长安之星机械式变速器设计说明书本科论文

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《汽车设计》课程设计题目：机械式变速器设计专业：班级：宿舍：学生：指导老师：前言进入90年代以来，科学技术的急速发展和市场竞争的日益加剧，促使汽车工业发生了根本性的变革，其生产组织方式从传统的大批量、少品种的刚性生产结构向着多品种、中小批量的柔性生产结构转变，以CAD/CAE/CAM为代表的现代汽车设计方法正逐渐代替传统的设计方法。许多大型应用软件也应运而生，如文件处理、绘图软件、数学分析软件、数据库管理软件、加上计算机网络的建立，以及基于这些通用软件的专业应用软件的诞生，使“无纸化设计”在一些发达国家的机械制造企业中得以实现。但是计算机辅助设计的意义不仅仅在于摆脱笔和图纸，还应该包括设计参数的优化计算；专家设计经验和知识的自动智能推理和学习；设计图纸的自动生成或从数据库中提取；甚至开始采用虚拟设计的方法，从而帮助设计人员进行方案设计，以实现半自动甚至全自动的设计。这就要求计算机具有专业领域内的专家知识和思维能力，能根据设计者的要求给出一定的设计结果，一般人们把这种掌握大量知识，能从事各种专业领域内专家级水平工作的计算机程序称为专家系统（ExpertSystem）。目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力的高低已不再用它拥有多少高级开发能力的人才和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进的开发软件和数据库来评价。不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂的工作。齿轮是汽车传动系中的重要零件之一，它对整车的动力性和舒适性有很大的影响。而齿轮设计所涉及的影响因素较多、设计参数较复杂，这些参数之间存在着相互制约相互矛盾的情况，如何协调各参数，使之在满足基本条件的基础上得到最佳的性能，这正是本章要介绍的先进设计技术成果内容。减小齿轮的体积和质量，提高传递扭矩的能力，是当前汽车齿轮优化设计的主要目标。因为减小齿轮的体积和质量就可减小制造费用，降低轮齿动载荷，提高齿轮寿命，使汽车的总体布置更为方便和灵活。同时齿轮传动的功率损失问题往往被设计人员所忽略，这是因为齿轮的传动效率已经很高的缘故。但近年来，许多研究表明，运转过程中齿轮温度的升高是齿轮发生胶合和点蚀的一个重要原因，而其热量主要是由齿轮运转的功率损耗转换而来的。因此如何优选齿轮参数，使其功率损耗达到最低就成为了齿轮优化设计的另一个目标，因为降低汽车齿轮的功率损耗，不仅可以提高传动效率，降低汽车的燃料消耗，而且还可以延长齿轮的使用寿命。目录HYPERLINK第1章变速器主要参数的选择与计算3HYPERLINK1.1 档数3HYPERLINK1.2 传动比确定4HYPERLINK1.3 中心距A的确定5HYPERLINK1.4 齿轮参数选择 6HYPERLINK1.4.1 模数 6HYPERLINK1.4.2 压力角α 6HYPERLINK1.4.3 螺旋角β 7HYPERLINK1.4.4 齿宽b 8HYPERLINK1.5 各档齿轮齿数的分配 8HYPERLINK1.6 变速器齿轮的变位 12HYPERLINK第2章齿轮与轴的设计计算 16HYPERLINK2.1齿轮设计与计算 16HYPERLINK2.1.1 齿轮材料的选择原则 16HYPERLINK2.1.2 各轴的转矩 17HYPERLINK2.1.3 轮齿强度计算 17HYPERLINK2.2 轴的设计计算 27HYPERLINK2.2.1 轴的工艺要求 27HYPERLINK2.2.2 初选轴的直径 28HYPERLINK2.2.3 轴最小直径的确定 29HYPERLINK2.2.4 轴的强度计算 29第3章同步器设计423.1同步器具体参数选择423.1.1同步器类型的选择423.1.2接近尺寸和分度尺寸433.1.3滑块宽度及内啮合套缺口宽度433.1.4同步器装配间隙443.2同步锁环主要尺寸确定453.2.1锥面角453.2.2锁止角的计算453.2.3锥面摩擦系数µ1和锁止面摩擦系数µ2463.2.4锁环内锥面上的螺线483.3同步器校核493.3.1同步器同步时间校核493.3.2弯曲强度校核50第4章变速器操纵机构55第5章参考文献及中英文对照表56第6章部分三维建模图58变速器主要参数的选择与计算本次课程设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的整车主要技术参数如表1.1所示：——《汽车理论》P7式中：——汽车行驶速度（km/h）；——发动机转速（r/min）；——车轮滚动半径（mm）；——变速器传动比；——主减速器传动比。