VRζc0-0.0090.1040.46-0.06齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、齒輪強(qiáng)度、工作噪聲、齒輪相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等均有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小、工作噪聲大；但因輪齒收到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減小。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中作用齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.76~0.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。【4】4.6各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配格擋齒輪的齒數(shù)。4.6.1確定一檔齒輪齒數(shù)一檔傳動比為（4.2）求取Z9、Z10齒數(shù)和Zh，因其為一檔直齒輪，故：Zh=（4.3）解得：Zh=為使的傳動比大些，在已定的條件下，的傳動比可分配小寫，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度，考慮到殼體上的第一軸軸承孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多，故選取Z9=37，Z10=13。4.6.2對中心距A進(jìn)行修正A=（Z9+Z10）m=（37+13）4=200mm與所選取的中心距相同，故合理。4.6.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)由式4-2求出常嚙合傳動齒輪的傳動比（4.4）而常嚙合傳動齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，即:A=（4.5）根據(jù)式4-4、4-5計(jì)算取整得：Z1=19Z2=40=5.99與多設(shè)計(jì)的傳動比相差不大，故合理。4.6.4確定其他各檔的齒數(shù)因二檔齒輪為斜齒輪，且螺旋角不同，則（4.6）（4.7）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（4.8）聯(lián)立上述三個(gè)方程式求解得：Z3=32Z4=21I2=3.23同理求得其余各檔位齒輪齒數(shù)為：三檔Z5=25Z6=27i3=1.95四檔Z7=22Z8=37i4=確定倒檔齒輪齒數(shù)本文設(shè)計(jì)倒檔與一檔齒輪選用同一模數(shù)，切倒檔齒輪齒數(shù)一般在21~23之間，故初選去倒檔齒Z12=23。因中間軸上倒檔齒輪制造為齒輪軸行駛，故初選去中間軸倒檔齒輪Z11=15，根據(jù)公式（4.9）求得二軸倒檔齒輪Z13=35，故倒檔軸與中間軸中心（4.10）==76.8倒檔軸與二軸中心距（4.11）==116.8到此初步設(shè)計(jì)計(jì)算完成變速器的各基本參數(shù)。【5-7】4.7本章小結(jié)本章主要設(shè)計(jì)變速器的主要基本參數(shù)，如檔位、中心距、軸向及徑向尺寸等；并對齒輪的一些參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，確定其模數(shù)、壓力角、斜齒螺旋角、齒寬、變位系數(shù)等，最后計(jì)算出各檔位的齒數(shù)。5變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算5.1齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復(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。輪齒工作時(shí)，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在于齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點(diǎn)，稱之為齒面點(diǎn)蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，并可能導(dǎo)致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒檔輪齒，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在輪齒端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。負(fù)荷大、齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產(chǎn)生高溫作用的情況下使齒面間的潤滑油膜破壞，導(dǎo)致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面相互熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，稱之為齒面膠合。5.2齒輪強(qiáng)度計(jì)算與其他機(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、支承方式也基本一致。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。