　　　本次设计的题目是日产锐骐皮卡三轴式变速器设计。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成，其基本功用是改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。

　　采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。本设计论述了变速器的总体结构，在设计中完成了各挡齿轮和轴的计算和校核及CAD绘图等工作。　

关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮　　　The design of the subject is Nissan Pick-up thestrals sharpness triaxial type transmission design. Transmission of transmission mechanism and manipulate the transmission mechanism, its basic function is changed, expand the rotation drive transmission torque and speed range, in order to adapt to the changing conditions, also make the engine driving in the favorable conditions work, In the engine crankshaft direction invariable under the premise of driving the car can reverse, Use neutral interrupt power to make the engine can start, idle, and facilitate transmission shift or power output.

　　　Using the transmission of transmission oart has two outstanding advantages: one is the direct transmission efficiency, the wear and tear of noise and minimum, The center distance of small gear cases can still get larger gear transmission. The transmission has five forward (including a overdrive five files) and one reverse, and through the lock ring type synchronizer to realize the shift. This design is discussed in the overall structure, design of the gear and finish the checking and calculating and axial CAD drawing, etc.　

Key wordS：Transmission, Locking ring type synchronizer,Gear ratio, Countershaft,Second axis, Gear

摘要……………………………………………………...…………………..…………I

Abstract………………………………………………………………………..……....II

第1章绪论………………………………………………………………..…………1

　　　1.1 汽车变速器概述…………………………………………………………..…..1

　　　1.2汽车变速器设计的目的和意义………………………………………….……1

　　　1.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势………………………………….……...2

　　　　　1.3.1 变速器国内外的现状…………………………………………….……2

　　　　　1.3.2 汽车变速器的发展趋势……………………………………….……....3

　　　1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容……………………………….……...3

　　　　　1.4.1 手动变速器的特点……………………………………………….……3

　　　　　1.4.2 手动变速器的设计要求……………………………………….………4

　　　　　1.4.3设计的主要内容………………………………………………….…….4

第2章变速器传动机构布置方案确定………………………………..………6

　　　2.1设计所依据的主要技术参数……………………………………………….…6

　　　2.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择………………………….………...6

　　　　　2.2.1两轴式变速器的特点分析……………………………………….…….7

　　　　　2.2.2 中间轴式变速器特点分析……………………………….……………7

　　　　　2.2.3 倒挡布置方案分析……………………………………………….……8

　　　　　2.2.4 传动机构布置的其他问题……………………………………….……9

　　　2.3 零部件结构方案分析……………………………………………………........10

　　　　　2.3.1 齿轮形式……………………………………………………….…...….10

　　　　　2.3.2 换挡机构形式………………………………………………….…...….10

　　　　　2.3.3 防止自动脱挡的结构……………………………………………….....11

　　　　　2.3.4 变速器轴承………………………………………………………...…..11

　　　2.4 本设计所采用的传动机构布置方案………………………………………….11

　　　2.5 本章小结……………………………………………………………………….12

第3章变速器主要参数的选择和齿数分配…………………………………..13

　　　3.1 变速器各挡传动比的确定…………………………………………..…..…….13

　　　　　3.1.1 变速器最低挡传动比的确定…………………………………………..13

　　　　　3.1.2 变速器其他各挡传动比的确定……………………………..……..…..14

　　　3.2中心距的确定…………………………………………………………..…..…..14

　　　3.3变速器外形尺寸的初选……………………………………………..……..…..15

　　　3.4 变速器齿轮参数的选择…………………………………………………..…...15

　　　　　3.4.1模数……………………………………………………………………...15

　　　　　3.4.2 齿形、压力角及螺旋角………………………………………………..16

　　　　　3.4.3 齿宽……………………………………………………………………..16

　　　　　3.4.4 齿顶高系数……………………………………………………………..17

　　　3.5 变速器各挡齿轮齿数的分配……………………………………………..……17

　　　　　3.5.1 确定一挡齿轮的齿数….……………………………………………...17

　　　　　3.5.2 对中心距进行修正……………………………………………………..18

　　　　　3.5.3 确定常啮合齿轮的齿数………………………………………………..19

　　　　　3.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数……………………………………………..20

　　　3.6 本章小结…………………………………………………….………………….23

第4章变速器齿轮的设计计算…………………………………………………..24

　　　4.1变速器齿轮的几何尺寸计算……………………………………………….…..24

　　　4.2 计算变速器各轴的扭矩和转速………………………………………….…….24

　　　4.3 齿轮的强度计算和材料选择………………………………………….……….25

　　　　　4.3.1 齿轮损坏的原因和形式……………………………….………………..25

　　　　　4.3.2 齿轮的材料选择……………………………………………….………..26

　　　　　4.3.3 齿轮的强度计算………………………………………….……………..27

　　　4.4 本章小结…………………………………………………………….………….38

第5章变速器轴和轴承的设计计算………………………………………...…..39

　　　5.1初选变速器轴的轴径和轴长…………………………………………….……..39

　　　5.2 轴的结构设计………………………………………………………….….……39

　　　5.3 变速器轴的强度计算…………………………………………………..….…...40

　　　　　5.3.1齿轮和轴上的受力计算…………………………………………………40

　　　　　5.3.2 轴的强度计算…………………………………………………………...41

　　　　　5.3.3 轴的刚度计算……………………………………………………..……...46

　　　5.4变速器轴承的选择和校核……………………………………………………….49

　　　　　5.4.1 第一轴轴承的选择和校核……………………………………………….49

　　　　　5.4.2 第二轴轴承的选择和校核……………………………………………….50

　　　　　5.4.3 中间轴轴承的选择和校核……………………………………………….51

　　　5.5 本章小结………………………………………………………………………….51

第6章同步器和操纵机构的设计选用…………………………………………..52

　　　6.1 同步器的设计选用……………………………………………………………….52

　　　　　6.1.1 锁环式同步器…………………………………………………………52

　　　　　6.1.2 锁销式同步器…………………………………………………………53

　　　　　6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定………………………………………54

　　　　　6.1.4 同步器主要参数的确定…………………………………………………..55

　　　6.2 变速器操纵机构的设计选用…………………………………………………….57

　　　　　6.2.1 变速器操纵机构的分类…………………………………………………..57

　　　　　6.2.2 变速器常用操纵机构分析………………………………………………..58

　　　6.3 变速器箱体的设计……………………………………………………………….59

　　　6.4 本章小结………………………………………………………………………….60

结论………………………………………………………………….....................61

参考文献………………………………………………………………………………….62

致谢………………………………………………………………………………………...63

附录A……………………………………………………………………………………...64

附录B……………………………………………………………………………………...66

第1章绪论

1.1 汽车变速器概述

　　　变速器用于转变发动机曲轴的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下，对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。用变速器转变发动机转矩、转速的必要性在于内燃机转矩-转速变化特性的特点是具有相对小的对外部载荷改变的适应性[1]。

　　　变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。

　　　变速器按其传动比的改变方式可分为有级、无级和综合式的。有级变速器按其前进挡的挡位数分为三、四、五挡和多挡的；而按其轴中心线的位置又可分为固定轴线式、旋转轴线式和综合式的。固定轴式变速器又分为两轴式、三轴式和多轴式的。变速器按其操纵方式又可分为自动式、半自动式、预选式、指令式、直接操纵式和远距离操纵式[2]。

　　　变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧措施以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双、中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。

　　　变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。

　　　变速器都装有单向的通气阀以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底放油塞多放置磁铁以吸附油内铁屑。

1.2汽车变速器设计的目的和意义

　　　现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速的变化范围很小，而复杂的使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器，用来改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在最有利的工况范围下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。变速器设计的目的就是为了满足上述的要求，使汽车在特定的工况下稳定的工作。[9]

　　　变速器除了要能满足一定的使用要求外，还要保证使其和汽车能有很好的匹配性，可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。这就要求设计人员依据汽车的技术参数，合理的选择变速器的参数，使所设计的变速器能和整车具有很好的匹配性。

1.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势第2章变速器传动机构布置方案确定

2.1设计所依据的主要技术参数

　　　本设计是根据日产锐骐皮卡的技术参数来设计一种轻型货汽车变速器，其具体参数如表2.1。

　　　表2.1 日产锐骐皮卡的主要技术参数

发动机最大功率80kw车轮型号215/75 R15

发动机最大转矩260Nm最大功率时转速3800 r/min

最大转矩时转速1600~1800r/min最高车速140km/h

总质量2595kg整备质量1780kg

2.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择

　　　有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，具有高的传动效率（η=0.96～0.98），因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。

　　　通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进挡；重型载货汽车和重型越野车则采用多挡变速器，其前进挡位数多大6～16个甚至20个。变速器挡位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但挡位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。

　　　某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于1（约为0.7～0.8）的超速挡，可充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。

　　　有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。

　　　两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。

2.2.1两轴式变速器的特点分析

　　　与中间轴式变速器相比较，两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高挡外其他各挡的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少6%～10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。

　　　如图2.1a～c所示为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。图2.1c中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；图2-1a所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。

