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基于ProE与ANSYS的奇瑞A516轿车变速器设计【6张CAD图纸和说明书】,6张CAD图纸和说明书,基于,proe,ansys,a516,轿车,变速器,设计,cad,图纸,以及,说明书,仿单

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变速器传动机构装配图变速器传动机构爆炸图1输入轴2输出轴倒挡轴3输入轴一档齿轮4输出轴一档齿轮输入轴二挡齿轮输出轴二挡齿轮5输入轴三档齿轮 输出轴三档齿轮6输入轴四档齿轮7输出轴四档齿轮输入轴五挡齿轮8输出轴五挡齿轮输入轴倒挡齿轮输出轴倒挡齿轮9倒档轴齿轮1011变速器传动机构 Pro/E 图集系部名称： 汽与交通工程学院 车专业班级： 工程车辆 B07-7 班 学生姓名： 昊 毕 指导教师： 王 强 职 称： 讲 师黑 龙 江 工 程 学 院黑 龙 江 工 程 学 院二一一年六月毕业设计（论文）任务书学生姓名系部专业、班级指导教师姓名职称从事专业是否外聘是否题目名称基于Pro/E与ANSYS的奇瑞A516轿车变速器设计一、设计（论文）目的、意义汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分。由于汽油机额定转矩对应的速度范围很小，需要用齿轮传动来适应驾驶时车速的变化，它是传动系的主要部件,它的性能对整车的动力性、燃油经济性以及乘坐舒适性等方面都有十分重要的影响。设计一款好的变速器对汽车的性能，安全性以及经济性有着重要作用。手动机械变速器可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、传动效率高、故障率相对较低、物美价廉，因此在市场上仍占有一席之地，开发手动机械变速器也适应当代世界经济的发展。运用计算机仿真技术对变速器进行虚拟设计，在产品制造之前就可以发现并更正设计缺陷，完善设计方案，缩短开发周期，提高设计质量和效率，为生产实际提供理论支持。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）1、设计内容设计一款奇瑞A516轿车变速器，标准发动机：1.6L/ACTECO； 标准变速器：5档手动；最大功率：87.5/6150 Kw/rpm； 最大扭矩：147/4300 nm/rpm；最高时速：185.0 km/h；轮胎：195/55R15 85V；车身重量： 1290 kg；轴 距：2600 mm；轮距(前/后)：1505/1505 mm； 全车长度：4552 mm ；车身宽度：1750 mm ；车 身 高 度：1483mm 。要求分析变速器的结构形式及工作原理，确定本设计变速器结构类型，完成变速器结构布置和总体设计，利用AutoCAD完成总装配图和零部件设计，并进行校核计算，利用Pro/E完成传动部分零件的三维建模并虚拟装配，利用ANSYS完成关键轴和齿轮的有限元分析。所设计变速器要求具有良好的动力性与经济性，换挡迅速、省力、方便、工作噪声低、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。2、技术要求（1）变速器总体方案设计；（2）利用AutoCAD软件完成变速器二维结构及零件设计；（3）校核计算；（4）利用Pro/E软件完成变速器传动部分三维建模及虚拟装配； （5）利用ANSYS软件完成关键零件有限元分析。三、设计（论文）完成后应提交的成果（1）主要包括变速器方案设计、校核计算、二维及传动部分三维结构设计、有限元分析等方面的详细设计说明书1套（1.5万字以上）；（2）变速器二维总体结构图1张（A0）、二维零件图及Pro/E三维模型图共折合A0图纸2.5张。四、设计（论文）进度安排（1）调研、查阅相关资料、完成开题报告 第12周 （3月2日3月15日） （2）确定总体方案 第3周 （3月16日3月22日） （3）变速器二维结构设计及校核计算 第49周 （3月23日5月3日） （4）Pro/E传动部分三维总装配图设计 第1012周（5月4日5月24日） （5）关键零件的有限元受力分析 第13周 （5月25日5月31日） （6) 撰写设计说明书 第1415周（6月1日6月14日）（7）设计说明书审核及修改 第16周 （6月15日6月21日）（8）毕业设计答辩 第17周 （6月22日6月28日）五、主要参考资料1 陈家瑞.汽车构造(上，下册) M.北京：人民交通出版社，1994.2 余志生.汽车理论M.北京：机械工业出版社，2000.3 王望予.汽车设计（第四版）M.北京：机械工业出版社，2004.4 高维山.变速器M.北京：人民交通出版社，1990.5 蔡炳炎，徐勇，林宁.机械式汽车变速器的速比配置分析J.机械研究与应用 2005-04：25-26.6 李君，张建武，冯金芝，雷雨龙，葛安林.电控机械式自动变速器的发展、现状和展望J.汽车技术，2000(03).7 李水良，闫守成，杜迎慧电控电执行器自动变速器的开发研究J. 拖拉机与农用运输车,2010,(4).8 陈文才汽车变速器可靠性设计研究J. 煤炭技术,2010,(9). 9 柴保明，高学攀，谷兴海，高维金基于Pro/E和ADAMS的变速器联合仿真实现J.煤矿机械,2010,(7).六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日本科学生毕业设计基于Pro/E与ANSYS的奇瑞A516轿车变速器设计院部名称： 专业班级： 学生姓名： 指导教师： 职 称： The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of the Chery A516 Automobile Transmission Based on ANSYS and PRO/E Candidate：Specialty：Class： Supervisor： 毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目:基于Pro/E与ANSYS的奇瑞A516轿车变速器设计 院 系 名 称: 专 业 班 级: 学 生 姓 名: 导 师 姓 名: 开 题 时 间: 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部专业、班级指导教师姓名职称从事专业是否外聘是否题目名称基于Pro/E与ANSYS的奇瑞A516轿车变速器设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、研究现状随着国民经济的高速发展，国内对汽车的需求也逐年稳定增长，汽车的研制、生产、销售、营运与国民经济许多部门都息息相关，对社会经济建设和科学技术发展起重要的推动作用。