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(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。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。5.2.1輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）直齒輪彎曲應(yīng)力(5.1)式中，——彎曲應(yīng)力（MPa）；F1——齒輪的圓周力（N），；為計(jì)算載荷；d為節(jié)圓直徑；——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65；——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；b——齒寬（mm）;t——端面齒距（mm）；y——齒形系數(shù)，如圖所示。因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑d=mz，式中z為齒數(shù)，當(dāng)計(jì)算載荷g取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，客車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。在400~850MPa滿足要求在400~850MPa滿足要求（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力σw(5.2)式中：Tg—計(jì)算載荷（N·mm）；mn—法向模數(shù)（mm）；z—齒數(shù)；β—斜齒輪螺旋角（°）；Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)，Kσ=1.50；y—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)znzcos3β在圖中查得；Kc—齒寬系數(shù)Kc=7.0Kε—重合度影響系數(shù)，Kε=2.0。當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時(shí)，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對客車為100～250MPa。在100~250MPa之內(nèi)滿足要求圖5.1齒形系數(shù)5.2.2輪齒接觸應(yīng)力在齒輪傳動中，如果齒面壓力超過它能承受的極限壓力，那么在過高的脈動接觸應(yīng)力的反復(fù)作用下，在表層內(nèi)便會產(chǎn)生裂紋，當(dāng)潤滑油被擠進(jìn)裂紋后形成高壓，使裂紋擴(kuò)大，最后導(dǎo)致齒面出現(xiàn)小塊金屬剝落，即點(diǎn)蝕。點(diǎn)蝕多發(fā)生在節(jié)圓附近的齒根面上，因此必須對齒面的接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算。在這里所選擇的齒輪材料為20CrMnTi齒輪的接觸應(yīng)力按下式計(jì)算：(5.3)式中F——法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力，N；(5.4)——端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力，N；(5.5)——計(jì)算載荷，N·mm；d——節(jié)圓直徑，mm；E——齒輪材料的彈性模量，E=2.10×105Mpa；b——齒輪接觸的實(shí)際寬度，斜齒輪用b/cosβ代替，對于齒端帶圓弧的齒輪，輪齒接觸的寬度為b=B-m，mm；、——主、被動齒輪節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑，mm；直齒圓柱齒輪(5.6)斜齒齒輪(5.7)r1、r2———分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑，mm將作用在變速器第一軸上的載荷=0.5Temax作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力表5.1變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900~2000950~1000常嚙和高檔1300~1400650~700首先對常嚙合齒輪的接觸應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算;兩個(gè)齒輪所受力F2、F1分別為兩個(gè)齒輪齒廓曲率半徑分別為兩個(gè)齒輪應(yīng)分別為 所以，常嚙合齒輪的接觸應(yīng)力為同理可以得各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一檔：二檔：三檔：四檔：倒檔：對照上表可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。[8]5.3軸的強(qiáng)度計(jì)算變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正常嚙合，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(jì)變速器軸時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的校核。