日产锐骐皮卡三轴式变速器设计.gif

内容简介：: SY-025-BY-5毕业设计（论文）中期检查表填表日期2010年 4月 21 日迄今已进行 8 周剩余 8 周学生姓名刘金池系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程06-7指导教师姓名王瑛璞职称高级实验师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称日产锐骐皮卡三轴式变速器设计学生填写毕业设计（论文）工作进度已完成主要内容待完成主要内容1、资料收集、调研，完成开题报告。2、熟悉车辆及变速器各参数，掌握设计方法及过程。3、变速器传动方案确定。4、变速器各档传动比的分配确定。5、变速器齿轮参数的选择。6、变速器各档齿轮齿数的分配。7、变速器齿轮的设计计算。1、变速器轴和轴承的设计计算。2、同步器及箱体的设计。3、利用CAD画装配图、零件图。4、设计审核、修改。存在问题及努力方向在滚动半径的计算出现了疑惑，齿数的确定以及传动比的确定计算比较困难，齿轮螺旋的确定，中心距的确定，在计算齿轮的强度时，对齿形系数图的计算时出现看不懂图，无法确定齿形系数y的问题，经过长时间研究，得以解决，努力的方向是变速器轴和轴承的设计计算，同步器及箱体的设计，利用CAD画装配图、零件图。选序渐进的完成每一个章节的计算，提前完成任务。学生签字：指导教师意见指导教师签字：年月日教研室意见教研室主任签字：年月日SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名刘金池系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程BW06-7指导教师姓名王瑛璞职称高级实验师从事专业汽车运用是否外聘是否题目名称日产锐骐皮卡三轴式变速器设计一、设计（论文）目的、意义汽车变速器是汽车传动系的重要组成，变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作，对汽车的动力性、燃油经济性有重要的影响。因此，根据整车的主要技术指标、发动机功率、转速和车辆行驶条件，变速器的结构型式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。设计一台匹配性好的变速器，就成为了汽车设计的一项重要工作。通过设计可以使学生掌握汽车变速器结构设计原则和方法。培养理论联系实际的技能。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）1、设计的主要内容（1）变速器传动方案确定；（2）变速器各档传动比的分配确定；（3）变速器齿轮参数的选择；（4）变速器各档齿轮齿数的分配；（5）变速器齿轮的设计计算；（6）变速器轴和轴承的设计计算；（7）同步器及箱体的设计；（8）利用CAD画装配图、零件图。 2、技术要求（研究方法）（1）通过文献资料，熟悉汽车变速器设计和CAD的相关知识，掌握汽车变速器设计计算方法。（2）调研，掌握汽车变速器设计过程。（3）确定汽车变速器各项参数，计算确定各元件的参数和尺寸，完成CAD图纸。（4）毕业设计说明书格式规范，设计思路清晰，方案选择合理，具有可行性，图纸绘制符合制图标准,结构合理，满足设计要求。三、设计（论文）完成后应提交的成果折合0号图纸3张；设计说明书达到1.5万字以上。四、设计（论文）进度安排（1）资料收集、调研，完成开题报告第12周（3月1日3月14日）（2）熟悉车辆及变速器各参数，掌握设计方法及过程第3周（3月15日3月21日）（3）变速器设计方案确定第45周（3月22日4月4日）（4）设计参数的选择、设计、计算第610周（4月5日5月9日）（5）设计说明书定稿，完成图纸绘制第1114周（5月10日6月6日）（6）设计审核、修改第1516周（6月7日6月20日）（7）准备答辩第17周（6月21日6月27日）五、主要参考资料1 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,2001.2 王望予.汽车设计M.北京:机械工业出版社,2000. 3 陈家瑞.汽车构造M.北京:人民交通出版社，2001. 4汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册M.北京:人民交通出版社,2001.5 余志生.汽车理论M.北京:机械工业出版社,2000.6 张洪欣.汽车底盘设计M.北京:机械工业出版社,1998. 7 成大先机械设计手册M北京:化学工业出版社，2004.六、备注指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日SY-025-BY-1毕业设计（论文）题目审定表指导教师姓名王瑛璞职称高级实验师从事专业汽车运用是否外聘是否题目名称日产锐骐皮卡三轴式变速器设计课题适用专业车辆工程课题类型毕业设计课题简介：（主要内容、意义、现有条件、预期成果及表现形式。）1.设计的主要内容（1）变速器传动方案确定；（2）变速器各档传动比的分配确定；（3）变速器齿轮参数的选择；（4）变速器各档齿轮齿数的分配；（5）变速器齿轮的设计计算；（6）变速器轴和轴承的设计计算；（7）同步器及箱体的设计；（8）利用CAD画装配图、零件图。 2.设计的目的和意义变速器的档位数和传动比与发动机参数优化匹配，可以保证汽车具有良好的动力性与经济性。因此现代汽车变速器向着节能、环保、安全、舒适、高效、可靠方向不断提高，结构更加简单、紧凑，传动效率更高。变速器的结构型式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。这次变速器设计是对汽车理论方面知识系统的应用，提高理论联系实际的能力。指导教师签字：年月日教研室意见1选题与专业培养目标的符合度好较好一般较差2对学生能力培养及全面训练的程度好较好一般较差3选题与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度好较好一般较差4论文选题的理论意义或实际价值好较好一般较差5课题预计工作量较大适中较小6课题预计难易程度较难一般较易教研室主任签字：年月日系（部）教学指导委员会意见：负责人签字：年月日注：课题类型填写 W.科研项目；X.生产（社会）实际；Y.实验室建设；Z.其它。毕业设计（论文）过程管理材料题目日产锐骐皮卡三轴式变速器设计学生姓名刘金池系部名称汽车与交通工程学院专业班级车辆工程B06-7指导教师王瑛璞职称高级实验师教研室车辆工程起止时间2010.3.1-2010.6.25教务处制SY-025-BY-9毕业设计（论文）成绩评定表学生姓名刘金池性别男系部汽车与交通工程学院专业车辆工程班级BW06-7设计（论文）题目日产锐起皮卡三轴式变速器设计指导教师姓名职称指导教师评分（X）评阅教师姓名职称评阅教师评分（Y）答辩组组长职称答辩组评分（Z）毕业设计（论文）成绩百分制五级分制答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）：系部公章：年月日注：1、指导教师、评阅教师、答辩组评分按百分制填写，毕业设计（论文）成绩百分制=0.3X+0.2Y+0.5Z 2、评语中应当包括学生毕业设计（论文）选题质量、能力水平、设计（论文）水平、设计（论文）撰写质量、学生在毕业设计（论文）实施或写作过程中的学习态度及学生答辩情况等内容的评价。SY-025-BY-6毕业设计指导教师评分表学生姓名刘金池系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程BW06-7指导教师姓名王瑛璞职称高级实验师从事专业汽车运用是否外聘是否题目名称日产锐骐皮卡三轴式变速器设计序号评价项目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力205计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）106插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）58科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度10得分 X= 评语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）指导教师签字：年月日SY-025-BY-4毕业设计（论文）指导记录日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名：指导教师签名：日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名：指导教师签名：日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名：指导教师签名：SY-025-BY-10优秀毕业设计（论文）推荐表题目日产锐骐皮卡三轴式变速器设计类别Z学生姓名刘金池系、专业、班级车辆与交通工程学院车辆工程BW06-7指导教师王瑛璞职称高级实验师设计成果明细：答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）：系部公章：年月日备注：注：“类别”栏填写毕业论文或毕业设计SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程BW06-7指导教师姓名职称高级实验师从事专业汽车运用是否外聘是否题目名称日产锐骐皮卡三轴式变速器设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、研究现状汽车变速器是汽车传动系的重要组成，变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作，对汽车的动力性、燃油经济性有重要的影响。因此，根据整车的主要技术指标、发动机功率、转速和车辆行驶条件，变速器的结构型式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。设计一台匹配性好的变速器，就成为了汽车设计的一项重要工作。早在1889年，法国标致研制成功世界上第一台手动机械式4挡齿轮传动汽车变速器。在现在汽车中，变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数作优化匹配,可得到良好的动力性与经济性;采用自锁及互锁装置，倒档安全装置可使操纵可靠，不跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档;采用同步器可使换档轻便，无冲击及噪声;采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换档机构等新结构也相继问世。变速器的设计系列按输出转矩分级，供各种车型选用。传动比应按动力一传动系参数的匹配要求调整、更换。也可根据具体车型的使用寿命要求进行设计。可根据同类车型在典型路段上实测的随机载荷，用统计分析法组成载荷谱，进行变速器的疲劳寿命计算。这种可靠性设计方法比较符合实际，如果再以优化设计方法选择有关设计参数及与发动机参数作最佳匹配，则可得到以最小零部件尺寸满足设计所要求的寿命和性能的设计方案。有时亦可辅以有限元分析。对汽车变速器进行了多日标可靠性优化设计。从优化结果与原值的对比看到，该方法对提高设计效率、减小变速器体积、改善传动平稳性、降低成本和保证传动可靠性等都具有重要意义。材质上选取优良的齿轮钢20 CrMnTi,同时兼备结构紧凑、工艺完善、材质优良、操纵方便、换挡平稳准确、使用可靠、寿命长等特点。2、目的和意义变速器的档位数和传动比与发动机参数优化匹配，可以保证汽车具有良好的动力性与经济性。因此现代汽车变速器向着节能、环保、安全、舒适、高效、可靠方向不断提高，结构更加简单、紧凑，传动效率更高。变速器的结构型式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。这次变速器设计是对汽车理论方面知识系统的应用，提高理论联系实际的能力。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、设计的主要内容（1）变速器传动方案确定；（2）变速器各档传动比的分配确定；（3）变速器齿轮参数的选择；（4）变速器各档齿轮齿数的分配；（5）变速器齿轮的设计计算；（6）变速器轴和轴承的设计计算；（7）同步器及箱体的设计；（8）利用CAD画装配图、零件图。 2、技术要求（研究方法）通过调查研究变速器传动方案确定动比的分配，确定齿轮参数，齿轮的设计计算，轴和轴承的设计计算，同步器及箱体的设计。毕业设计说明书格式规范，设计思路清晰，方案选择合理，具有可行性，图纸绘制符合制图标准,结构合理，满足设计要求。熟悉汽车变速器设计和CAD的相关知识，掌握汽车变速器设计计算方法，完成CAD图纸。三、技术路线（研究方法）调查研究形成研究成果绘制图纸零部件结构变速器操纵机构变速器传动机构同步器齿轮、轴与轴承外壳及操纵机构变速器设计计算变速器结构分析与类型选择四、进度安排（1）资料收集、调研，完成开题报告第12周（3月1日3月14日）（2）熟悉车辆及变速器各参数，掌握设计方法及过程第3周（3月15日3月21日）（3）变速器设计方案确定第45周（3月22日4月4日）（4）设计参数的选择、设计、计算第610周（4月5日5月9日）（5）设计说明书定稿，完成图纸绘制第1114周（5月10日6月6日）（6）设计审核、修改第1516周（6月7日6月20日）（7）准备答辩五、参考文献1 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,2001.2 陈家瑞.汽车构造M.北京:人民交通出版社，2001. 3 石允国. 汽车变速器的现状与前景J.机械研究与应用, 2007,44 常志权，汽车变速器齿轮啮合瞬态性能分析研究，学位论文，重庆，重庆大学，2005年6月。5 王丽芳.自动变速器换档规律确定方法的研究.汽车技术，1998 (6)6 丁能根，连小抿，张耿等.考虑汽车档位使用率的传动比优化设计.汽车工程，1997 (3)7 宋宝玉，任秉银.汽车传动系参数优化设计系统的研究.哈尔滨工业大学学报，2001.33 (2):179-1828 蔡炳炎，机械式汽车变速器速比优化设计及扭转振动分析，硕士学位论文，武汉，武汉理工大学，20059 罗春香. 汽车变速器设计中速比分配问题的研究J. 西南民族大学学报,2004,610 韦志林.汽车变速器轴承的校核计算J.广西工学院学报，2000,11(2):37-4011 冯樱. 汽车变速器自顶向下设计方法研究J. 