已知：最高车速==135km/h；最高档为超速档，传动比=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格R13得到=280(mm)；发动机转速==6000（r/min）；由公式得到主减速器传动比计算公式：表1.1CA1041整车主要技术参数发动机最大功率60kw车轮型号R13发动机最大转矩102N.m最高车速135km/h最大转矩时转速3000r/min总质量1480kg最大功率时转速6000r/min怠速时转速档数增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。档数选择的要求：（1）相邻档位之间的传动比比值在1.8以下；（2）高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。目前，轿车一般用4～5个档位变速器，货车变速器采用4～5个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车。传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在3～4之间，轻型货车在5～6之间，其它货车则更大。文中设计结合实际，变速器选用5档变速器，最高档传动比为1。传动比确定变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。1、最低档传动比计算一档传动比应该满足最大驱动力用于克服车胎与路面的滚动阻力及最大爬坡力，(1.1)——参考《汽车设计》P80（1.2）已知：——最大转矩，N.mm；——车轮半径，；——主减速器传动比，；——传动系传动效率；mg——汽车重力，mg=14809.814504N；，，则代入公式（1.2）得到：=3.00根据车轮与路面的附着条件则——参考《汽车理论》P80（1.3）在0.7-0.8之间取0.75，后轴轴荷代入式（1.3）得到：由于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比不用过大，取。2、其他各档传动比初选各档传动比为等比分配则：——《汽车理论》P81偏置需满足：——《汽车理论》P84则取：中心距A的确定文中设计为中间轴式变速器，初选中心距可根据经验公式计算——《汽车设计》P90（1.4）式中：——变速器中心距（mm）；——中心距系数，商用车=8.9-9.3；——发动机最大转距=102（N.m）；——变速器一档传动比为3.6；——变速器传动效率，取95%。将各参数代入式（1.4）得到：（8.9-9.3）=（8.6-9.6）7.0395=62.65-65.47mm乘用车的变速器中心距在60—80mm范围内变化，初取A=65mm。齿轮参数选择模数齿轮模数选取的一般原则：（1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；（2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；（3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；（4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。变速器齿轮模数范围大致表1.2：表1.2变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型货车2.25～2.752.75～3.003.5～4.54.5～6.0选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表1.3为国标GB/T1357—1987，可参考表1.3进行变速器模数的选择。表1.3变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T1357——1987）第一系列11.251.5—2.00—2.50—3.00———第二系列———1.75—2.25—2.75—（3.25）3.5综合考虑文中设计由于低档受力较大，变速器一档及倒档为同一模数取2.5mm；二档三档为2.5mm；四档及一轴常啮合齿轮为2.5mm。压力角α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，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。本变速器为了便于进行角度变位，全部选用标准压力角20°。螺旋角β齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图1.1所示：图1.1中间轴轴向力的平衡欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：——《汽车设计》P92为使两轴向力平衡，必须满足：——《汽车设计》P92式中：——作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；——作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；——齿轮1、2的节圆半径；T——中间轴传递的转矩。