5.3.1初選軸的直徑在已知中間軸式變速器中心距時(shí)，第二周和中間軸中部直徑mm，軸的最大直徑d和支承間的距離L的比值為：對中間軸：=0.16~0.18L取281.25~250對第二軸：=0-18~0.21L取250~214.29第一軸花鍵部分直徑d（mm）可按下式初選：式中，K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0~4.6取K=4.5；Temanx為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Nm），故，根據(jù)式計(jì)算得：=45mm5.3.2軸的強(qiáng)度驗(yàn)算軸的剛度驗(yàn)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；后者是齒輪相歪斜，如圖5-1所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸后，對于軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算，欲求中間軸式變速器第一軸支點(diǎn)反作用力，必須先求第二周的支點(diǎn)反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對每個(gè)檔位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)，將軸看做鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取Temax。軸的擾度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算式，僅計(jì)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(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。[9]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，可分別用式（5.8）、（5.9）、（5.10）計(jì)算： (5.8)(5.9)(5.10)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。計(jì)算齒輪嚙合的圓周力，徑向力及軸向力可按以下公式求出：(5.11)(5.12)(5.13)d—計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；α—嚙合角；β—螺旋角；—發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m；i—至計(jì)算齒輪的傳動比二軸受力彎曲示意圖如下：圖5.1二軸受力彎曲示意圖第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算。二軸的剛度校核一檔時(shí)a=198.5mmb=83mm0.1mm0.15mm0.002rad二檔時(shí)=49398.6N=10402.5Na=156.5mmb=125mm0.15mm0.002rad三檔時(shí)=24373.4N=7424.47Na=88.5mmb=193mm0.15mm0.002rad四檔時(shí)=2539.7N=7962.8Na=63.5mmb=218mm0.15mm0.002rad倒檔時(shí)=54645.1N=26470.7N0.15mm0.002rad以上證明二軸剛度設(shè)計(jì)符合要求。中間軸剛度的校核設(shè)計(jì)時(shí)中間軸總長度為：L=320mm，計(jì)算時(shí)，僅計(jì)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(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，固可以不必計(jì)算。中間軸受力彎曲如下圖所示:圖5.2中間軸受力彎曲倒檔時(shí)a=262mm、b=58mm：0.15mm0.002rad一檔時(shí)a=252、b=68mm：0.15mm0.002rad二檔時(shí)a=224mm、b=96mm：0.15mm0.002rad三檔時(shí)a=156mm、b=164mm：0.15mm0.002rad四檔時(shí)a=131mm、b=189mm：0.15mm0.002rad通過以上校核可知中間軸設(shè)計(jì)剛度符合要求。軸的強(qiáng)度計(jì)算二軸強(qiáng)度校核：變速器軸的強(qiáng)度校核從第二軸開始。第二軸前端用滾針軸承支承在一軸上，后端用角接觸球軸承支承在變速器殼體上，因此二軸簡化成兩端鉸支的梁，前支點(diǎn)為滾針軸承的中點(diǎn)，后支點(diǎn)根據(jù)角接觸球軸承的尺寸查手冊得到。二軸受力圖如下：圖5.3二軸受力情況根據(jù)材料力學(xué)受力分析，得到水平面上彎矩圖如下，其中水平面上最大彎矩為圖5.4二軸水平面彎矩圖垂直面上的彎矩圖如下：圖5.5二軸垂直面上彎矩圖Ⅰ檔時(shí)二軸所受的扭矩為：式子中r為Ⅰ檔二軸齒輪的節(jié)圓半徑，所(5.14)按照第三強(qiáng)度理論，二軸上的彎矩最大值為(5.15)==2745.1Ⅰ檔時(shí)二軸危險(xiǎn)截面在一檔二軸齒輪的受力點(diǎn)所在的平面處，即通過齒輪的中點(diǎn)，此處的抗彎截面系數(shù)為=（）（5.16）（5.17）二軸的許用應(yīng)力為顯然二軸強(qiáng)度符合要求。中間軸強(qiáng)度的校核：圖5.6中間軸受力示意圖彎矩圖如下：圖5.7中間軸水平面受力彎矩圖圖5.8中間軸垂直面受力彎矩圖綜合考慮，常嚙合齒輪和倒檔齒輪的撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核常嚙合和倒檔齒輪。求水平面內(nèi)支反力，，和彎矩，聯(lián)立以上兩式可得：求垂直面內(nèi)支反力，和彎矩，由以上兩式可得：

