hljit5200变速器设计本科学位论文

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摘要本次设计的题目是HLJIT5-200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，第二轴，齿轮ABSTRACTThedesignofthesubjectisNissanHLJIT5-200thestralssharpnesstriaxialtypetransmissiondesign.Transmissionoftransmissionmechanismandmanipulatethetransmissionmechanism,itsbasicfunctionischanged,expandtherotationdrivetransmissiontorqueandspeedrange,inordertoadapttothechangingconditions,alsomaketheenginedrivinginthefavorableconditionswork,Intheenginecrankshaftdirectioninvariableunderthepremiseofdrivingthecarcanreverse,Useneutralinterruptpowertomaketheenginecanstart,idle,andfacilitatetransmissionshiftorpoweroutput.Usingthetransmissionoftransmissionoarthastwooutstandingadvantages:oneisthedirecttransmissionefficiency,thewearandtearofnoiseandminimum,Thecenterdistanceofsmallgearcasescanstillgetlargergeartransmission.Thetransmissionhasfiveforward(includingaoverdrivefivefiles)andonereverse,andthroughthelockringtypesynchronizertorealizetheshift.Thisdesignisdiscussedintheoverallstructure,designofthegearandfinishthecheckingandcalculatingandaxialCADdrawing,etc.KeyWords：Transmission,Lockingringtypesynchronizer,Gearratio,Secondaxis,Gear目录TOC\o"1-3"\h\u18071摘要 I14953ABSTRACT II6576第1章绪论 192401.1汽车变速器概述 1171101.2汽车变速器设计的目的和意义 1186021.3汽车变速器国内外现状和发展趋势 2320531.3.1变速器国内外的现状 222831.3.2汽车变速器的发展趋势 3141941.4手动变速器的特点和设计要求及内容 335381.4.1手动变速器的特点 381951.4.2手动变速器的设计要求 4143181.4.3设计的主要内容 431562第2章变速器传动机构布置方案确定 6319842.1设计所依据的主要技术参数 649742.2变速器传动机构的结构分析和形式选择 623912.2.1两轴式变速器的特点分析 662432.2.2中间轴式变速器特点分析 75342.2.3倒挡布置方案分析 812572.2.4传动机构布置的其他问题 9285062.3零部件结构方案分析 9325722.3.1齿轮形式 9107932.3.2换挡机构形式 102802.3.3防止自动脱挡的结构 11324712.3.4变速器轴承 1184212.4本设计所采用的传动机构布置方案 11163922.5本章小结 123372第3章变速器主要参数的选择和齿数分配 13140243.1变速器各挡传动比的确定 1353163.1.1变速器最低挡传动比的确定 131453.1.2变速器其他各挡传动比的确定 14105853.2中心距的确定 14128403.3变速器外形尺寸的初选 15305203.4变速器齿轮参数的选择 1537703.4.1模数 15175533.4.2齿形、压力角及螺旋角 16237203.4.3齿宽 16281253.4.4齿顶高系数 1775703.5变速器各挡齿轮齿数的分配 17244843.5.1确定一挡齿轮的齿数 1753283.5.2对中心距进行修正 18302923.5.3确定常啮合齿轮的齿数 19136023.5.4确定其他各挡齿轮的齿数 20233813.6本章小结 2323251第4章变速器齿轮的设计计算 24307904.1变速器齿轮的几何尺寸计算 24137214.2计算变速器各轴的扭矩和转速 24164564.3齿轮的强度计算和材料选择 2533784.3.1齿轮损坏的原因和形式 251924.3.2齿轮的材料选择 26296014.3.3齿轮的强度计算 27238234.4本章小结 3929960第5章变速器轴和轴承的设计计算 40277065.1初选变速器轴的轴径和轴长 40297505.2轴的结构设计 41200915.3变速器轴的强度计算 41307665.3.1齿轮和轴上的受力计算 41256015.3.2轴的强度计算 42282815.3.3轴的刚度计算 4628625.4变速器轴承的选择和校核 49201955.4.1第一轴轴承的选择和校核 4929935.4.2第二轴轴承的选择和校核 50320515.4.3中间轴轴承的选择和校核 51127625.5本章小结 5213710第6章同步器和操纵机构的设计选用 53199466.1同步器的设计选用 53166666.1.1锁环式同步器 53324356.1.2锁销式同步器 54237096.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定 55108016.1.4同步器主要参数的确定 56187306.2变速器操纵机构的设计选用 58235696.2.1变速器操纵机构的分类 58325376.2.2变速器常用操纵机构分析 59166976.3变速器箱体的设计 60322236.4本章小结 6128880第7章轴的有限元分析 62183027.1有限元基本理论简介 62303047.2有限元分析基本步骤 62196237.3变速器输出轴的有限元分析的主要步骤 63281517.4本章小结 6830409结论 6919069参考文献 7010135致谢 7124473附录A外文文献 72466附录B外文文献的中文翻译 74PAGE64 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。1.4.3设计的主要内容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）研究汽车机械变速器的组成、结构与设计；（2）建立有限元计算模型；（3）研究汽车机械变速器的载荷；（4）加载进行应力分析与结果分析；（5）对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计第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一款轻型客车汽车变速器，其具体参数如表2.1。表2.1主要技术参数发动机最大功率80kw车轮型号165/60R14发动机最大转矩200Nm最大功率时转速3000r/min最大转矩时转速1600~1800r/min最高车速90km/h总质量2000kg整备质量1000kg2.2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。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2.2a～d所示为中间轴式变速器的传动方案，其中a～b为中间轴式五挡变速器，c～d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的方案适用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。