乘用车中间轴式变速器的螺旋角为：22°～34°，一档的选择小些选为。齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m（）的大小来选定齿宽b:，为齿宽系数，取为4.5~8.0，取，则，6.0～8.5，取，则。各档齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图1.2所示：图1.2变速器传动示意图1—第一轴常啮合齿轮2—中间轴常啮合传动齿轮3—第二轴四档齿轮4—中间轴四档齿轮5—第二轴三档齿轮6—中间轴三档齿轮7—第二轴二档齿轮8—中间轴二档齿轮9—第二轴倒档齿轮10—第二轴一档齿轮11—中间轴一档齿轮12—中间轴倒档齿轮13—倒档轴倒档齿轮14—倒档轴倒档齿轮1、一档齿数的确定一档传动比为：——参考《汽车设计》P94如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和，——一档齿数和，直齿斜齿——《汽车设计》P94（1.5）中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。乘用车中间轴式变速器一档转动比时，中间轴上一挡齿数可在之间选取，本设计取，初选，，代入公式（1.5）得到：取整得49，则。2、对中心距A进行修正因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据[9]。——《汽车设计》P95（1.6）将各已知条件代入式（1.6）得到：取整为66mm。3、常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定——参考《汽车设计》P94而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即：——《汽车设计》P95（1.7）已知各参数如下：代入式（1.7）得到：取整：，4、二档齿数的确定已知：由式子——参考《汽车设计》P94——由上公式变形（1.8）——《汽车设计》P95（1.9）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：——《汽车设计》P95（1.10）联解上述（1.10），（1.8），（1.9）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得：，5、三档齿数的确定已知：由式子——由上公式变形（1.11）——《汽车设计》P95（1.12）——《汽车设计》P95（1.13）联解上式（1.11），（1.12），（1.13）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得：——参考《汽车设计》P946、四档齿数的确定已知：由式子——由上公式变形（1.14）——《汽车设计》P95（1.15）——《汽车设计》P95（1.16）联解上述（1.14），（1.15），（1.16）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得：7、倒档齿数的确定初选，，中间轴与倒挡轴的中心距A'：——《汽车设计》P96不发生运动接触所以合适。——参考《汽车设计》P94中间轴与倒档轴之间的距离的确定：取整50mm。二轴与倒档轴之间的距离确定：变速器齿轮的变位采用变位齿轮的原因：（1）配凑中心距；（2）提高齿轮的强度和使用寿命；（3）降低齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。变位系数的选择原则：（1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数；（2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数；（3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。本设计采用角度变位来调整中心距。齿轮与轴的设计计算齿轮设计与计算变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。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30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料[11]。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。常啮合齿轮因其传递转矩较大，且一直参与传动，磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用20GrMNTi渗碳后淬火，硬度为58～62HRC[12]。