北京汽车，2007，512 刘法顺.乘用车两轴式机械变速器的设计J.交通科技与经济,2008,413Fuel Economy with Automatic Transmission SAE 841303_198414 Leitermann.Modern manual transmissions innovative solutions for a mature technology.VDI Berichte Nr.1943,2006(Germany)15 Domian,Grumbach.Passenger car transmissions today and in the future；ATZ, Germany,2006,2六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要本次设计的题目是日产锐骐皮卡三轴式变速器设计。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成，其基本功用是改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。本设计论述了变速器的总体结构，在设计中完成了各挡齿轮和轴的计算和校核及 CAD 绘图等工作。关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮黑龙江工程学院本科生毕业设计I ABSTRACTThe design of the subject is Nissan Pick-up thestrals sharpness triaxial type transmission design. Transmission of transmission mechanism and manipulate the transmission mechanism, its basic function is changed, expand the rotation drive transmission torque and speed range, in order to adapt to the changing conditions, also make the engine driving in the favorable conditions work, In the engine crankshaft direction invariable under the premise of driving the car can reverse, Use neutral interrupt power to make the engine can start, idle, and facilitate transmission shift or power output.Using the transmission of transmission oart has two outstanding advantages: one is the direct transmission efficiency, the wear and tear of noise and minimum, The center distance of small gear cases can still get larger gear transmission. The transmission has five forward (including a overdrive five files) and one reverse, and through the lock ring type synchronizer to realize the shift. This design is discussed in the overall structure, design of the gear and finish the checking and calculating and axial CAD drawing, etc.KEY WORDS：Transmission, Locking ring type synchronizer,Gear ratio, Countershaft,Second axis, Gear黑龙江工程学院本科生毕业设计II目录摘要.IAbstract.II第 1 章绪论.11.1 汽车变速器概述.11.2 汽车变速器设计的目的和意义.11.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势.21.3.1 变速器国内外的现状.21.3.2 汽车变速器的发展趋势.31.4 手动变速器的特点和设计要求及内容.31.4.1 手动变速器的特点.31.4.2 手动变速器的设计要求.41.4.3 设计的主要内容.4第 2 章变速器传动机构布置方案确定.62.1 设计所依据的主要技术参数.62.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择.62.2.1 两轴式变速器的特点分析.72.2.2 中间轴式变速器特点分析.72.2.3 倒挡布置方案分析.82.2.4 传动机构布置的其他问题.92.3 零部件结构方案分析.102.3.1 齿轮形式.102.3.2 换挡机构形式.102.3.3 防止自动脱挡的结构.112.3.4 变速器轴承.112.4 本设计所采用的传动机构布置方案.112.5 本章小结.12第 3 章变速器主要参数的选择和齿数分配.13黑龙江工程学院本科生毕业设计III3.1 变速器各挡传动比的确定.133.1.1 变速器最低挡传动比的确定.133.1.2 变速器其他各挡传动比的确定.143.2 中心距的确定.143.3 变速器外形尺寸的初选.153.4 变速器齿轮参数的选择.153.4.1 模数.153.4.2 齿形、压力角及螺旋角.163.4.3 齿宽.163.4.4 齿顶高系数.173.5 变速器各挡齿轮齿数的分配.173.5.1 确定一挡齿轮的齿数.173.5.2 对中心距进行修正.183.5.3 确定常啮合齿轮的齿数.193.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数.203.6 本章小结.23第 4 章变速器齿轮的设计计算.244.1 变速器齿轮的几何尺寸计算.244.2 计算变速器各轴的扭矩和转速.244.3 齿轮的强度计算和材料选择.254.3.1 齿轮损坏的原因和形式.254.3.2 齿轮的材料选择.264.3.3 齿轮的强度计算.274.4 本章小结.38第 5 章变速器轴和轴承的设计计算.395.1 初选变速器轴的轴径和轴长.395.2 轴的结构设计.395.3 变速器轴的强度计算.405.3.1 齿轮和轴上的受力计算405.3.2 轴的强度计算.41黑龙江工程学院本科生毕业设计IV5.3.3 轴的刚度计算.465.4 变速器轴承的选择和校核.495.4.1 第一轴轴承的选择和校核.495.4.2 第二轴轴承的选择和校核.505.4.3 中间轴轴承的选择和校核.515.5 本章小结.51第 6 章同步器和操纵机构的设计选用.526.1 同步器的设计选用.526.1.1 锁环式同步器526.1.2 锁销式同步器536.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定546.1.4 同步器主要参数的确定.556.2 变速器操纵机构的设计选用.576.2.1 变速器操纵机构的分类.576.2.2 变速器常用操纵机构分析.586.3 变速器箱体的设计.596.4 本章小结.60结论.61 参考文献.62致谢.63附录A.64附录B.66黑龙江工程学院本科生毕业设计0第 1 章绪论1.1 汽车变速器概述变速器用于转变发动机曲轴的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下，对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。用变速器转变发动机转矩、转速的必要性在于内燃机转矩-转速变化特性的特点是具有相对小的对外部载荷改变的适应性1。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。变速器按其传动比的改变方式可分为有级、无级和综合式的。有级变速器按其前进挡的挡位数分为三、四、五挡和多挡的；而按其轴中心线的位置又可分为固定轴线式、旋转轴线式和综合式的。固定轴式变速器又分为两轴式、三轴式和多轴式的。变速器按其操纵方式又可分为自动式、半自动式、预选式、指令式、直接操纵式和远距离操纵式2。变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧措施以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双、中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。变速器都装有单向的通气阀以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底放油塞多放置磁铁以吸附油内铁屑。1.2 汽车变速器设计的目的和意义现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速的变化范围很小，而复杂的使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在黑龙江工程学院本科生毕业设计1传动系统中设置了变速器，用来改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在最有利的工况范围下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。变速器设计的目的就是为了满足上述的要求，使汽车在特定的工况下稳定的工作。9变速器除了要能满足一定的使用要求外，还要保证使其和汽车能有很好的匹配性，可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。这就要求设计人员依据汽车的技术参数，合理的选择变速器的参数，使所设计的变速器能和整车具有很好的匹配性。1.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势1.3.1 变速器国内外的现状早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传动形式是很简单的。1892 年法国制造出第一辆带有变速器的汽车。1921 年英国人赫伯特福鲁特采用耐用的摩擦材料进一步完善了变速器的性能。现代汽车变速器是 1894 年由法国人路易斯雷纳本哈特和艾米尔拉瓦索尔推广使用的。目前为止，变速器经历了几个发展阶段，主要为：1、手动变速器手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内的不同的齿轮副工作。手动变速器又称手动齿轮式变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合达到变速变矩的目的3。手动变速器的换挡操作可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、故障率相对较低、价廉物美。2、自动变速器自动变速器是根据车速和负荷（油门踏板的行程）来进行双参数控制，挡位根据上面的两个参数来自动升降。自动变速器与手动变速器的共同点，就是二者都属于有级式变速器，只不过自动变速器可以根据车速的快慢来自动实现换挡，可以消除手动变速器“顿挫”的换挡感觉。自动变速器是由液力变矩器、行星齿轮和液压操纵机构组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩的目的。3、无级变速器无级变速器又称为连续变速式无级变速器。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行黑龙江工程学院本科生毕业设计2变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化3。4、无限变速式机械无级变速器（IVT）无限变速式机械无级变速器与其它自动变速器的差别之一是不使用变矩器。变矩器的作用是通过油液介质将发动机动力传递给变速器，它的传递效率通常只有80%。IVT 由于不使用变矩器，与其它变矩器比较，IVT 具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工艺复杂造价高昂的金属传送带、结构简单、成本低等一系列优点，加上传递扭矩大，长时间使用也不会过度发热，不但使用于轿车，也使用于越野车，是一种新型变速器。1.3.2 汽车变速器的发展趋势回顾汽车变速器的发展可以清楚的知道，变速器作为汽车传动系统的重要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一个重要依据。现代汽车变速器的发展趋势，是向着可调自动变速器或无级变速器的方向发展。自动变速器多挡化虽能扩大自动变速的范围，但它并非安全迅速。理想的无级变速器是在整个传动范围内能连续的、无挡比的切换变速比，是变速器始终按最佳换挡规律自动变速。无级化是对自动变速器的理想追求。现代无级变速器传动效率提高，变速反应快、油耗低。随着电子技术的发展，变速器的自动控制进一步完善，在各种使用工况下能实现发动机与传动系的最佳匹配，控制更加精确、有效，性能价格比大大提高。无级变速器装有自动控制装置，行车中可以根据车速自动调整挡位，无需人工操作，省去了换挡及踩踏离合器踏板的操作。其不足之处在于价格昂贵、维修费用很高，而且使用起来比手动挡车费油，尤其是低速行驶或堵车中走走停停时，更会增大油耗7。当今世界各大汽车公司对无级变速器的研究都十分活跃。不久的将来，随着电子控制技术的进一步完善，电子控制式的无级变速器可望得到广泛的发展和应用。1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容1.4.1 手动变速器的特点手动变速器的挡数通常在 6 挡以下，当挡数超过 6 挡时，可以在 6 挡以下的主变速器的基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般采用 4-5 个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车多用 5 个挡。商用车变速器采用 4-5 个挡或多挡。