图2.3倒挡布置方案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1～3mm。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0.3～0.6mm），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6～20mm[9]。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。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。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]。故有则由最大爬坡度要求的变速器1挡传动比为(3.1)式中：－汽车总质量，m=2000Kg；－重力加速度，m/s2；－道路附着系数，；－驱动车轮的滚动半径，=205mm；－发动机最大转矩，=200NM－主减速比，=2.4；－汽车传动系的传动效率，。将各数据代入式(3.1)中得根据驱动车轮与路面的附着条件可求得变速器一挡传动比为(3.2)式中：－汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，Kg；－道路的附着系数，计算时取～；其他参数同式(3.1)。将各数据代入式(3.2)得通过以上计算可得到2.87＜＜3.81，在本设计中，取。3.1.2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。将各数代入式中得则变速器其他各挡的传动比为3.2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初选，经验公式为(3.3)式中：－中心距系数，乘用车：，商用车：；－发动机的最大转矩(N·m)；－变速器一挡传动比；－变速器的传动效率，取96%。将各数代入式(3.3)中得=89.17~93.18mm故可初选中心距mm。3.3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。乘用车变速器壳体的轴向尺寸为。商用车变速器的轴向尺寸为：四挡：五挡；六挡所以本设计变速器的轴向尺寸可初选为mm，取整mm。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/T1357—1987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2～3.5；重型货车为3.5～5。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车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14.0≥14.0模数/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.003.4.2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α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形，，，～一般货车GB1356-78规定的标准齿形～重型车GB1356-78规定的标准齿形低挡、倒挡齿轮，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15°～25°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3.4.3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。(3.4)式中：－齿宽系数，直齿轮取，斜齿轮取；－法面模数。3.4.4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0.75～0.80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已知一挡传动比，且为了确定，的齿数，先求齿数和直齿轮(3.5)斜齿轮(3.6)由于一挡齿轮为斜齿轮，故可用式(3.6)计算。代入数据后得=52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。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选取；可在12～17之间选用[13]。则可取取一挡小齿轮齿数1-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依据，故中心距变为mm对中心距进行取整，取中心距mm。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。中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。根据所确定的齿数，一挡齿轮精确的螺旋角的值为3.5.3确定常啮合齿轮的齿数由式得因常啮合齿轮副与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)可得联立求解并将、取整数后得，故齿轮齿数不需调整。mm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。中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。根据所确定的齿数，常啮合齿轮精确的螺旋角的值为3.5.4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，则有联立求解，并对齿数取整后得，由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力中心距为mm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。中心距变动系数为啮合角为齿轮总变位系数为齿轮齿数比为变位系数可分配为，。2、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，要求满足下式求解上述三式，取整得，，。故齿轮齿数不需调整。mm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。中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。3、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，要求满足下式求解上述三式，取整得，，。故齿轮齿数不需调整。mm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。中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。4、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，倒挡时的传动比为。第二轴倒挡齿轮的齿数为41.4，取41。倒挡轴与中间轴的中心距为mm倒挡轴与第二轴的中心距为mm3.6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。