大齿轮用40Gr调质后表面淬火，硬度为48～55HRC。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用20GrMNTi渗碳后淬火，硬度为56～62HRC，大齿轮40Gr调质后表面淬火，46～55HRC；其余各档小齿轮用40Gr调质后表面淬火，硬度48～55HRC，大齿轮用45钢调质后表面淬火，硬度40～50HRC。各轴的转矩一轴转距N·mm中间轴转距=178.5N·mm二轴各档转距：一档齿轮N·mm二档齿轮N·mm三档齿轮N·mm四档齿轮N·mm轮齿强度计算1、斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算1.1参考汽车设计P97-3-13式中：——圆周力（N），；——计算载荷（N·mm）；——节圆直径（mm）；——法向模数（mm）;为斜齿轮螺旋角；——应力集中系数，=1.50；——齿面宽（mm）；——法向齿距，；——齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图2.1中查得；——重合度影响系数，=2.0。图2.1齿型系数图将上述有关参数代入1.1得到：1.2参考汽车设计P97当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180~350MPa范围。（1）一档齿轮弯曲强度校核已知参数：N·mm,N·mm查齿形系数图2.1得：；代入公式（1.2）得MPaMPa对于乘用车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该在180~350Mpa，，均小于350Mpa，所以满足设计要求。（2）常啮合齿轮弯曲强度校核已知参数：；N·mm,N·mm查齿形系数图2.1得：代入公式（1.2）得MPaMPa，均小于250MPa，所以满足设计要求。（3）二档齿轮弯曲强度校核已知参数：，N·mm,N·mm查齿形系数图2.1得：；代入公式（1.2）得MPaMPa，均小于350Mpa，所以满足设计要求。（4）三档齿轮弯曲强度校核已知参数：，N·mm,N·mm查齿形系数图2.1得：；代入公式（1.2）得MPaMPa，均小于250Mpa大于180MPa，所以满足设计要求。（5）四档齿轮弯曲强度校核已知参数：，；N·mm,N·mm查齿形系数图2.1得：；代入公式（1.2）得，均小于250MPa大于180MPa，所以满足设计要求。2、直齿齿轮轮齿弯曲强度计算本设计中仅倒档为直齿轮传——2.1汽车设计P97-3-13式中：——弯曲应力；——圆周力（N），；——应力集中系数，为1.5；——计算载荷（N·mm）；——节圆直径（mm）；——摩擦力影响系数，主动齿轮为1.1，从动齿轮为0.9；——齿宽（mm）；——端面齿数（mm），，为模数；——齿形系数；整理得：--2.2汽车设计P97-3-12已知参数：，N·mm查齿形系数图2.1得：；代入公式2.1得当计算载荷取作用在变速器第一轴上的最大转距时，一档，倒档直齿轮的许用弯曲应力在400-850之间，在许用范围内，所以满足设计要求。3、斜齿轮齿轮接触应力汽车设计P97-3-15-2.2式中：——轮齿接触应力（）；F——齿面上的法向力（N），；F1——圆周力（N），；Tg————计算载荷（N·mm）；——节圆直径（mm）；——节点处压力角；——齿轮螺旋角；E——齿轮材料的弹性模量（）；——齿轮接触的实际宽度（mm）；，——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；——主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表2.1：表2.1变速器的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体渗氮共渗齿轮一档和倒档1900——2000950——1000常啮合齿轮和高档1300——1400650——700（1）一档齿轮接触应力校核已知条件：，N·mm,N·mm参考汽车设计P97,Nmm参考汽车设计P93将已知数据代入公式2.2得：（公式参考汽车设计P98），均小于，所以满足设计要求。（2）常啮合齿轮接触应力校核已知条件：， N·mm,N·mmN,Nmm将已知数据代入公式2.2得到：，均小于1300MPa，所以满足设计。（3）二档齿轮已知条件：，N·mm,N·mmNNmm将已知数据代入公式2.2得到：，均小于1300——1400所以满足设计要求。（4）三档齿轮已知条件：，N·m,N·mNNmm将已知数据代入公式得到：，均小于1300-1400,所以满足设计要求。（5）四档齿轮已知条件：，N·m，N·mNNmm将已知数据代入公式2.2得到：，均小于1300——1400，所以满足设计要求。4、直齿倒档齿轮接触应力校核已知条件：N·m将已知数据代入公式2.2得到：NNNmm，,,均小于1900，所以满足设计要求。