载质量在 2.0-3.5t 的货车采用五挡变速器，载质量在 4.0-8.0t 的货车采用六黑龙江工程学院本科生毕业设计3挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野车上6。某些汽车的变速器，设置有用在良好的路面上轻载或空车驾驶的场合的超速挡，超速挡的传动比小于 1。采用超速挡，可以提高汽车的燃油经济性。但是如果发动机功率不高，则超速挡使用频率很低，节油效果不显著，甚至影响汽车的动力性。从传动机构布置上来说，目前，两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。三轴式变速器的第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递转矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也仅传递转矩。因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，因为直接挡的利用率要高于其它挡位，因此提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的情况下，一挡仍有较大的传动比；挡位高的齿轮采用长啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用或不采用长啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。手动变速器的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍微复杂且在工作时有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿圆柱齿轮所取代。当然，常啮合齿轮副的增多将导致旋转部分总惯性力矩的增大。1.4.2 手动变速器的设计要求(1)、正确选择变速器的挡位数和传动比，使其和发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性和经济性；(2)、设置空挡以保证汽车在必要时能将发动机和传动系长时间分离，设置倒挡使汽车能倒退行驶；(3)、操纵简单、方便、迅速、省力；(4)、传动效率高，工作平稳、无噪声；(5)、体积小、质量轻、承载能力强，工作可靠；(6)、制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；(7)、贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；(8)、需要时应设置动力输出装置。黑龙江工程学院本科生毕业设计41.4.3 设计的主要内容本次设计主要是依据日产锐骐皮卡的有关参数，通过变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动变速器。本文主要完成下面一些主要工作：1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各挡齿轮齿数的分配；2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验；3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析；4、变速器轴承的选择及校核；5、同步器的设计选用和参数选择；6、变速器操纵机构的设计选用；7、变速器箱体的设计。黑龙江工程学院本科生毕业设计5第 2 章变速器传动机构布置方案确定2.1 设计所依据的主要技术参数本设计是根据日产锐骐皮卡的技术参数来设计一种轻型货汽车变速器，其具体参数如表 2.1。表 2.1 日产锐骐皮卡日产锐骐皮卡的主要技术参数发动机最大功率80kw车轮型号215/75 R15发动机最大转矩260Nm最大功率时转速3800 r/min最大转矩时转速16001800r/min最高车速140km/h总质量2595kg整备质量1780kg2.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，具有高的传动效率（=0.960.98），因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进挡；重型载货汽车和重型越野车则采用多挡变速器，其前进挡位数多大 616 个甚至 20 个。变速器挡位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但挡位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于 1（约为 0.70.8）的超速挡，可充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1 的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。2.2.1 两轴式变速器的特点分析与中间轴式变速器相比较，两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高挡外其他各挡黑龙江工程学院本科生毕业设计6的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少 6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。如图 2.1ac 所示为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。图 2.1c 中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；图 2-1a 所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。图 2.1 两轴式变速器传动方案2.2.2 中间轴式变速器特点分析中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机的飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。如图 2.2ad 所示为中间轴式变速器的传动方案，其中 ab 为中间轴式五挡变速器，cd 为中间轴式六挡变速器的传动方案。中间轴式变速器的共同特点为：变速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保证两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达到 90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率要高于其他挡位，因而提高了变速器的使用寿黑龙江工程学院本科生毕业设计7 图 2.2 中间轴式变速器传动方案命；在其他前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案件中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或接合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或接合套换挡，各挡同步器或接合套多数情况下装在第二轴上。在除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。以上各方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡形式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡2.2.3 倒挡布置方案分析如图 2.3 所示为常见的倒挡布置方案。图 2.3b 方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 2.3c 方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2.3d 方案对 2.3c 的缺点做了修改。图 2.3e 所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2.3f 的方黑龙江工程学院本科生毕业设计8案适用图 2.3 倒挡布置方案于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2.3g 所示方案；其缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良情况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴具有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。 2.2.4 传动机构布置的其他问题常用挡位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的两端支承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高齿轮寿命7。某些汽车的变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于 1的超速挡，能够更充分的利用发动机的功率，使汽车行驶 1Km 所需发动机曲轴的总转数减少，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超黑龙江工程学院本科生毕业设计9速挡会使传动效率降低、工作噪声增加。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数、每分钟转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮和壳体等零件的制造精度等8。2.3 零部件结构方案分析2.3.1 齿轮形式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍有复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。2.3.2 换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器）才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡已很少使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器比较还有结构简单、制造容易、能够减低制造成本及减小变速器长度等优点。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这黑龙江工程学院本科生毕业设计10种差别就更为明显。为了操纵方便发，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。2.3.3 防止自动脱挡的结构图 2.4 防止自动脱挡的结构措施自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：1、将两接合齿的啮合位置错开，如图 2.4a 所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的 13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。2、将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图 2.4b 所示。3、将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 2。3。），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图 2.4c 所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。2.3.4 变速器轴承变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 620mm9。2.4 本设计所采用的传动机构布置方案在本次设计中采用 5+1 挡中间轴式变速器。采用如图 2.5 所示的传动机构布置方案。其中齿轮结构形式斜齿圆柱齿轮；换挡机构形式为环式同步器的方案。黑龙江工程学院本科生毕业设计11图 2.5 变速器传动机构布置方案2.5 本章小结本章主要依据变速器几种常见的传动机构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速器的结构特点作了简要说明，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的倒挡机构布置方案，并比较了各个方案的优缺点。在零部件的选择部分，对变速器齿轮、换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结合本次设计所依据车辆的主要技术参数，选择了本设计的传动机构布置方案和零、部件的结构形式，作为以后各章节设计的基础。黑龙江工程学院本科生毕业设计12第 3 章变速器主要参数的选择和齿数分配 3.1 变速器各挡传动比的确定3.1.1 变速器最低挡传动比的确定在选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力10。故有maxmaxmax01maxsincosmgfmgriiTrTge则由最大爬坡度要求的变速器 1 挡传动比为 (3.1)TergiTrfmgi0maxmaxmax1)sincos(式中：汽车总质量，m=2595 Kg；m重力加速度，m/s2；g8 . 9g道路附着系数，；f015. 0f驱动车轮的滚动半径，=342 mm；rrrr发动机最大转矩，=260 NMmaxeTmaxeT主减速比，=3.684；0i0i汽车传动系的传动效率，。T85. 0T将各数据代入式(3.1)中得973. 185. 0684. 3260342. 0)7 .16sin7 .16cos015. 0(8 . 92595)sincos(0maxmaxmax1TergiTrfmgi根据驱动车轮与路面的附着条件201maxGriiTrTge可求得变速器一挡传动比为 (3.2)TergiTrGi0max21黑龙江工程学院本科生毕业设计13式中：汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，Kg；2G17602G 道路的附着系数，计算时取；5 . 