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（）端面压力角（）分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽2021.042.42721.0264.2970.2958.29203621.042.42721.02115.71121.71109.71202620.72.3320.783.3889.3877.38223020.72.3320.796.21102.2190.212232242.46220.5105.09111.0999.092023242.46220.575.5381.5360.53203729.932.74720.1128.08134.08122.08201729.932.74720.158.85114.8552.852014272.46321.347.1453.1441.142039272.46321.3131.31137.31125.312038302.74720.1131.64137.64125.642018302.74720.162.3568.3556.352033302.74720.1114.32120.32108.32204.2计算变速器各轴的扭矩和转速已知发动机的最的转矩为200N·m，转速为1600~1800r/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和转速。一轴N·mr/min中间轴N·mr/min二轴（1）挂1挡时N·mr/min（2）挂2挡时N·mr/min（3）挂3挡时N·mr/min（4）挂4挡时N·mr/min（5）挂5挡时N·mr/min4.3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30～50HBS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0.8～1.2mm3.5＜＜5渗碳层深度0.9～1.3mm渗碳层深度1.0～1.6mm渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC58～63，心部硬度为HRC33～48。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(4.1)式中：－弯曲应力(MPa)；－圆周力(N)，；－计算载荷(N·m)；－节圆直径(mm)；－应力集中系数，可近似取=1.65；－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，对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；－齿宽(mm)；－端面齿距(mm)，；－模数；－齿形系数，如图4.1所示。图4.1齿形系数图因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得(4.2)（2）斜齿轮的弯曲应力公式为NNNNN第二轴NNN5.3.2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。1、求第二轴支反力（1）在垂直平面内的支反力由得=1312.5N由得=37795N（2）在水平面内的支反力由得=－11404.5N=11929.1N2、求第一轴支反力=1313N=11394N3、求中间轴的支反力（1）在水平面内的支反力=5087N=8038N（2）在垂直平面内的支反力=2445N=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，其应力为式中:(MPa)；为轴的直径(mm)，花键处取内径；为抗弯截面系数(mm3)，在低挡工作时，≤400MPa。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=－61383MPa在水平方向的弯矩为=284850MPa则在弯矩和转矩的联合作用下=387399MPa故一轴的轴应力为=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=－24250MPa在水平面内的弯矩为=－1780812.5MPa则在弯矩和转矩的联合作用下=2109816MPa故第二轴的轴应力为=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在水平方向=－25430MPa在弯矩和转矩的联合作用下=493410.34MPa故中间轴上的轴应力为321.82MPa400MPa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，可分别按下式计算：(5.1)(5.2)(5.3)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(MPa)，MPa；－惯性矩(mm4)，对于实心轴，；－轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算；，－齿轮上的作用力到支座、的距离(mm)；－支座间的距离(mm)。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为mm，mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。图5.2变速器轴的变形简图图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而惯性矩I为mm故在垂直面内的挠度为=0.00878mm由式(5.2)得在水平面内的挠度为=0.0209mm故轴的合成挠度为=0.023mm0.2mm所以第二轴的挠度符合要求。（2）第二轴转角的校核由式(5.3)得=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=0.0057mm由式(5.2)得中间轴在水平面内的挠度为=0.0116mm故轴的全挠度为=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=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。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式中：，－径向、轴向载荷系数；，。－考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取1.2～1.8，在此取=1.4。=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来计算式中的汽车平均车速可取。所以轴承失效前汽车行驶的时间为h而轴承寿命的计算公式为式中：－寿命系数，对滚子轴承，；－轴承转速。将参数代入公式后得=4398.6h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。求第二轴轴承的当量动载荷P=21356.56N则第二轴轴承的寿命为=3825.6h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。求中间轴轴承的当量动载荷NN而径向、轴向载荷系数为故中间轴轴承的当量动载荷为=3506.68N中间轴轴承的寿命为=8815.56h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。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，称为接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.2～0.3mm。2、分度尺寸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、锁销转动距离与销孔直径之间的关系如下=+2锁销转动距离与接合齿齿距的关系如下式中：－锁销轴向移动后的外半径（即摩擦锥环外半径）；－接合齿分度圆半径。4、锁销端隙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，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，并可称之为后备行程。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=1.2～2.0mm。在空挡位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.2～0.5mm。6.1.4同步器主要参数的确定1、摩擦因数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，