轴的设计计算变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。轴的工艺要求第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在HRC58～63，表面光粗糙度不能过低。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d为0.45A，轴的最大直径d和支承间距离的比值：对中间轴，对第二轴，。第一轴花键部分直径d可按下式初选：——参考《汽车设计》P98式中：K——经验系数K=4.0-4.6；——发动机最大转距（N·mm）。第二轴和中间轴中部直径=(0.45~0.6)mm选取d=39mm的取值：中间轴长度初选：第二轴长度初选：第一轴长度初选：mm轴最小直径的确定按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算，对实心轴，其强度条件为：（2.5）式中：——轴传递的转矩N·mm，=102N·m；——轴的抗扭截面模量(mm3)；——轴传递的功率（kw），=60kw；——轴的转速，=3000；——轴的许用扭转剪应力（），见4.3表：表2.2轴常用集中材料的及A值轴的材料Q235-A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/15-2520-3525-4535-55A149-126135-112126-103112-97由式2.5得到轴直径的计算公式：（2.6）对中间轴为合金钢则A查表得为100；P为60kw；。代入式（2.6）得取为30mm。二轴为45号钢A查表得为103；P为60kw；代入式（2.6）得取为25mm。轴的强度计算轴的受力如图2-2所示：图2.2变速器受力图1、轴的挠度验算初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取。轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。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4-3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δ，可分别用下式计算（2.7）——参考《汽车设计》P99（2.8）——参考《汽车设计》P99（2.9）——参考《汽车设计》P99式中：——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；——弹性模量（），=2.1×105；——惯性矩（mm4），对于实心轴，；——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；——支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。——参考《汽车设计》P99轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承装在轴上，这就能增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。图2.3变速器的挠度和转角（1）变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度第一轴轴上受力分析NNN中间轴轴上受力分析NNNNNN第二轴轴上受力分析NNN二轴轴刚度校核：将各已知参数代入公式（2.7）得到：N,mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.8），（2.9）得到：mmmmrad所以变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。中间轴一档处轴刚度校核：各已知参数代入公式（2.7）得到：N,mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.8），（2.9）得到：mm所以变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。中间轴常啮合齿处轴刚度校核：各已知参数代入公式（2.7）得到：N,mm,mm,mm,mmmm各已知参数代入公式（2.8），（2.9）得到：mmmmmmrad所以变速器在一档时中间轴符合刚度要求。（2）变速器在二档工作时二轴和中间轴的刚度第一轴轴上受力分析：NNN中间轴轴上受力分析：NNNNNN第二轴轴上受力分析：NNN二轴轴刚度校核：各已知参数代入公式（2.7）得到：N,mm,mm,mm,mmmm各已知参数代入公式（2.8），（2.9）得到：mmmmmmrad所以变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。