汽车的保有量随着国民人均收入水平的提高而增加。在许多发达国家中，汽车的数量已普及到千家万户，促使人的社会生活方式发生显著的变化。1886年，世界上诞生的第一辆汽车并未装有变速器，直到1902年才由法国人造出了第一部装有变速器的汽车。目前，绝大多数汽车仍采用机械式变速器、分动器、主减速器，构成整车的传动系，其结构简单，操纵方便，造价低廉仍不失为汽车传动系中的主要总成。由于汽车上广泛采用活塞式内燃机，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，为此在传动系中设置了变速器。传动系是汽车最重要的系统之一，如果把作为动力源的发动机比做汽车的心脏，那么作为传递动力的变速器可谓汽车的动脉，汽车变速器作为汽车传动系关键部位，对汽车的动力性与经济性、操作可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着直接的影响。从内燃机作为汽车的动力装置开始。变速器成为了汽车重要组成部分。现代汽车上广泛采用往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点，但其转矩和转速范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在较大范围内变化，故其性能与汽车动力性和稳定性之间存在较大的矛盾，这对矛盾靠现代汽车内燃机本身是无法解决的，因此在汽车传动系中设置变速器和主减速器达到减速增扭矩的目的目前传统机械式手动变速器是使用最广泛的汽车变速器。它有着结构紧凑，体积小，重量轻，传递效率高，承载能力大，方便维修，使用寿命长，使用成本低等优点。也同时拥有着诸多缺点，如换挡冲击大，体积大，操作麻烦等！但对整车制造商而言，根据美国阿贡国家实验室在1999年发布的报告，对于一个典型的轻型车，变速器大概占据其制造成本的7%。对于消费者而言，变速器配置的丰富程度在很大程度上会影响他们的购买决定。另外，变速器和发动机的匹配将在很大程度上决定整车的排放，燃油经济以及整车的操控性。在中国，机械变速器因为其低廉的价格和给驾驶者的良好的操控感，一直以来都占据着变速器的主流。例如，在2007年，机械化变速器大概占整个轻型车（包括乘用车和轻型商用车）市场的74%。这其中既有历史的原因，也有现实的因素。从历史上来看，长期以来机械变速器占据压倒性的市场份额，而且基本所有的驾驶员都接受机械变速器的培训。从现实角度，自动变速器相对昂贵的价格和相对较差的燃油经济性抑制了普通消费者的需求，另一个很重要的原因是提供相对低廉汽车产品的本土汽车生产商没有掌握自动变速器的技术。汽车行驶的速度是不断变化的，尽管传统的齿轮变速器以其结构简单，效率高、功率大三大显著优点依然占领着汽车变速器的主流地位。机械式变速器许多最近的发展集中在降低成本和体积的新制造方法上。传统来说，变速器制造包含大量昂贵的机器，以及为金属切削加工和装配操作留下空间限制的设计。最新技术，比如在最新的Ford/Getrag6变速器中可以看到的激光焊接冲压刚滑动齿轮选择器轴套，未替代前一代变速器的铸铁拨叉，这种精致而固定的设计方案可以减少对内部的伤害。本课题应用Pro/e与ANSYS软件。Pro/Engineer是美国PTC公司旗下的重要产品。是一款集CAD/CAM/CAE功能一体化的综合性三维软件，在目前的三维造型软件领域中占有着重要的地位，而且是当今世界机械CAD/CAM/CAE领域的新标准而得到业界的认可和推广，是现今最成功的CAD/CAM软件之一。目前已发布了野火版6.0。他拥有参数化设计和特征功能、单一数据库、全相关性、基于特征的参数造型、数据管理、装配管理和易于使用的特点，在汽车工业设计过程中有着很有用的地位。像在本课题中就可以完成将设计出的各个零件进行模拟实体化，并可以将其进行模拟装配，更可以直观的看到所设计的模拟模型，进而对其的外观进行美化，设计是否合理进行直观的观察。ANSYS软件是融合结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发。它能与多数CAD软件接口，实现数据的共享和交换，如Pro/Engineer,NASTRAN,Alogor,Auto CAD等，是现代产品设计中的高级CAE工具之一。ANSYSY软件可以对已有的模拟模型进行各种模拟场合或负载的实况模拟，如：结构静力分析、机构动力学分析、结构非线性分析、动力学分析、热分析、电磁场分析、流体动力学分析、声场分析、压电分析。在本课题中会涉及到设计的零件静力分析和在模拟装配后的动力学分析。根据轻型轿车变速器各档位使用频率的不同，充分考虑汽车的动力性和燃油经济性，采用偏置等比级数速比分配方法，确定了变速器各中间档位的传动比。考虑到产品的系列化、通用化、标准化，提出了齿轮微观优化设计的方法：如采用全圆角齿根过渡曲线，改善齿根应力分布，对齿轮进行修形，最大限度地提高齿轮承载能力等。本课题将参考国内关于减速器设计、变速器设计、汽车设计、汽车变速器等的相关书籍与文章，根据工作及传动比要求，对变速箱构造进行设计，再根据设计手册，对部分零件进行设计，查阅标准的校核方法，对设计结果进行全面的校核，保证其可行性及安全性，最后基于计算机仿真平台，应用当前CAD/CAE领域应用比较广泛的三维软件Pro/E、有限元软件ANSYS，进行汽车变速器的强度、刚度、稳定性及动态特性等方面的计算机仿真研究与分析，为我国汽车变速器产品的设计、技术开发方面提供更多的理论参考，进一步提高汽车变速器的稳定性和可靠性。2、选题目的和意义汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分。由于汽油机额定转矩对应的速度范围很小，需要用齿轮传动来适应驾驶时车速的变化，它是传动系的主要部件,它的性能对整车的动力性、燃油经济性以及乘坐舒适性等方面都有十分重要的影响。设计一款好的变速器对汽车的性能，安全性以及经济性有着重要作用。手动机械变速器可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、传动效率高、故障率相对较低、物美价廉，因此在市场上仍占有一席之地，开发手动机械变速器也适应当代世界经济的发展。