倒挡轴位置与受力分析
除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响（如图）
第三节 变速器操纵机构方案分析
一、变速器操纵机构的功用
变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。
二、设计变速器操纵机构时，应该满足以下基本要求
（一）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁;
（二）要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度; （三）应使驾驶员得到必要的手感。
三、换档位置
设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：
（一）按换档次序来排列 ；
（二）将常用档放在中间位置，其它档放在两边；
（三）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时于1档组成一排。根据以上三点，本次设计变速器的换档位置如下图所示：
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图2.2
传动方案的设计
(本次设计传动方案如图2.3所示) 传动路线：
Ⅰ档：一轴→1→2→中间轴→10→9→5、9齿轮间的同步器→二轴→输出 Ⅱ档：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、9齿轮间的同步器→二轴→输出 Ⅲ档：一轴→1 →2→中间轴→4→3→1、3齿轮间同步器→二轴→输出 Ⅳ档：一轴→1→1、3齿轮间同步器→二轴→输出 R档：一轴→1→2→中间轴→8→11→7→二轴→输出
图2.3
第三章 变速器设计计算
第一节 变速器主要参数的选择
一、轴的直径
第一轴花键部分直径d（mm）初选
d＝K×(Memax)1/3 （3.1） K——经验系数，K＝4.0～4.6，取K＝4.4; Memax——发动机最大转矩（N.m） d=19.75mm ，取d＝20mm
二. 传动比的选择
汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，速度较慢，故可以忽略空气阻力，这时：
Ftmax?Ff?Fimax 式中：Ftmax——最大驱动力； Ff———滚动阻力； Fimax—— 最大上坡阻力。
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根据最大爬坡度确定一档传动比 i1≥m×g×(f×cosα
max
+sinα
max
)R0/(Temax?i0?η)
——（《汽车现代设计制造》P36） 式中：Ttmax——发动机最大扭矩；为173N.m i1 ——变速器一档传动比； i0 ——主传动器传动比，i0=5.375； m——汽车总质量＝1960kg； f——道路滚动阻力系数取0.02； η——传动系机械效率，取0.85； g ——重力加速度取9.8； R0——驱动轮滚动半径，取0.35m； α
max
——汽车最大爬坡度为32％，即α
max
＝17.740
i1≥3.10，取i1=3.84。
由 i1/i2?i2/i3??q —（《汽车理论》第 3版P5-9） 式中，q为常数，也就是各档之间的公比，一般认为q不宜大于1.7-1.8。 由中等比性质；得：im=i1(n-m)/(n-1) m——档位数，取m=2,3,4, n——档数，n=4 ；
i2=2.452；i3=1.566；i4=1.0(直接档)； i1/i2=1.566；i2/i3=1.566；i3/i4=1.566； 符合q的要求。
∴i1=3.840, i2=2.452, i3=1.566, i4=1.000。
三、中心矩A
对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A 初选中心矩A时，可根据经验公式计算
A=Ka×(Temax×i1×ηg)1/3 （3.2） Ka—— 中心矩系数：Ka=8.6~9.6,取9.0；
i1 —— 变速器一档传动比；
--（《汽车设计》第4版P90）
?g —— 变速器传动效率：取ηg＝97％；
Memax —— 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）； ∴A＝9.0*（173*3.840*0.97）1/3＝77.74mm 初选A=78mm
四、齿轮参数选择
（一）模数的选择
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影响齿轮模数的选取因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数，对客车，减小噪声比减少质量更重要，故齿轮应选用小些的模数。该设计选用同一模数进行，对于排量1.6 用范围为2.75—3.0。故斜齿轮法向模数mn=2.75；直齿轮模数取.m=2.75。 -- （《汽车设计》第4版P91） （二）压力角α的选择 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为重合度以降低噪声，应采用14.5°，15°，16°，16.5°等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5°或25°等大些的压力角，实际上，因国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。 （三）螺旋角β 选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿合重合度增加，工作平稳，噪声低。随着β增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30°时，抗弯强度急剧下降。乘用车中间轴式变速器斜齿螺旋角的选择范围：22-34°。 初选?1，?3，2?27°，10?24° 4??5，6?24°，?9，（四）齿宽b 齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿 强度和齿轮工作时受力的均匀程度。 通常根据模数m（mn）来选择齿宽： 直齿：b=Kcm, Kc为齿宽系数，取4.5～8 斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.0～8.5； --（《变速器》第1版P15） *直齿 b=(4.5～8)×2.75=12.375～22(mm) b7=20mm, b8=22mm, b11=20mm *斜齿 b=(6.0～8.5)×2.75=16.5～23.375(mm) b1=20mm, b2=18mm, b3=20mm, b4=18mm b5=18mm, b6=20mm, b9=18mm, b10=20mm； （五）各档齿数Z 齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数。 * 一档齿轮齿数 9 --（《汽车设计》第 4版P91） 1)斜齿Zh=2×A×cosβ 9.10 /mn,选取β 9.10 ＝24°， （3.3） Zh=2×78×cos24°/2.75 =51.822 取Zn=52（圆整） 由Zh?Z9?Z10进行大小齿轮齿数分配，为使Z9/Z10的传动比更大些， 取Z9=34,Z10=18； 2)A=mn×(Z9+Z10)/(2×cosβ9.10 ) （3.4） =2.75×(34＋18)/(2 ×cos24°)=78.27mm 取A＝78； 3)Z2/Z1＝i1Z10/Z9=3.840×18/34=2.0329； 4)由A= mn×(Z1+Z2)/(2×cos?1,2)得 Z1+Z2＝2×78×cos27°/2.75=50.54，取Z1+Z2＝51； 取Z1=17，Z2=34（圆整）； 5)修正i1 i1 =Z2×Z9/(Z1×Z10) =34×34/（17×18） =3.7778 i%=(|3.840-3.7778|/3.7778)×100% =1.6%<5% (合格)； 6）修正β 由A＝mn(Z2+Z1)/2*cosβ1.2 得 β1.2 ＝arccos［mn×(Z1+Z2)/2*A］=26.37° 同理 β 9.10 ＝arccos［mn×(Z9+Z10)/2*A］=23.56° 确定Ⅱ档齿轮齿数（取β 5.6 ＝24°） 1)Z5/Z6=i2×Z1/Z2=2.452×17/34=1.2599； 2)Z5+Z6=2×A×cosβ5.6 /mn =2×78×cos24°/2.75 =52.0000 取Z5+Z6 =52(圆整) Z5=29,Z6=23； 3)修正i2 i2 ＝Z2×Z5/（Z1×Z6 ) ＝34×29/（17×23） ＝2.5217 10 （3.5） （3.6） （3.7）