06 . 0其他参数同式(3.1)。将各数据代入式(3.2)得89. 385. 0684. 3260342. 06 . 08 . 917600max21TergiTrGi通过以上计算可得到 1.9733.89，在本设计中，取。1gi8 . 31gi3.1.2 变速器其他各挡传动比的确定变速器的四挡为直接挡，其传动比为 1.0，中间挡的传动比理论上按公比(其中 n 为挡位数)的几何级数排列，实际上与理论值略有出入。111minmaxngngnggiiiiq将各数代入式中得56. 118 . 314q则变速器其他各挡的传动比为642. 056. 18 . 3156. 18 . 3436. 256. 18 . 34415221312qiiqiiqiigggggg3.2 中心距的确定对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距；对两A轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距。它是A一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。还有，变速器中心取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏11。中间轴式变速器的中心距(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式A初选，经验公式为黑龙江工程学院本科生毕业设计14 (3.3)31maxggeAiTKA式中：中心距系数，乘用车：，商用车：；AK3 . 99 . 8 KA6 . 96 . 8 KA发动机的最大转矩(Nm)；maxeT变速器一挡传动比；1gi变速器的传动效率，取 96%。g将各数代入式(3.3)中得331max96. 08 . 32606 . 96 . 8iTKAggeA =87.4494.32mm故可初选中心距mm。90A3.3 变速器外形尺寸的初选变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的有变速器的挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。实际初可根据中心距离的尺寸参照下列关系初选。A乘用车变速器壳体的轴向尺寸为。A 4 . 30 . 3商用车变速器的轴向尺寸为：四挡：五挡；六挡 A7 . 22 . 2A0 . 37 . 2A 5 . 32 . 3所以本设计变速器的轴向尺寸可初选为mm，取整30627070)4 . 30 . 3(4 . 3Amm。290A变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。3.4 变速器齿轮参数的选择 3.4.1 模数齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所确定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对乘用车很重要，而对商用车则更应重视减小其质量。变速器用齿轮模数的范围如表 3.1。所选模数应符合国家标准 GB/T13571987 的规定，在本设计中所有齿轮模数选择 2.25。同步器的接合齿和啮合套多采用渐开线齿形。由于工艺上的考虑，同一变速器中的结合齿采用同一模数。其选取的范围是：轿车及轻、中型货车为 23.5；重型黑龙江工程学院本科生毕业设计15货车为 3.55。选取较小模数并增多齿数有利于换挡。所选模数应符合国家标准12。此处取 2.25mm。表 3.1 汽车变速器齿轮的法向模数nm乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量/tam车型1.0V 1.61.6V 2.56.014.0am14.0am模数/mmnm2.252.752.753.003.504.504.506.003.4.2 齿形、压力角及螺旋角汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表 3.2 选取。表 3.2 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形，5 .1415165 .162545一般货车GB1356-78 规定的标准齿形201826重型车GB1356-78 规定的标准齿形低挡、倒挡齿轮，5 .2225小螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以 1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。压力角初选203.4.3 齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求。通常可以根据齿轮模数来选择齿宽 b。ncmkb 式中：齿宽系数，直齿轮取，斜齿轮取；ck0 . 74 . 4 kc6 . 80 . 7 kc黑龙江工程学院本科生毕业设计16法面模数。nm3.4.4 齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80 的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为 1.00。3.5 变速器各挡齿轮齿数的分配在初选了变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配。所设计的变速器的传动简图如图 3.1 所示。3.5.1 确定一挡齿轮的齿数初选一挡螺旋角3587已知一挡传动比，且 1gi87121zzzzig为了确定，的齿数，先求齿数和7z8zz直齿轮 (3.4)mAz2斜齿轮 (3.5)nmAz87cos2由于一挡齿轮为斜齿轮，故可用式(3.5)计算。代入数据后得=5296.51330cos902cos287nmAz计算后应取为整数，然后再进行大、小齿轮齿数的分配，中间轴上小齿轮的z最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸和齿轮齿数要统一考虑。为避免根切、增加强度，一挡小齿轮应为变位齿轮。货车中间轴式变速器一挡传动比时，中间轴上一挡齿轮的齿数可在之间8 . 35 . 31ig171512z选取；货车可在 1217 之间选用13。则可取52z取一挡小齿轮齿数黑龙江工程学院本科生毕业设计17178z35175187zzz1- 第一轴常啮合齿轮；2-中间轴常啮合齿轮；3-第二轴三挡齿轮；4-中间轴三挡齿轮；5-第二轴二挡齿轮；6-中间轴二挡齿轮；7-第二轴一挡齿轮；8-中间轴一挡齿轮；9-第二轴五挡齿轮；10-中间轴五挡齿轮；11-第二轴倒挡齿轮；12-中间轴倒挡齿轮；13-倒挡中间齿轮图 3.1 变速器传动简图3.5.2 对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和zz齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的AA依据，故中心距变为mm06.9030cos2352cos28787nmzzA对中心距进行取整，取中心距mm。70A 由于调整后中心距发生了变化，所以需对一挡齿轮进行变位。中心距变动系数为黑龙江工程学院本科生毕业设计1802. 0mAAy啮合角为 939. 020cos06.9090coscosAA1 .20查变位系数线图得变位系数之和为 0x而齿轮齿数比为 06. 21735u故可以分配变位系数得，。1 . 07x1 . 08x根据所确定的齿数，一挡齿轮精确的螺旋角的值为 93.2990233517arccos2arccos8787Amzzn3.5.3 确定常啮合齿轮的齿数由式得87121zzzzig78112zzizzg因常啮合齿轮副与 1 挡齿轮副以及其它各挡齿轮副的中心距相同，故由式(3.5)可得nmAzz2121cos263.55322cos902cos2746. 135178 . 3212178112ngmAzzzzizz联立求解并将、取整数后得1z2z，201z362z71. 31735203687121zzzzig11ggii黑龙江工程学院本科生毕业设计19故齿轮齿数不需调整。mm6 .9022cos2356cos22121nmzzA 由于调整后中心距发生了变化，所以需对常啮合齿轮进行角度变位。中心距变动系数为 2 . 0mAAy啮合角为 933. 020cos6 .9090coscosAA02.21查变位系数线图得变位系数之和为 3 . 0x而齿轮齿数比为 52. 12335u故可以分配变位系数得，。35. 01x05. 02x根据所确定的齿数，常啮合齿轮精确的螺旋角的值为 04.2190233620arccos2arccos2121Amzzn3.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数1、确定二挡齿轮的齿数二挡齿轮为斜齿轮，则有353. 13620436. 221265zzizzg81.54324cos902cos26565nmAzz联立求解，并对齿数取整后得，325z236z由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力 6521265211tantanzzzzz中心距为黑龙江工程学院本科生毕业设计20 mm3 .9024cos232332cos26565nmzzA由于调整后中心距发生了变化，所以需对二挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为 1 . 03903 .90nmAAy啮合角为 9366. 020cos3 .9090coscosAA 5 .20齿轮总变位系数为19. 020tan2205 .202134tan2,65invinvinvinvzzx齿轮齿数比为 62. 12134u变位系数可分配为，。02. 05x15. 06x2、确定三挡齿轮的齿数三挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有21343zzizzgnmAzz4343cos2由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式 4321243211tantanzzzzz求解上述三式，取整得，。263z304z04.204356. 13026203643123zzzzig33ggii故齿轮齿数不需调整。黑龙江工程学院本科生毕业设计21mm62.894 .20cos2356cos24343nmzzA 由于调整后中心距发生了变化，所以需对三挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为 126. 0mAAy啮合角为 936. 020cos621.8990coscosAA65.20查变位系数线图得变位系数之和为 08. 0x而齿轮齿数比为 154. 12630u故可以分配变位系数得，。01. 03x07. 04x3、确定五挡齿轮的齿数五挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有215109zzizzgnmAzz109109cos2由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式 109212109211tantanzzzzz求解上述三式，取整得，。149z3910z 24109923. 039202036109125zzzzig55ggii故齿轮齿数不需调整。mm22.8924cos2353cos2109109nmzzA 由于调整后中心距发生了变化，所以需对五挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为黑龙江工程学院本科生毕业设计22258. 0mAAy啮合角为 932. 020cos9022.89coscosAA3 .21查变位系数线图得变位系数之和为 1 . 0x而齿轮齿数比为 79. 21439u故可以分配变位系数得，。15. 09x25. 010x4、倒挡齿轮的设计和齿数确定通常 1 挡与倒挡齿轮选用同一模数，故倒挡齿轮的模数可以取为 2.25。取倒挡中间齿轮 13 的齿数取。中间轴倒挡齿轮的齿数取为，倒挡时的传动比3313z1812z为。5 . 3Ri 5 . 31311121312zzzzzziR第二轴倒挡齿轮的齿数为41.4，取41。11z11z倒挡轴与中间轴的中心距为 mm6023331821312nmzzA倒挡轴与第二轴的中心距为 mm5 .8423333521311 nmzzA3.6 本章小结本章主要任务是对齿轮齿数进行分配、确定中心距。在确定完传动方案后，开始进行齿轮各参数的选择以及齿轮齿形和齿数的计算，为后续设计打下基础。黑龙江工程学院本科生毕业设计23第 4 章变速器齿轮的设计计算 4.1 变速器齿轮的几何尺寸计算汽车变速器均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变等基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分性及切齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。根据以上计算所得到的变速器齿轮的齿数、模数、齿顶高系数、齿宽系数等条件，可计算得出变速器齿轮的几何尺寸如表 4.1 所示。表 4.1变速器齿轮的主要几何尺寸 (mm) 项目齿轮齿数螺旋角（）端面模数（）tm端面压力角（）分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽1z2021.042.42721.0264.2970.2958.29202z3621.042.42721.02115.71121.71109.71203z2620.72.3320.783.3889.3877.38224z3020.72.3320.796.21102.2190.21225z32242.46220.5105.09111.0999.09206z23242.46220.575.5381.5360.53207z3729.932.74720.1128.08134.08122.08208z1729.932.74720.158.85114.8552.85209z14272.46321.347.1453.1441.142010z39272.46321.3131.31137.31125.312011z38302.74720.1131.64137.64125.642012z18302.74720.162.3568.3556.352013z33302.74720.1114.32120.32108.32204.2 计算变速器各轴的扭矩和转速已知发动机的最的转矩为 260Nm，转速为 16002400r/min；离合器的传动效率为 0.99，齿轮传动效率为 0.99，轴承的传动效率为 0.96。