运用Pro/E与ANSYS对变速器进行虚拟设计，在产品制造之前就可以发现并更正设计缺陷，完善设计方案，缩短开发周期，提高设计质量和效率，为生产实际提供理论支持。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、奇瑞A516轿车变速器设计主要内容分析变速器的结构形式及工作原理，确定变速器的结构类型，完成变速器结构布置和总体设计，利用AutoCAD完成总装配图和零部件设计，并进行校核计算，利用Pro/E完成传动部分零件的三维建模并虚拟装配，利用ANSYS完成关键轴和齿轮的有限元分析。变速器要求具有良好的动力性与经济性，换挡迅速、省力、方便、工作噪声低、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。2、拟解决的主要问题（1）变速器二维结构设计及校核；（2）变速器三维建模及虚拟装配；（3）变速器关键零件有限元分析 。ANSYS关键零件有限元分析YNN撰写设计说明书Y结论分析Pro/E整机装配及干涉检查奇瑞A516变速器AutoCAD二维结构设计及校核调研、收集资料及总体方案论证转换接口Pro/E三维实体建模是否合理？是否合理？三、技术路线（研究方法）四、进度安排（1）调研、查阅相关资料、完成开题报告 第12周 （3月2日3月15日） （2）确定总体方案 第3周 （3月16日3月22日） （3）变速器二维结构设计及校核计算 第49周 （3月23日5月3日） （4）Pro/E传动部分三维总装配图设计 第1012周（5月4日5月24日） （5）关键零件的有限元受力分析 第13周 （5月25日5月31日） （6) 撰写设计说明书 第1415周（6月1日6月14日）（7）设计说明书审核及修改 第16周 （6月15日6月21日）（8）毕业设计答辩 第17周 （6月22日6月28日）五、参考文献1 陈家瑞.汽车构造(上，下册) M.北京：人民交通出版社，1994.2 余志生.汽车理论M.北京：机械工业出版社，2000.3 王望予.汽车设计（第四版）M.北京：机械工业出版社，2004.4 高维山.变速器M.北京：人民交通出版社，1990.5 蔡炳炎，徐勇，林宁.机械式汽车变速器的速比配置分析J.机械研究与应用 2005-04：25-26.6 李君，张建武，冯金芝，雷雨龙，葛安林.电控机械式自动变速器的发展、现状和展望J.汽车技术，2000，(03).7 林少义.一种变速器设计J.机电技术，2004，（6）.8 陈文才汽车变速器可靠性设计研究J. 煤炭技术, 2010,(9). 9 柴保明高学攀，谷兴海，高维金基于Pro/E和ADAMS的变速器联合仿真实现J.煤矿机械, 2010,(7).10 刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社. 2001.11 成大先.机械设计手册（第五版）M.北京：化学工业出版社，2008.12 吴修义.国内组合式机械变速器的现状与发展J.现代零部件，2005，(5).13 郑四发，连小珉，蒋孝煜.系列化汽车变速器设计中模型参数化的研究J.汽车，2004（5）.14 Jonathan S, Cohone1 al. A form verification system for the conceptual design of complex mechanical systemsJ. Engineering with computers 1994(10)：33-44.15 Yolaro Halamura et al.Actual conceptual design process for an intelligent machining centerJ.Annals of the CIRP, 1995(44)：123-128.六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日SY-025-BY-8毕业设计答辩评分表学生姓名专业班级指导教师职 称题目 基于Pro/E与ANSYS的奇瑞A516轿车变速器设计答辩时间月 日 时答辩组成员姓名出席人数序号评 审 指 标满分得分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、工作量、与实际的结合程度102设计（实验）能力、对实验结果的分析能力、计算能力、综合运用知识能力103应用文献资料、计算机、外文的能力104设计说明书撰写水平、图纸质量，设计的规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）、实用性、科学性和创新性155毕业设计答辩准备情况56毕业设计自述情况207毕业设计答辩回答问题情况30总 分 Z= 答辩过程记录、评语： 答辩组长签字： 年 月 日SY-025-BY-9毕业设计（论文）成绩评定表学生姓名性别系部专业班级设计（论文）题目基于Pro/E与ANSYS的奇瑞A516轿车变速器设计指导教师姓名王强职称讲师指导教师评分（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。 摘要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，为了使汽车在不同速度下行驶，变速器应设有多个档位，包括空挡和倒档。机械式手动变速器是传统的汽车传动系统，由于其结构简单、体积小、制造成本低、便于装配和修理，传动效率高等优点，一直沿用至今。作为传动机构的重要部件，对变速器的设计都遵循着统一的目标，那就是力求简单和方便。变速器的性能直接体现出整车性能的高低，特别是燃油经济性的好坏。所以变速器的设计质量的高低一直是汽车行业竞争的焦点。本设计针对乘用车两轴式机械变速器。根据乘用车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数，结合选择的适合于该乘用车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。结合某些乘用车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，计算出变速器的相关参数，进行合理性的设计。