按第三強(qiáng)度理論得：=769.1其中=473.3通過以上校核，證得軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)符合要求。【10】5.4本章小結(jié)本章主要校核齒輪的強(qiáng)度是否合理，并初步設(shè)計(jì)出各軸尺寸，并對中間軸及二軸的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行校核。6同步器設(shè)計(jì)6.1同步器結(jié)構(gòu)形式的選擇同步器有常壓式，慣性式，慣性增力式三種。慣性同步器能做到同步嚙合換檔，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。它又分為慣性鎖止式和慣性增力式。慣性式同步器可分為鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式等。在普通齒輪變速器中采用同步器,可以保證換檔時(shí)齒輪嚙合不受沖擊,消除噪聲,延長齒輪壽命,使換檔動作方便迅速,有利于改善換檔品質(zhì),提高汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。故根據(jù)以上敘述，選取鎖環(huán)式慣性同步器作為本次設(shè)計(jì)的同步器結(jié)構(gòu)。[11]6.2同步器主要尺寸的確定1、接近尺寸b同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時(shí)，且嚙合套相對滑塊做軸向移動前，嚙合套結(jié)合齒與鎖環(huán)結(jié)合齒倒角之間的軸向距離b，稱為接近尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，一般取b=0.2~0.3mm。2、分度尺寸a滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時(shí)，嚙合套結(jié)合齒與鎖環(huán)結(jié)合齒中心線間的距離a，稱為分度尺寸。尺寸a應(yīng)等于1/4結(jié)合齒齒距。3、滑塊轉(zhuǎn)動距離c滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動的距離c影響分度尺寸a。滑塊寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關(guān)系為：E=d+2c4、歡快端隙滑塊端隙是指滑塊斷面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同時(shí)嚙合套端面與鎖環(huán)端面的間隙，要求。若，則換擋時(shí)，在摩擦錐面尚未接觸時(shí)，嚙合套結(jié)合齒與算換結(jié)合齒的鎖止面已經(jīng)接觸，即接近尺寸b0，此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而是同步器失去鎖止作用。[12]5、預(yù)留后備行程多換端面與齒輪結(jié)合齒端面應(yīng)留有間隙，并稱之為后備行程。預(yù)留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在接下來的換擋時(shí)，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增加，導(dǎo)致間隙逐漸較少，直至為零；此后，兩摩擦錐面會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。故一般應(yīng)留取=1.2~2.0mm。6.3同步器主要參數(shù)的確定6.3.1摩擦因數(shù)汽車在行駛過程中換擋，特別是在高擋區(qū)換擋次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因素有關(guān)。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強(qiáng)度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。[13]6.3.2同步環(huán)主要尺寸的確定同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽設(shè)計(jì)的窄些，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強(qiáng)度，使磨損加快。故選取軸向卸油槽為12個(gè)，槽寬為4mm。錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是。一般取=6°——8°，本文選取=7°。摩擦錐面平均半徑RR設(shè)計(jì)的越大，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取大以后還會影響同步環(huán)徑向厚度尺寸要取消的約束，故不能去大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。