中间轴二档处轴刚度校核：各已知参数代入公式（2.7）得到：N,mm,mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.8），（2.9）得到：mm0.1109在mm在范围内所以符合要求。mmrad（3）变速器在三档工作时二轴和中间轴的刚度中间轴轴上受力分析：NNNNNN第二轴轴上受力分析：NNN二轴轴刚度校核各已知参数代入公式（2.7）得到：N,mm,mm,mm,mmmm各已知参数代入公式（2.8），（2.9）得到：mmmmmmrad所以变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。中间轴三档处刚度校核各已知参数代入公式（2.7）得到：N,mm,mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（2.8），（2.9）得到：mmmmmmrad所以变速器在三档时中间轴符合刚度要求。（4）变速器在四档工作时二轴和中间轴的刚度中间轴轴上受力分析：NNNNNN第二轴轴上受力分析：NNN二轴轴刚度校核各已知参数代入公式（2.7）得到：N,mm,mm,mm,mm,mm,各已知参数代入公式（2.8），（2.9）得到：mm<mm所以满足要求。mmrad所以变速器二轴在四档工作时满足刚度要求。2、轴的强度计算（1）各轴的支反力一档：第二轴垂直平面内支反力如图2.2：由得：mm,mm,mm,NN第二轴水平面内的支反力如图2.2：由得：N由得：N第一轴垂直方向支反力如图2.2：N第一轴水平方向支反力如图2.2：N中间轴垂直方向支反力由得：mm,mm,mm,N由得：N中间轴水平方向支反力由得：N由得：N（2）各轴的弯曲变形计算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为：（2.10）——参考《汽车设计》P100式中：（N•m）；——参考《汽车设计》P100——轴的直径（mm），花键处取内径；——抗弯截面系数（mm3）；.在低档工作时，400MPa。除此之外，对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。变速器的一轴和中间轴用与齿轮相同的材料制造，二轴用45号钢制造。一档中间轴垂直方向弯矩计算图2.4一档中间轴垂直方向受力、剪力图、弯矩图N,N,Nmm,mm,mm一档中间轴垂直方向弯矩如图：AB段BC段CD段一档中间轴水平方向弯矩计算：图2.5一档中间轴水平方向受力图、剪力图、弯矩图N,N,N,N,mmmm,mm,CD段BC段AB段N·mm将计算结果代入公式（2.10）得：,所以符合设计要求。一档二轴垂直方向弯矩计算：图2.6一档二轴垂直方向受力图、剪力图、弯矩图N,N,N,一档二轴水平方向弯矩计算：图2.7一档二轴水平方向受力图、剪力图、弯矩图N,N,N,N·mm将计算结果代入公式（2.10）得：所以符合要求。第三章同步器设计3.1同步器具体参数选择3.1.1同步器类型的选取锁环式同步器由于摩擦面和换挡行程并行故轴向空间小，且锁止安全性及抗摩损强度高、啮合传递性好。滑块式同步器工作可靠，零件耐用，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在同步锥环的接合套上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于轿车和轻型货车变速器中。锁销式同步器的摩擦面位于外侧故换挡力较小，可以分开调整锁止件形状和换挡啮合圈，但摩擦面和换档行程串接故零件总成长度较大且锁止面易摩损，多用于中、重型货车变速器。外锥式同步器在相同的直径下提供比内锥面大一点的摩擦力矩，使同步器可以迅速完成同步过程。但造价比较高，多用于高级轿车中。综合以上因素以及对同步器可靠性、稳定性、经济性及持久性的考虑，我们选择锁环式同步器作为所需的同步器类型。3.1.2接近尺寸和分度尺寸惯性式同步器中有两个主要尺寸:接近尺寸b和分度尺寸a，如图2.1。分度尺寸a就是当滑块的侧边与同步环缺口侧边接触时，啮合套齿与同步环接合齿中心线间的距离。接近尺寸b是当滑块的侧边抵住同步环缺口侧边、啮合套相对滑块刚开始轴向移动时，啮合套齿与同步环接合齿倒角之间的轴向距离。接近尺寸b应大于零，一般b=0.2～0.3mm。对于滑块式惯性同步器，分度尺寸a等于接合齿的1/4周节，=7.85.b和a是保证同步器处于正确锁止位置的主要尺寸，必须予以控制。--汽车设计P103图2.1分度尺寸a与接近尺寸b1．啮合套齿2.滑块3.同步锁环4.齿轮接合齿本设计中同步器分度尺寸和接近尺寸分别为：a=1.96；b=0.25。3.1.3滑块宽度及内啮合套缺口宽度锁环式同步器中的啮合套的缺口与同步锁环挡块之间转动距离的计算设计中，缺口与同步环挡块之间转动距离直接影响分度尺寸。由于锁环式同步器在结构上与滑块式同步器的相似，所以在滑块宽度的设计中，可以采用滑块式变速器的原理来设计锁环挡块的宽度以及啮合套的缺口宽度。