关键词：二轴式变速器；齿轮；同步器；设计；结构ABSTRACT To change the engine used to spread transmission of torque and wheel speed, in order to make car travel at different speeds, transmission should be a number of stalls, including neutral and reverse. Mechanical transmission is a traditional manual transmission car, because of its simple structure, small size, low manufacturing cost, ease of assembly and repair, high transmission efficiency, are still in use. Transmission mechanism as an impotant component, the design of transmission line with the goal of reunification, it is simple and convenient. Transmission performance of the vehicle directly reflects the level of performance, especially fuel economy is good or bad. Therefore, the design of transmission quality has been the focus of competition in the automotive industry. The design for the two-axis mechanical transmission cars. Form the basis of passenger cars, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and parameters such as maximum speed, combined with the suitable selection of the cars engine engine models can be drawn maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters. Combination of some basic parameters of passenger cars, to choose the appropriate reduction ratio of the Lord. Based on the above parameters to calculate the transmission of the relevant parameters for a reasonable design.Key words: Transmission；Gear；Synchronizer ；Design；Structure目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 选题的目的和意义11.1.1 汽车变速器的设计要求11.1.2 汽车变速器的发展现状21.2 设计的内容及方法2第2章 变速器传动机构与操纵机构的布置42.1 变速器传动机构布置方案42.1.1 变速器传动方案分析与选择42.1.2 倒档布置方案42.1.3 零部件结构方案分析52.2 变速器操纵机构布置方案72.2.1 概述72.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置82.3 本章小结10第3章 变速器的设计与计算113.1 变速器主要参数的选择113.1.1 档数103.1.2 传动比范围113.1.3 变速器各档传动比的确定113.1.4 中心距的选择143.1.5 变速器的外形尺寸143.1.6 齿轮参数的选择143.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算163.1.8 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整193.2 变速器齿轮强度校核233.2.1 齿轮材料的选择原则233.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核233.2.3 轮齿接触应力校核273.2.4 倒档齿轮的校核313.3 轴的结构和尺寸设计343.3.1 初选轴的直径343.4 轴的强度验算353.4.1 轴的刚度计算353.4.2 轴的强度计算433.5 轴承选择与寿命计算483.5.1 输入轴轴承的选择与寿命计算493.5.2 输出轴轴承的选择与寿命计算503.6 本章小结52第4章 变速器同步器的设计534.1 锁销式同步器534.1.1 锁销式同步器结构534.1.2 锁销式同步器工作原理534.2 锁环式同步器544.2.1 锁环式同步器结构544.2.2 锁环式同步器的工作原理544.2.3 锁环式同步器主要尺寸的确定554.3 本章小结57第5章 变速器传动机构三维设计585.1 PRO/E软件简介585.1.1 变速器输出轴模型建立585.1.2 变速器输入轴模型建立605.2 变速器齿轮模型建立615.3 变速器传动机构模型虚拟装配645.3.1 PRO/E基本装配约束645.3.2 变速器传动机构装配图和爆炸图655.4 装配及干涉检查675.5本章小结68第6章 变速器传动机构有限元分析696.1 PRO/E与ANSYS模型传递696.1.1 PRO/E与ANSYA基本模型转换方式696.1.2 配置PRO/E与ANSYS接口706.1.3通过接口将PRO/E模型导入ANSYS706.2 PRO/E与ANSy分析过程716.2.1 前处理726.2.2 网络划分726.2.3 有限元的约束与加载736.2.4 查看结果746.2.5 结果分析766.3 本章小结77结论78参考文献79致谢80附录81V第1章 绪 论1.1 选题的目的和意义 汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分。