錐面工作長度b縮短錐面工作長度b，可使變速器的軸向長度縮短，但同時(shí)也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計(jì)時(shí)刻根據(jù)下式計(jì)算確定b：同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受結(jié)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R和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。[14]6.3.3鎖止角鎖止角選取得正確，可以保證只有在換擋的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在～范圍內(nèi)變化。故設(shè)計(jì)中選取=28°。6.4本章小結(jié)本章主要對同步器進(jìn)行設(shè)計(jì)，首先選擇其結(jié)構(gòu)形式，在此選用鎖環(huán)式同步器；其次對同步器的主要尺寸進(jìn)行設(shè)計(jì)，如接近尺寸b、分度尺寸a、歡快轉(zhuǎn)動距離c等；最后對同步器的主要參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，如摩擦因數(shù)、鎖環(huán)的主要尺寸及鎖止角等。7變速器操縱機(jī)構(gòu)根據(jù)汽車使用條件的需要，賀駛員利用變速器的操縱機(jī)構(gòu)完成選擋和實(shí)現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求：換擋時(shí)只能掛入一個(gè)檔位，換擋后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換擋輕便。用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見的是變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。設(shè)計(jì)操縱機(jī)構(gòu)首先要確定換擋位置圖。換擋位置的確定主要從換擋方便考慮。為此，應(yīng)注意以下三點(diǎn)：1按換擋次來序列。2將常用擋次放在中間位置，其他擋放在兩邊。3為了避免誤掛擋，往往將倒擋安放在最靠邊的位置，有時(shí)與Ⅰ擋組成一排。但往往受變速器結(jié)構(gòu)方案的限制，不能得到最方便的換擋程序。7.1鎖止裝置7.1.1互鎖裝置互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時(shí)，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖裝置的結(jié)構(gòu)主要有以下幾種：（1）互鎖銷式（2）擺動鎖塊式（3）轉(zhuǎn)動鎖止式（4）三向鎖銷式此次設(shè)計(jì)中互鎖裝置選擇第一種。7.1.2自鎖裝置自鎖裝置的作用是定位，防止因汽車振動或有小的軸向力作用二致脫擋，保證嚙合齒輪以全齒長進(jìn)行嚙合，并使駕駛員有換擋的感覺。定位作用是通過自鎖裝置中的彈簧將鋼球（或鎖銷）叉軸的凹臼中實(shí)現(xiàn)的。變速叉軸的凹臼間距是有掛擋是齒輪移動的距離來決定的。7.1.3倒擋鎖裝置在汽車行駛過程中，為了防止誤掛倒擋，以致造成安全事故損壞傳動系，在操縱機(jī)構(gòu)中都設(shè)有倒擋鎖或倒擋安全裝置。倒擋鎖能在駕駛員掛倒擋時(shí)給駕駛員明顯手感，以起到提醒作用，防止誤掛倒擋。[11]7.2本章小結(jié)本章主要介紹變速器操縱結(jié)構(gòu)的具體要求、注意事項(xiàng)及具體組成部分，并著重介紹變速器的鎖止裝置，如互鎖裝置：移動某一換擋叉時(shí)其他不被移動；自鎖裝置：主要起定位作用；倒檔鎖：防止誤掛如倒檔。8三維建模及裝配8.1UG軟件簡介UG的前身是UnigraphicsSolutions公司，該公司隸屬于前麥道飛機(jī)公司，1991年5月麥道將UG出讓給當(dāng)時(shí)通用汽車公司下屬的EDS。之后EDS收購了SDRC（Ideas），2001年UG與SDRC合并，更名為EDSPLMSolutions，2004年5月，EDSPLMSolutions正式從EDS剝離并改名為UGS。2007年5月，西門子完成對UGS公司的收購。UGS公司從此將更名為“UGSPLM軟件公司（UGSPLMSoftware），并作為西門子自動化與驅(qū)動集團(tuán)（SiemensA&D）的一個(gè)全球分支機(jī)構(gòu)展開運(yùn)作。UGS是全球三維數(shù)字化技術(shù)與產(chǎn)品全生命周期管理（PLM）領(lǐng)域軟件與服務(wù)的市場領(lǐng)導(dǎo)者之一，并為企業(yè)提供CAD/CAM/CAE解決方案（UG），涵蓋了產(chǎn)品開發(fā)的所有過程——設(shè)計(jì)、制造和仿真。UGS系統(tǒng)主要應(yīng)用于包括通用汽車在內(nèi)的汽車、國防、機(jī)電裝備等行業(yè)的大型制造企業(yè)，是全球應(yīng)用最為廣泛的高端工業(yè)軟件系統(tǒng)之一。[15]8.2齒輪零件的作圖利用自己所設(shè)計(jì)出的齒輪參數(shù)，繪制各檔位齒輪。以四檔為例：首先進(jìn)入U(xiǎn)G曲面設(shè)計(jì)頁面，點(diǎn)擊公式編輯器，輸入四檔齒輪各基本參數(shù)以及相應(yīng)的計(jì)算公式，計(jì)算機(jī)將自動計(jì)算相應(yīng)公式的結(jié)果。進(jìn)入xy平面草圖，繪制齒輪的齒頂圓、分度圓、齒根圓、基圓；退出草圖，點(diǎn)擊法則曲線命令，設(shè)置完成后繪制齒輪的法則點(diǎn)，連線并對稱。