通过计算可得到各轴的转矩黑龙江工程学院本科生毕业设计24和转速。一轴 Nm4 .25799. 0260max1离eTTr/min16001 nn中间轴 Nm34.44020/3699. 096. 04 .2572112iTT齿承r/min89.88836/2016002112inn二轴（1）挂 1 挡时Nm85.91017/3799. 096. 034.4408723iTT齿承 r/min41.40837/1789.8888723inn（2）挂 2 挡时 Nm26.58223/3299. 096. 034.4406523iTT齿承 r/min89.63832/2389.8886523inn（3）挂 3 挡时 Nm7 .36230/2699. 096. 034.4404323iTT齿承 r/min64.102526/3089.8884323inn（4）挂 4 挡时 Nm4 .2573T r/min16003n（5）挂 5 挡时 Nm23.15039/1499. 096. 034.44010923iTT齿承 r/min19.247614/3989.88810923inn4.3 齿轮的强度计算和材料选择4.3.1 齿轮损坏的原因和形式齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡转角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗状颗粒面。在汽车黑龙江工程学院本科生毕业设计25变速器中这种情况很少发生。而最常见的断裂则是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后所产生的折断，其疲劳断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面14。变速器低挡小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳强度的形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上产生大量的扇形小麻点，即是所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面出的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高、接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温、高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式成为齿面胶合。在一般汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面强度，选择适当的齿面表面处理方法和镀层等，是防止齿面胶合的措施。4.3.2 齿轮的材料选择1、齿轮材料的选择原则(1)满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。(2)合理选择材料配对如对硬度 350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。(3)考虑加工工艺及热处理工艺大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆黑龙江工程学院本科生毕业设计26钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。2、齿轮材料的选择现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表面的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑其加工性能及制造成本。国产汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnCr5 的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下：渗碳层深度 0.81.2mm5 . 3nm3.55 渗碳层深度 0.91.3mmnm 渗碳层深度 1.01.6mm5nm渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 HRC5863，心部硬度为HRC3348。某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（）齿轮，采75. 30 . 3 mn用了 40Cr 或 35Cr 钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制。4.3.3 齿轮的强度计算与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。1、轮齿的弯曲应力（1）直齿轮弯曲应力公式为黑龙江工程学院本科生毕业设计27btyKKFfw1式中：弯曲应力(MPa)；w圆周力(N)，；1FdTFg21计算载荷(Nm)；gT节圆直径(mm)；d应力集中系数，可近似取=1.65；KK摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应fK力的影响也不同，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；fKfK齿宽(mm)；b端面齿距(mm)，；tmt模数；m齿形系数，如图 4.1 所示。y图 4.1 齿形系数图黑龙江工程学院本科生毕业设计28因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得mzd z (4.1)yzKmKKTcfgw32（2）斜齿轮的弯曲应力公式为btyKKFw1式中：圆周力()，；1FNdTFg21计算载荷(Nm)；gT节圆直径(mm)，法向模数(mm)，齿数，dcoszmdnnmz斜齿轮螺旋角( )；应力集中系数，；K50. 1K齿面宽(mm)；b法向齿距(mm)，；tnmt齿形系数，可按当量齿数在图 4.1 中查得；y3coszzn重合度影响系数，。K0 . 2K将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为 (4.2)KyKzmKTCngw3cos2当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和maxeT高挡齿轮，许用应力在 180350MPa 范围，对货车为 100250MPa 范围。2、轮齿接触应力j (4.3)bzjbFE11418. 0式中：轮齿接触应力(MPa)；j齿面上的法向力(N)，为圆周力()，FcoscostFF tFN，为计算载荷(Nm)，为节圆直径(mm)，为节点处压力角( )，为dTFgt2gTd齿轮螺旋角( )；齿轮材料的弹性模量(MPa)，MPa；E5101 . 2 E齿轮接触的实际宽度(mm)，斜齿轮用代替；bcosb、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、zbsinzzr黑龙江工程学院本科生毕业设计29，斜齿轮、，、主、从动齿sinbbr2cossinzzr2cossinbbrzrbr轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接2maxeT触应力见表 4.2。3、常啮合齿轮强度的校核（1）弯曲应力的校核常啮合齿轮为斜齿轮，由式(4.2)得齿轮的弯曲应力公式为KyKzmKTCngw3cos2式中：齿形系数。由图 4.1 得，。y13. 01y145. 02y通过以上的计算，把各个参数代入公式后得0 . 2813. 032014. 35 . 104.21cos4 .2572cos231312111KKymzKTCngw =204.35MPa100250MPaKKymzKTCngw2322122cos228145. 033614. 35 . 104.21cos34.44023=174.1MPa100250Mpa所以常啮合齿轮的弯曲强度合格。表 4.2 变速器齿轮的许用接触应力/MPaj 齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（2）接触应力的校核由式(4.3)得齿轮的接触应力公式为 bzjbFE11418. 0黑龙江工程学院本科生毕业设计30确定有关的参数和系数：齿面法向力F coscos2dTFg =9189.8N04.21cos02.21cos29.644 .2572coscos221111dTFg 04.21cos02.21cos71.11534.4402coscos221222dTFg =8736.1N主、从动齿轮节点出的曲率半径，zb 04.21cos202.21sin29.64cossincossin212rrzz =12.35mm 04.21cos202.21sin71.115cossincossin222rrbb =22.23mm将各参数代入公式后得bzjbEF11cos418. 012111 23.22135.1212504.21cos101 . 28 .9189418. 05 =1259.42MPa13001400MPa 23.22135.1212504.21cos101 . 21 .8736418. 011cos418. 0522122bzjbEF =1227.9MPa13001400MPa所以常啮合齿轮的接触应力合格。4、一挡齿轮强度校核黑龙江工程学院本科生毕业设计31（1）弯曲强度的校核一挡齿轮为斜齿轮，由式(4.2)得斜齿轮的弯曲应力公式为 KyKzmKTCngw3cos2结合一挡齿轮的变位系数，由图 4.1 得，14. 07y136. 08y将各参数代入公式后得 0 . 2814. 033714. 35 . 195.34cos85.9102cos237318737KKymzKTCngw =337.02MPa180350MPaKKymzKTCngw8328728cos228136. 031714. 35 . 193.29cos34.44023=342.39MPa180350MPa所以一挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4.3)得接触应力的公式为 bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力Fcoscos2dTFg93.29cos1 .20cos1 .12885.9102coscos287737dTFg =17473N87828coscos2dTFg黑龙江工程学院本科生毕业设计3293.29cos1 .20cos85.5834.4402=18387.43N主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb mm68.1183.29cos21 .20sin85.58cossincossin212rrzz93.29cos21 .20sin1 .128cossincossin222rrbb =25.4mm将各参数代入公式后得bzjbEF11cos418. 078777 4 .25168.1112593.29cos101 . 217473418. 05 =1666.76MPa13001400MPa 2 .2515 .1011895.34cos101 . 206.7402418. 011cos418. 0588788bzjbEF=1291.73MPa19002000MPa所以一挡齿轮的接触强度合格。5、二挡齿轮的强度校核（1）弯曲强度校核二挡齿轮为斜齿轮，由式(4.2)得齿轮的弯曲应力公式为 KyKzmKTCngw3cos2式中:齿形系数；由图 4.1 得，。y124. 05y135. 06y将二挡齿轮的参数代入上式后得 KKymzKTCngw5356535cos2黑龙江工程学院本科生毕业设计33 0 . 28124. 033214. 35 . 124cos26.58223=296.47MPa180350MPa 0 . 28135. 032314. 35 . 124cos34.4402cos236366526KKymzKTCngw=286.53 MPa180350MPa所以二挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度校核由式(4.3)得齿轮接触强度的公式为 bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力F coscos2dTFg将各参数代入得 24cos5 .20cos09.10526.5822coscos265535dTFg =12950.2N 24cos5 .20cos53.7534.4402coscos265626dTFg =13626.67N主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb 24cos25 .20sin53.75cos2sincossin265262drzz =15.85mm 黑龙江工程学院本科生毕业设计3424cos2/5 .20sin09.105cos2sincossin2652525drb =22.05mm将参数代入公式后得bzjbEF11cos418. 056555 05.22185.1512524cos101 . 22 .12950418. 05 =1372.25MPa19002000MPa 05.22185.1512524cos101 . 267.13626418. 011cos418. 0566566bzjbEF =1407.64MPa19002000MPa所以二挡齿轮的接触强度合格。6、三挡齿轮的强度校核（1）弯曲强度的校核三挡齿轮为斜齿轮，由式(4.2)得齿轮的弯曲强度公式为 KyKzmKTCngw3cos2式中：齿形系数；由图 4.1 得，。y139. 03y141. 04y代入各参数后得 0 . 28139. 032614. 35 . 17 .20cos7 .3622cos233334333KKymzKTCngw =207.63MPa100250MPa 0 . 