由于汽油机额定转矩对应的速度范围很小,而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化，因此要用齿轮传动来适应驾驶时车速的变化。变速器是传动系的主要部件,它的性能对整车的动力性、燃油经济性以及乘坐舒适性等方面都有十分重要的影响。手动机械变速器可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、传动效率高、故障率相对较低、经济性好、环保性强、物美价廉,因此在市场上仍占有一席之地，开发手动机械变速器也适应当代世界经济的发展和需要。随着科技的高速发展，节能与环境保护、应用新型材料、高性能及低成本都可将作为汽车新型变速器的研究方向。1.1.1 汽车变速器的设计要求汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节、变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求1。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。变速器的基本设计要求2：保证汽车有必要的动力性和经济性；设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便；工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档，以及换档冲击等现象出现；工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长；除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 变速器传动机构有两种分类方法。根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。1.1.2 汽车变速器的发展现状教练车都是手动早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传递形式是很简单的，一般都采用皮革作衬垫的油浴离合器。汽车自动变速器作为一种新型的传动器，最早是1939年由通用公司奥兹莫比尔部开发的。自20世纪40年代起人们就不遗余力地发展自动变速器1940年奥兹莫比尔采用液力自动变速器，这是在批量生产的美国汽车上最早采用的全自动变速器，也是第一台现代意义上的自动变速器。1948年，自动变速器已经发展到与行星传动组成一体的液力变矩器。1983年，丰田汽车公司生产了A140E型自动变速驱动桥。这是第一种电控换挡自动变速器，开创了变速器发展的新趋势。在我国上海通用汽车公司在其生产的别克轿车上装备了4T65-E型电控自动变速器，这是我国第一家汽车公司将自动变速器作为标准装备装于轿车。世界最大的手动变速器制造商德国ZF公司预测说，到2012年北美市场出售的汽车中将只有6%是手动挡，欧洲与美国的情况不同，有机构预测，到2013年欧洲有52%的汽车还是手动挡，配备自动手动的变速器将只有10%,配备无级变速器的将占2%,配备双离合变速器的将占16%，欧洲人崇尚节能 环保，喜欢开小型车，更青睐手动变速器的经济燃油性。而在日本变速器市场，CVT的市场占据绝对优势。在我国，虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年中高档的汽车是不会轻易放弃手动变速器的。另外，现在在我国的汽车驾校中，变速器的，除了经济适用轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些之外，关键是能够让学员打好基础以及锻炼驾驶协调性。1.2 设计的内容及方法本次设计的变速器是在原有奇瑞A516的变速器的基础上，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。1、对变速器传动机构的分析与选择通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。2、变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。3、变速器齿轮强度的校核变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。4、轴的基本尺寸的确定及强度计算。对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。5、轴承的选择与寿命计算。对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为30万公里。本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识，在老师的正确指导下进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；同时对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析设计；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。 6、设计流程图。 图1.1 设计流程图第2章 变速器传动机构与操纵机构的布置2.1 变速器传动机构布置方案机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。2.1.1 变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。而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汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同5。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 综上所述，由于此次设计的君威2.0变速器是中档轿车变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择5档变速器，并且五档为超速档。2.1.2 倒档布置方案常见的倒档布置方案如图2.1所示。