[16]進(jìn)入零部件設(shè)計(jì)模塊，生產(chǎn)齒根圓，再回到曲面設(shè)計(jì)模塊中，修剪、合成齒形，利用三維投影命令，將合成的齒形投影到齒根圓的另一側(cè)，按設(shè)計(jì)的螺旋角輸入公式旋轉(zhuǎn)投影，最后拉伸輪齒實(shí)體、圓形陣列，根據(jù)要求繪制齒輪外形。[17]具體繪制過程如下列圖：圖8.1創(chuàng)建齒輪模型圖8.2設(shè)置齒輪參數(shù)圖8.3設(shè)置齒輪模型參考點(diǎn)圖8.4生成齒輪圖圖8.5完成一檔齒輪模型設(shè)計(jì)時(shí)，將結(jié)合齒與各檔位輪齒設(shè)置成為一體形式，這樣既能保證結(jié)合齒有足夠的剛度并且能盡量縮短變速器的軸向距離。同樣利用齒輪畫法改變齒輪參數(shù)，輸入螺旋角畫出斜齒輪：圖8.6斜齒輪8.3軸的繪制根據(jù)已設(shè)計(jì)出軸的尺寸，對第一軸、第二軸及中間軸進(jìn)行繪制。圖8.7第一軸圖8.8第二軸圖8.9中間軸8.4同步器主要零件的繪制利用已知數(shù)據(jù)，對同步器主要零部件進(jìn)行繪制，如花鍵轂、接合套及鎖環(huán)等，具體圖形如下：圖8.10二軸一、倒檔花鍵轂圖8.11二軸一、倒檔接合套圖8.12二軸倒檔鎖環(huán)8.5總裝配圖對以上裝配的各軸進(jìn)行總裝配，其圖形如下：圖8.13總裝配圖8.6本章小結(jié)本章主要利用UG軟件進(jìn)行各零部件的繪制，其中包括齒輪、軸、同步器的各組成部件以及軸承等。在零部件繪制完成后進(jìn)行裝配。9結(jié)論隨著我國客車的快速發(fā)展，作為客車傳動系的重要組成部分變速器也得到了很好的發(fā)展。本為主要設(shè)計(jì)宇通牌客車變速器，主要內(nèi)容具體如下：了解變速器的發(fā)展史、國內(nèi)外發(fā)展動態(tài)及趨勢。了解變速器的具體結(jié)構(gòu)、在汽車傳動系中所起到的作用，以及對變速器的具體要求。分析變速器傳動機(jī)構(gòu)各布置方案的利弊，選取合適一種作為此次設(shè)計(jì)的傳動機(jī)構(gòu)。對變速器各零部件的主要參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。對已設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行校核，要求滿足各強(qiáng)度及剛度要求等。通過UG軟件進(jìn)行各零部件的繪制，并裝配。在此次設(shè)計(jì)中因?qū)ψ兯倨髟O(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和已學(xué)知識不足等的限制，未能將其設(shè)計(jì)的十分精確，如：由于經(jīng)驗(yàn)不足，在選取齒輪模數(shù)等基本參數(shù)時(shí)不能達(dá)到同時(shí)滿足各項(xiàng)要求的標(biāo)準(zhǔn)，由于所學(xué)知識的不足，在精確設(shè)計(jì)同步器時(shí)需要查閱較多相關(guān)資料進(jìn)行核對。在設(shè)計(jì)過程中，由于方法不當(dāng)，開始階段沒有做到參數(shù)與圖形相結(jié)合，導(dǎo)致反復(fù)計(jì)算及修改參數(shù)等。對此需要很大的改進(jìn)。由于手動變速器的多方面優(yōu)點(diǎn)，在未來一段時(shí)間內(nèi)，手動變速器仍將繼續(xù)成為客車變速箱應(yīng)用的主流。并通過此次設(shè)計(jì)，使自己意識到自己的不足，在不斷學(xué)習(xí)的前提下，繼續(xù)深入理解變速器具體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求及解決和改善的辦法。致謝轉(zhuǎn)眼間，大學(xué)四年很快就要結(jié)束了。而作為大學(xué)生活的最后一個(gè)環(huán)節(jié)—畢業(yè)設(shè)計(jì)，經(jīng)過近16周的緊張準(zhǔn)備，也將接近尾聲。在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中，我不但鞏固了以前所學(xué)的知識，并從中學(xué)到了很多新的東西，本設(shè)計(jì)在彭潤玲老師的悉心指導(dǎo)和嚴(yán)格要求下業(yè)已完成，從課題選擇、方案論證到具體設(shè)計(jì)，無不凝聚著老師的心血和汗水，在四年的本科學(xué)習(xí)和生活期間，也始終感受著各位老師的精心指導(dǎo)和無私的關(guān)懷，我受益匪淺。在此向老師表示深深的感謝和崇高的敬意,正是他們的幫忙才讓我得以圓滿的完成四年的學(xué)業(yè)和最后的畢業(yè)設(shè)計(jì)。在這次設(shè)計(jì)的過程中，指導(dǎo)老師一直都關(guān)注著我的每一步進(jìn)展，并給了我很多好的意見和建議，同時(shí)也對我提出了嚴(yán)格的要求。我之所以能很順利地完成畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)，這與彭老師的指導(dǎo)是分不開的，在此，對她表示感謝。另外，遇到技術(shù)困難的時(shí)候，機(jī)械設(shè)計(jì)老師也給了我很多幫助。本設(shè)計(jì)的完成也凝聚了機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化專業(yè)所有老師的辛勤汗水，是他們無私的幫助和支持，才使我的畢業(yè)論文工作順利完成，在此向機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化專業(yè)所有的老師表示由衷的謝意。參考文獻(xiàn)[1]