图2.2示出啮合套和同步环在锁止面接触最佳时的正投影，由此确定转动距离c。未转动时，同步环的A点与啮合套的B点重合，最佳接触时的分度尺寸a等于接合齿的1/4周节，即。由图2.2可知有下列近似关系式:--汽车设计P103（2-1）式中Rf为接合齿分度圆半径;Ru为滑块轴向移动后的外半径。当挡块宽度h确定后，H=E,就可以求出糟宽H:--汽车设计P103(2-2)图2.2滑块与同步器缺口之间的转动距离的确定1.啮合套2.同步锁环3.滑块4.滑块槽同步器设计中取Ru=21.5mmRf=mz/2=22.5mm；本文计算得：c=1.87mm；当取h=9mm，此时可得E=12.74mm。3.1.4同步器装配间隙为了保证同步器换档无冲击，正常磨损后仍能有效地工作，必须对同步器有关装配尺寸进行合适的选择。如图2.3所示。滑块端隙δ1不能过大，如δ1>δ2，则造成换档时摩擦锥面尚未接触而啮合套已处于与同步环齿端锁止面相贴的位置，即接近尺寸Z<0，此时同步环还是浮动的，因没有摩擦力矩，啮合套可以很快通过同步环，而使同步器失去锁止作用。考虑到同步环正常磨损后，仍能继续使用，在同步环端面与齿轮接合齿端面之间应有一定的间隙δ2。以锥面角α=7°和锥面半径方向0.2mm为例，则端面间至少留1.6mm的间隙，通常取δ2=1.5～2mm。本文取δ2=1.7mm。图2.3同步器装配尺寸确定3.2同步锁环主要尺寸确定3.2.1锥面角--汽车设计P108（2-3）可知，α的值取得越小，则同步力矩Ms就越大。在保持同步力矩Ms不变的条件下，锥面动摩擦系数μ1越大，则α就可取得越大些。由避免抱死条件：--汽车设计P105（2-4）可知，α的最小值要受到两个锥面之间的静摩擦系数s值的大小的限制。综合以上条件，锥面角α的值一般取在6～7°之间。本文中选7°。3.2.2锁止角的计算在锁环式同步器中，在齿端面上的锁止角β一般取在52～60°度之间。从下式--（拨叉力矩大于摩擦力矩推出）（2-5）可以看出，锁止角β的大小是和许多选定了的几何尺寸有关，不过影响最大的一个因素要算是锥面之间的动摩擦系数μ1了。β角要取得大些，使所产生的切向摩擦力矩足以阻止发生不同步啮合的不正常现象，直到同步时摩擦力矩消失，实现同步啮合为止。锁止角过大，就是说齿端面太钝时，只能给齿的啮合造成困难。有时在汽车起步时，发生齿环齿难以啮合的问题，这可能是锁环式同步器所取的锁止角过大的缘故，这也是齿环式同步器的一个缺点。下面分析一下锁止角β、锥面摩擦系数μ1和锁止角摩擦系数μ2的关系。（2-6）当μ1和μ2取不同值时，β取值如图2.4所示。图2.4锁环锁止角与锁止面摩擦系数μ2关系取锁止角β为60°。3.2.3锥面摩擦系数µ1和锁止面摩擦系数µ2当同步环以及同步器摩擦副的材料选定后，锥面摩擦系数μ1和锁止面摩擦系数μ2与表面光洁度有关，锥面摩擦系数μ1还与润滑油种类和温度等有关。锁环式同步器的锥面角α和锁止角β均分别取常用值7°和60°，摩擦锥面平均半径和锁止齿面平均半径的比值在齿环式同步器中一般取0.75。由于拨正力矩Μt为-汽车设计P108推出（2-7）根据公式（2-1）和（2-7）（2-8）所以，当假定μ2=0.07，绘制图2.5。图2.5扭矩比与锥面摩擦系数关系假如,则锥面摩擦系数μ1与锁止面摩擦系数μ2存在看以下极限关系：（2-9）另外，由于值Μt必须大于零，所以（2-10）因此，由以上数据可得图2.6。图2.6锥面摩擦系数和锁止面摩擦系数关系锁环式μ1和μ2的取值在曲线2、μ1=0.12和μ2=0.578上。故可取μ1=0.12μ2=0.578。3.2.4锁环内锥面上的螺线同步锁环的内螺线有下面几项技术要求:螺线型式锥面摩擦系数大，则换档省力或缩短同步时间，摩擦系数小则反之，甚至会失去同步作用。因此保持较大的锥面摩擦系数对同步器有利。为此在锥面上制有破坏油膜的螺纹槽，型式主要有以下两种，其中图2.7a给出的尺寸适合于轻、中型汽车，图2.7b给出的尺寸适合于重型汽车。图2.7同步环螺纹槽型本设计中采用图2.7中a）型设计螺顶宽度为了能把锥面之间已经存在的油膜很快地刮走，螺线顶的宽度要做得窄一些。油膜刮走得越快，在同步环内锥面上摩擦力提高得也越快，对克服“不同步啮合”越有利。常取螺顶宽度为0.25一0.4mm。如螺顶太尖，则接触面上的压强和磨损就越大.所以在接触面压强很高的小型同步器中，螺顶宽度小须能经得起在使用初期磨损的考验。另一个重要方面是螺顶的表面粗糙度要高，不允许留有切削刀痕。所以螺顶表面最后加一道研磨工序是比较好的。本文取0.3mm。螺距和螺纹角螺距要大得使螺纹之间的间隙足以容纳挤出来的油量。当然螺距也不能过大，否则接触面要变小，磨损会变大。所以螺距一般取0.6-0.75mm,本文取0.7mm。螺纹角一般取。3.3同步器校核3.3.1同步器同步时间校核对乘用车和客车Ft=60N，变速杆手柄到接合套的传动比为igs，则作用在同步器摩擦锥面上的轴向力--汽车设计P108（2-11）式中η位换挡的传动效率。