28141. 033014. 35 . 17 .20cos34.4402cos234344324KKymzKTCngw =215.36MPa100250MPa黑龙江工程学院本科生毕业设计35所以三挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4.3)得接触强度的公式为bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力Fcoscos2dTFg代入参数后得 7 .20cos7 .20cos38.837 .3622coscos243333dTFg =9943.08N 7 .20cos7 .20cos21.9634.4402coscos243444dTFg =10461.7N主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb 7 .20cos27 .20sin21.96cos2sincossin243242drzz =19.43mm 7 .20cos27 .20sin38.83cos2sincossin243232drbb =16.84mm将参数代入公式后得84.16143.191257 .20cos101 . 204.9943418. 011cos418. 0534333bzjbEF黑龙江工程学院本科生毕业设计36 =1230.13MPa13001400MPa84.16143.191257 .20cos101 . 27 .10461418. 011cos418. 0544344bzjbEF=1261.81MPa13001400MPa所以三挡齿轮的接触强度合7、五挡齿轮的校核（1）弯曲强度的校核五挡齿轮为斜齿轮，由式(4.2)弯曲强度校核的公式为 KyKzmKTCngw3cos2式中:齿形系数；由图 4.1 得，。y136. 09y147. 04y将各参数代入式中得 0 . 28136. 031414. 35 . 127cos23.1502cos2393910939KKymzKTCngw =106.22MPa100250MPa 0 . 28147. 033914. 35 . 127cos34.4402cos2310310109210KKymzKTCngw =151.35MPa100250MPa所以齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4.3)得接触强度的公式为 bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力F coscos2dTFg黑龙江工程学院本科生毕业设计37代入参数后得 27cos3 .21cos14.4723.1502coscos2109939dTFg =7677.91N 27cos3 .21cos31.13134.4402coscos210910210dTFg =8079.17N主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb27cos23 .21sin31.131cos2sincossin21092102drzz =30.04mm27cos23 .21sin14.47cos2sincossin2109292drbb =10.78mm将各参数代入公式后得 78.10104.3012527cos101 . 291.7677418. 011cos418. 05910999bzjbEF =1124.77MPa13001400MPa78.10104.3012527cos101 . 217.8079418. 011cos418. 05101091010bzjbEF =1153.7MPa13001400MPa所以五挡齿轮的接触强度合格。4.4 本章小结在齿轮设计计算过程中，需要全面考虑，分清主次要方面，最大限度的平衡各方黑龙江工程学院本科生毕业设计38面关系，设计出正确的齿轮形式，完成了对齿轮的设计计算问题。第 5 章变速器轴和轴承的设计计算5.1 初选变速器轴的轴径和轴长变速器在工作时承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。设计变速器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器第二轴与中间轴的最大直径 d 可根据中心距按以下公式初选 Ad60. 045. 0则 9060. 045. 060. 045. 0Ad =40.554mm故可取第二轴的最大直径=40mm，中间轴的最大直径=50mm。max2dmax中d第一轴花键部分的直径可根据发动机的最大转矩(Nm)按下式初选：maxeT 3max6 . 44eTd 则 33max2606 . 446 . 44eTd =25.5329.348mm故可取第一轴花键部分的直径为 27mm。变速器的最大直径和支承间的距离可按下列关系初选：中间轴 18. 016. 0ld mm5 .31278.277l故中间轴可初选为 300mm。第二轴 21. 018. 0max2ld mm78.2771 .238l故第二轴的长度可初选为 250mm。初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性挡圈等标准以及轴的黑龙江工程学院本科生毕业设计39刚度和强度验算结果进行修正。5.2 轴的结构设计如图 5.1 所示，根据轴的受力，取第一轴装轴承处的直径为 40mm，第二轴装轴承处的直径为 35mm，中间轴装轴承处的直径为 25mm；mm，mm，1201a251bmm，mm，mm，mm，mm。253a253b1304a254b130c图 5.1 齿轮和轴上的受力简图5.3 变速器轴的强度计算5.3.1 齿轮和轴上的受力计算根据受力简图 5.1，可计算出变速器的齿轮和轴上的作用力。第一轴N55.1369829.64100034.44022111dTFt N83.313122cos29.64100020tan2602costan2111dTFr N92.294329.64100020tan2602tan2111dTFa中间轴 1 .761171.115100034.44022222dTFt黑龙江工程学院本科生毕业设计40N3 .327122cos71.115100022tan34.4402costan2222dTFr N1 .307571.115100022tan34.4402tan2222dTFaN25.1056238.83100034.44022333dTFt N2 .443930cos38.83100020tan34.4402costan2333dTFr N12.609838.83100030tan34.4402tan2333dTFa第二轴 N14.1422308.128100085.91022444dTFt N83.597730cos08.128100020tan85.9102costan2444dTFr N73.821108.128100030tan85.9102tan2444dTFa5.3.2 轴的强度计算在进行轴的强度和刚度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力。应当对每个挡位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为挡位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机的最大转矩。maxeT1、求第二轴支反力（1）在垂直平面内的支反力由得0AM02244441144144dFbaBdFbaFbFacarr 25130208.12873.8211229.56492.29432513083.31312583.59772244441144144badFdFbaFbFBaarrc黑龙江工程学院本科生毕业设计41 =1312.5N由得0Z 5 .131283.313183.597714crrcBFFA =37795N（2）在水平面内的支反力由得0AM 04444144baBbaFbFstt25130251301369825142234444144babaFbFBtts =11404.5N5 .1140455.1369814.1422314sttsBFFA =11929.1N2、求第一轴支反力 041rrccFFAC 779583.597783.313141crrcAFFC =1313N 041ttssFFAC 14.1422355.136981 .1192941ttssFFAC =11394N3、求中间轴的支反力（1）在水平面内的支反力 0323333cbFbcaEbFtst 25130252510562251307611333332bcabFcbFEtts =5087N761150871056223tstsFEFF黑龙江工程学院本科生毕业设计42 =8038N（2）在垂直平面内的支反力0222333233dFcbaEbcFbFacrr251302527 .1153075251303271254439233223233bcadFbcFbFEarrc =2445N26.24452 .443936.327132crrcEFFF =5265.3N4、验算轴的强度作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的反力后，计算相应的垂向弯矩、水平弯矩。则轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为cMsMgT 332dMWM式中:(MPa)；222gscTMMM为轴的直径(mm)，花键处取内径；d为抗弯截面系数(mm3)，在低挡工作时，400MPa。W 下面计算各轴在弯矩和转矩作用下的轴应力。（1）第一轴的轴应力计算在垂直方向的弯矩为229.6492.29432513132111dFbCMacc =61383MPa在水平方向的弯矩为25113941bCMss黑龙江工程学院本科生毕业设计43 =284850MPa则在弯矩和转矩的联合作用下 22222225740075.28511269.50342gscTMMM=387399MPa故一轴的轴应力为 334014. 33873993232dM =61.69MPa400MPa所以第一轴的强度合格。（2）第二轴轴应力计算在垂直面内的弯矩为 44bAaBMccc 2577951305 .1312 =24250MPa在水平面内的弯矩为 44bAaBMsss 251 .119291305 .11404 =1780812.5MPa则在弯矩和转矩的联合作用下 2222229108501780812671103gscTMMM =2109816MPa故第二轴的轴应力为 333514. 321098163232dM黑龙江工程学院本科生毕业设计44 =216.58MPa400MPa所以第二轴的强度合格。（3）中间轴的应力计算在垂直方向 a2211511502245271.11530751303271255265222223MPcaEdFcFbFMcarcc在水平方向1301 .76111505087258038223cFcaEbFMtsss =25430MPa 在弯矩和转矩的联合作用下22222244034025430221151gscTMMM =493410.34MPa故中间轴上的轴应力为 321.82MPa400MPa332dM所以中间轴强度合格。5.3.3 轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴在水平面内的转角，前者改变了齿轮的中心距并破坏了齿轮的正确啮合；后者使大小齿轮相互歪斜导致沿齿长方向压力分布不均匀，如图 5.2 所示，其中 a 是在垂直平面内的变形，b 为轴在水平面内的变形。计算时，仅计算齿轮所在位置处的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图5.3 所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别按cfsf下式计算： (5.1)EILbaFfrc322 (5.2)EILbaFfts322黑龙江工程学院本科生毕业设计45 (5.3)EILababFr3式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力(N)；rF齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)；tF弹性模量(MPa)，MPa；E5101 . 2 E惯性矩(mm4)，对于实心轴，；I644dI轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算；d，齿轮上的作用力到支座、的距离(mm)；abAB支座间的距离(mm)。L轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为2 . 022scfffmm，mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。 10. 005. 0fc 15. 010. 0fs图 5.2 变速器轴的变形简图黑龙江工程学院本科生毕业设计46 图 5.3 变速器轴的挠度和转角1、第二轴的挠度和角的计算（1）第二轴挠度的计算由式(5.1)得第二轴在垂直平面内的挠度为EILbaFfrc322而惯性矩 I 为 mm41.73624643514. 36444 dI4故在垂直面内的挠度为 15541.73624101 . 23130255978352222EILbaFfrc =0.00878mm由式(5.2)得在水平面内的挠度为 15541.73624101 . 231302514.14223352222EILbaFfts =0.0209mm故轴的合成挠度为 22220209. 000878. 0scfff =0.023mm0.2mm所以第二轴的挠度符合要求。（2）第二轴转角的校核黑龙江工程学院本科生毕业设计47由式(5.3)得EILababFr3 15541.73624101 . 23251302513083.59775=0.000284rad0.002rad所以第二轴转角符合要求。2、中间轴刚度的校核（1）中间轴挠度的计算和校核由式(5.1)得中间轴在垂直面内的挠度为17541.73624101 . 232515094.253217541.73624101 . 23155206 .108533525222322323222EILbcaFEILbcaFfrrc =0.0057mm由式(5.2)得中间轴在水平面内的挠度为17541.73624101 . 