉(zhuǎn)速，=3800；
——軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa），見4.3表：
表4.3 軸常用集中材料的及A值
軸的材料
Q235-A，20
Q237，35
（1C，18Ni9Ti）
45
40Cr，35SiMn，38SiMnMo，
3Cr12，20CrMnTi
/MPa
15-25
20-35
25-45
35-55
A
149-126
135-112
126-103
112-97
由式4.5得到軸直徑的計算公式：
（4.7）
對中間軸為合金鋼則A查表得為100；P為55kw；。
代入式（4.7）得取為25mm。
二軸為查表得為110；P為55kw；代入式（4.6）得mm取為25mm。
4.2.4軸的強(qiáng)度計算
軸的受力如圖4.2所示：
圖4.2變速器受力圖
1、 軸的撓度驗算
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(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。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3
所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計算：
（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）；
——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa；
——慣性矩（mm4），對于實心軸，；
——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用
力距支座A、B的距離（mm）；
——支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為
軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。
與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。第二軸軸上受力分析如圖4.5所示。
圖4.5變速器的撓度和轉(zhuǎn)角
（1） 變速器在一檔工作時二軸和中間軸的剛度
第一軸軸上受力分析如圖4.5所示。
N
N
N
中間軸軸上受力分析如圖4.5所示。
N
N
N
N
N
N
N
N
N
二軸軸剛度校核：
將各已知參數(shù)代入公式（4.8）得到：
N，mm，mm，mm，mm
各已知參數(shù)代入公式（4.9），（4.10）得到：
mm
mm
rad
所以變速器二軸在一檔工作時滿足剛度要求。
同理：變速器在一檔時中間軸符合剛度要求
變速器二軸在二檔工作時滿足剛度要求。
變速器在二檔時中間軸符合剛度要求。
變速器二軸在三檔工作時滿足剛度要求。
變速器在三檔時中間軸符合剛度要求。
4.3 軸承的選擇與校核
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。
，式子中，h
4.3.1一軸軸承的選擇與校核
（1）初選軸承型號根據(jù)軸承處直徑選擇30205型號軸承，查得：
KN，KN
（2）計算軸承當(dāng)量動載荷P
當(dāng)變速器在一檔工作時軸承受到的力分別為：
N，N，N，
查《機(jī)械原理與設(shè)計》得到，
，查《機(jī)械原理與設(shè)計》得到，，
當(dāng)量動載荷計算
（4.12）
將各已知參數(shù)代入式（4.12）：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
軸承壽命計算公式為：
（4.13）
將個已知參數(shù)代入式（4.13）得到：
h
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。
，式子中，h。 如表4.14所示，變速器各檔位相對工作使用率為：
表4.14 三檔變速器各檔位相對工作使用率
車型
檔
位
數(shù)
最高檔
傳動比
/%
變速器檔位
貨車
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
5
1
1
3
5
5
<1
1
3
12
所以所選軸承滿足設(shè)計要求。
當(dāng)變速器在四檔工作時軸承受到的力分別為：
N，N
查《機(jī)械原理與設(shè)計》得到，
，查表《機(jī)械原理與設(shè)計》得到
當(dāng)量動載荷計算代入式（4.12）：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
將個已知參數(shù)代入式（4.13）得到：
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。本設(shè)計為貨車，，式子中，h。
=606.08所以軸承符合要求。
4.3.2中間軸軸承的選擇與校核
（1） 初選軸承型號根據(jù)中間軸裝軸承處軸直徑選擇30207型號軸承，查得
KN，KN，，
軸承受力為：
N，N，
N，N
軸承內(nèi)部軸向力為：
N，N，
假設(shè)左側(cè)為1，右側(cè)為2，
N，N，
所以：
N，N
左側(cè)，則
代入式（4.12）得：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
代入式（4.13）得到：
h
=606.08
所以滿足使用要求。
同理：中間軸右側(cè)和二軸軸承同樣滿足使用要求。
第5章 變速器同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇
5.1 同步器
同步器是變速器換檔機(jī)構(gòu)的主要部件，能保證汽車穩(wěn)定換檔，防止齒輪的撞擊損壞。同步器有常壓式、慣性式和增力式三種?，F(xiàn)在得到最廣泛的是慣性式同步器。
5.1.1同步器工作原理
目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面產(chǎn)生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時間內(nèi)達(dá)到同步狀態(tài)。
同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保嚙