由此可以算得工作面上的摩擦力矩Μm为--汽车设计P108（2-12）式中，α为摩擦锥面锥角；μ1为工作锥面间的摩擦系数；R为锥面的平均半径同步时的摩擦力矩方程式为--汽车设计P108（2-13）式中Jr为第一轴和第二轴常啮合齿轮连接在一起转动的齿轮转动惯量；简化计算--机械原理P95（2-14）We为发动机角速度。满足条件：同步时间，乘用车的变速时间，高挡取0.150.30s，低挡取0.500.80s。手柄力对轿车变速器高档取75—200N，低档取250—300N。在一挡（传动比为3.6）换入二档（传动比为2.5589），校核同步器同步时间如下:已知α为7°,β为60°，r为60，R为1.5，f为0.12，F=250N，r=60，，p=7850，，计算公式得t=0.61s，符合低档同步时间。在四档（传动比为1.378）换入五档（传动比1），校核同步器时间如下：已知α为7°,β为60°，r为60，R为15，f为0.12，F=250N，r=60，，p=7850，，计算公式得t=0.151s，符合高档同步时间。3.3.2弯曲强度校核由于换档手柄力的作用，在同步锁环锁止齿上产生法向压力N，力N分解为轴向力Fs和切向力Fτ。为了简化计算，我们将锁止齿截面形状简化为矩形，如图2.10。图2.10锁止齿上受力及简化模型考虑到锁止作用刚开始时的冲击，我们引入动载荷系数k1和k2。动载系数由下图2.11查的为k1=1.4；k2=1.3。图2.11直齿轮动载系数1).弯曲正应力校核：轴向力Fs产生的最大弯曲正应力:--机械设计P200（2-15）切向力Fτ产生的最大弯曲正应力:--机械设计P200（2-16）式中:r3为锁止齿分度圆到齿根的距离;、为抗弯截面模量--机械设计P200（2-17）--机械设计P200（2-18）最大弯曲正应力：（2-19）最大弯曲正应力必须满足：（2-20）通过对锁环模型简化，a=2.5mm；b=1.9mm.已知：Ft=60N，i=3.6，η=0.98，k1=1.4；k2=1.3，a=2.5mm，b=1.9mm，R=1.5。按公式计算得最大弯曲正应力，符合受力要求。2).弯曲切应力校核：由于锁止齿轴向长度与齿高之比比较小，故必须校核弯曲切应力：--材料力学（2-21）合成最大弯曲切应力为：（2-22）必须满足（2-23）式中A为锁止齿截面积A=ab为许用弯曲切应力，它与许用拉应力的关系为:按以上公式计算得到最大的弯曲切应力，符合受力要求。第四章变速器操纵机构根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选档和实现换挡或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主动要求：换挡时只能挂入一个档位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换挡轻便。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档锁装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手里完成选档、换挡或退到空档工作，称为手动换挡变速器。我们选用的是直接当手动变速器，当变速器不知在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档通用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换挡行程相等。参考文献及中英文对照表5.1参考文献《机械设计手册:减(变)速器·电机与电器》第五版成大先主编北京:化学工业出版社《机械设计》第八版濮良贵高等教育出版社《机械设计手册：第一卷.常用设计资料》第五版闻邦椿主编北京:机械工业出版社《汽车设计》第四版吉林大学王望予主编机械工业出版社《汽车构造》第三版吉林大学陈家瑞主编机械工业出版社《汽车理论》第五版清华大学余志生主编机械工业出版社《pro/ENGINEER5.0基础教程》江洪郦祥林孙丽琴机械工业出版社5.2中英文对照表行驶速度——runningspeed发动机转速——enginespeed驱动轮滚动半径——Rollingradiusofdrivingwheel变速器——transmission传动比——transmissionratio主减速器——mainreducinggear最高车速——maximumspeed最大功率——maximumpower最大转矩——peaktorque怠速——idling总质量——totalmass一档——firstgear车胎——tire滚动阻力——resistancetorolling重合度——contactratio最大爬坡力——Maximumclimbingforce传动效率——transmissionefficiency汽车重力——Cargravity附着条件——Adhesivecondition后轴——aftshaft轴荷——axleload轻型车——K-car偏置——bias传动——transmission中心距——centertocenterspacing齿轮—