23251502 .443917541.73624101 . 23155203271335225222322323222EILbcaFEILbcaFftts =0.0116mm故轴的全挠度为22220285. 00116. 0scfff =0.0308mm0.2mm所以中间轴的挠度合格。（2）中间轴转角的校核由式(5.3)得中间轴的转角为17541.73624101 . 2325125150443917541.73624101 . 2313515520327133552332323322EILacbbcaFEILacbbcaFrr =0.000425rad0.002rad故中间轴的转角合格。5.4 变速器轴承的选择和校核黑龙江工程学院本科生毕业设计48一般是根据布置并参考同类车型的相应轴承以后，按国家规定的响应轴承标准选定，再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据，承受动载荷是其工作的基本特征。5.4.1 第一轴轴承的选择和校核第一轴装轴承处的直径为 40mm，按 GB/T276-1994 的规定，选择轴承 6308，其基本额定动载荷N，极限转速为 9000r/min。40800rC滚动轴承的实际的载荷条件常与确定基本额定动载荷时不同。在进行轴承寿命计算时，必须将实际载荷转换为与确定基本额定动载荷时的载荷条件相一致的假想载荷，在其作用下的轴承寿命与其实际载荷作用下的相同，这一假想载荷成为当量动载荷，用 P 表示，因此，轴承的寿命计算必须想求出当量动载荷。当量动载荷的计算公式为 arPYFXFfP式中：，径向、轴向载荷系数；，。XY56. 0X71. 1Y考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取 1.21.8，在此取pfpf=1.4。 pf294471. 1313156. 04 . 1arPYFXFfP =9502.64N对汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万 Km，货车和大客车 25 万 Km。则轴承的使用预期使用寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程 S 来计算amvamhvSL式中的汽车平均车速可取。max6 . 0aamvv 所以轴承失效前汽车行驶的时间为hamhvSL2 .29761406 . 0250000而轴承寿命的计算公式为 pCnLrh60106式中：寿命系数，对滚子轴承，；3轴承转速。n将参数代入公式后得黑龙江工程学院本科生毕业设计4936664.950240800300060106010pCnLh =4398.6hhL所以第一轴轴承的使用寿命符合要求。5.4.2 第二轴轴承的选择和校核第二轴装轴承处的直径为 35mm，由 GB/T276-1994 得，选择轴承的型号为6407，其基本额定动载荷N，极限转速为 8500r/min。56800rC求第二轴轴承的当量动载荷 P73.821145. 1597856. 04 . 1arPYFXFfP =21356.56N则第二轴轴承的寿命为36656.213565680093.82160106010pCnLh =3825.6hhL所以第二轴轴承的寿命符合要求。5.4.3 中间轴轴承的选择和校核中间轴装轴承处的直径为 25mm，由 GB/T276-1994 得，选择轴承的型号为6405，其基本额定动载荷为N，极限转速为 11000r/min。38200rC求中间轴轴承的当量动载荷arPYFXFfPN2 .377102 .4439327132rrrFFF N302312.60981 .307532aaaFFF而径向、轴向载荷系数为 56. 0X16. 1Y故中间轴轴承的当量动载荷为arPYFXFfP 302316. 1771056. 04 . 1黑龙江工程学院本科生毕业设计50 =3506.68 N中间轴轴承的寿命为3668113820043.197160106010pCnLh=8815.56hhL所以中间轴轴承的寿命符合要求。 5.5 本章小结本章完成的主要任务是对于轴和轴承进行设计计算，达到正确的装配关系，在满足装配关系的条件下还要进行强度的校核，以满足设计、使用需要。黑龙江工程学院本科生毕业设计51第 6 章同步器和操纵机构的设计选用 6.1 同步器的设计选用同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油，故轿车变速器除倒挡、货车除一挡、倒挡外，其他挡位多装用。要求其转矩容量大，性能稳定、耐用。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器虽然结构简单，但是不能保证啮合件在同步状态下换挡的缺点，现在已经不再使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。惯性式同步器能确保同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又可分为惯性锁止式和惯性增力式。用得最广泛的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽然结构有所区别，但工作原理无异，都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件14。挂挡时，在轴向力作用下摩擦元件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止元件用于阻止同步前强行挂挡；弹性元件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。6.1.1 锁环式同步器1、4-锁环（同步锥环）；2-滑块 3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套图 6.1 锁环式同步器如图 6.1 所示，锁环式同步器工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，其转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛应用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口，缺口比滑块宽一个接黑龙江工程学院本科生毕业设计52合齿宽。换挡时，啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠，转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵，如图 6.2a 所示，此时换挡力经锁止斜面使锁环进一步压紧，锥面间的摩擦力矩进一步增大，产生滑磨。选择适当的参数，使在换挡力作用下锁止面上产生的迫使锁环回正的脱锁力矩小于锥面间的摩擦力矩，可阻止同步前挂挡。当锥面间的摩擦力矩克服了被接合部分的惯性力矩后，转速差及摩擦力矩消失，脱挡力矩迫使锁环回正，如图 6.2b 所示，锁止斜面脱开，啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的接合齿同步啮合，保证无冲击挂挡。 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置 1-锁环；2-啮合套；3-啮合套上接合齿；4-滑块图 6.2 锁环式同步器工作原理6.1.2 锁销式同步器1、4-同步锥环；2-锁销；3-啮合套；5-啮合齿座；6-定位销图 6.3 锁销式同步器如图 6.3 所示，锁销式同步器的同步过程与锁环式类似，但锁止元件是三个锁销及相配的锁销孔倒角，另外三个以弹簧及钢球定位的定位销。作为弹性元件的三个弹黑龙江工程学院本科生毕业设计53簧及相应的定位钢球是装在啮合套的钻孔中，使啮合套等在空挡时保持中间位置。摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。其摩擦锥面径向尺寸大，转矩容量大，广泛用于中、重型汽车上15。6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定1、接近尺寸b同步器换挡第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离，称为b接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.20.3mm。bb2、分度尺寸a锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于 1/4 接合齿齿距。尺寸和是保证同aaab步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。3、锁销转动距离c锁销在滑动齿套锁销孔中的转动距离影响分度尺寸。锁销直径、锁销转动cad距离与销孔直径之间的关系如下cE=+2Edc锁销转动距离与接合齿齿距的关系如下ct214RtRc 式中：锁销轴向移动后的外半径（即摩擦锥环外半径）；1R接合齿分度圆半径。2R4、锁销端隙1锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与1摩擦锥环端面之间的间隙为，要求。若，则换挡时，在摩擦锥面尚22121未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻因摩b擦锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证0，b应使，通常取=0.5mm 左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙211，并可称之为后备行程。3黑龙江工程学院本科生毕业设计54预留后备行程的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换3挡时，摩擦锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间3隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取=1.22.0mm。3在空挡位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在 0.20.5mm。6.1.4 同步器主要参数的确定1、摩擦因数 f汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为 0.1。f摩擦因数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，f则换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。2、同步环主要尺寸的确定（1）同步环锥面上的螺纹槽。如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。实验还证明：螺纹的齿顶宽对的影响很大，随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿ff黑龙江工程学院本科生毕业设计55顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存在于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。通常轴向泄油槽为 612 个，槽宽34mm。（2）锥面半锥角。摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=6。8。=6。时，ftan摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7。时就很少出现咬住现象。（3）摩擦锥面平均半径。设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限RRR制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响同R步器径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将取大些。R（4）锥面工作长度。缩短锥面长度，可使变速器的轴向长度缩短，但同时bb也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定b22 dfRMbm式中：摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，=1.01.5MPa；ppMm摩擦力矩；摩擦因数；f摩擦锥面的平均半径。R上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。（5）同步环径向厚度。与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，R不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。乘用车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。锻造时选用锰黄铜等材料，铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约 0.30.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥孔表面喷上厚 0.070.12mm 的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的 23 倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。黑龙江工程学院本科生毕业设计563、锁止角锁止角选取得正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面平均半径、fR锁止面平均半径和锥面半锥角。4、同步时间 t同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步时间有影响。轴向力大、则同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下述范围选取：对乘用车

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