图2.1b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图2.1c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2.1d方案对2.1c的缺点做了修改；图2.1e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2.1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图2.1f所示方案。图2.1 倒档布置方案2.1.3 零部件结构方案分析1、齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度（图2.2）影响齿轮强度6。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求： （2.1）式中：花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图2.2中的尺寸可取为花键内径的1.251.40倍。图2.2 变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在m范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。2、变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易7。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与m，硬度不低于5863HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。3、变速器轴承的选择变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方8。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。2.2 变速器操纵机构布置方案2.2.1 概述根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求9：换档时只能挂入一个档位，换档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，换档轻便。变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。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、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。1、直接操纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，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，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。2、远距离操纵手动换档变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。3、电动自动换档变速器20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档，这种变速器成为电动自动换档变速器10。由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换档变速器。2.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置图2.3 为典型的操纵机构图定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。1、换档机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，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。同上述两种换档方法比较，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。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。2、防脱档设计互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：（1）互锁销式图2.4是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。图2.4，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.4，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。图2.4 互锁销式互锁机构（2）摆动锁块式图2.5为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。（3）转动钳口式图2.6为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用11。图2.5 摆动锁块式互锁机构 图2.6 转动钳口式互锁机构操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。本次设计属于前置前轮驱动的轿车，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。2.3 本章小结本章主要介绍了变速器传动机构和操纵机构的类型，分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型、特点、及功用，对变速器的传动方式、操纵机构的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的选择，为后期的设计工作打下基础。第3章 变速器的设计与计算3.1 变速器主要参数的选择本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，奇瑞A516整车主要技术参数如表3.1所示：表3.1 奇瑞A516MT整车主要技术参数发动机最大功率87.5kw车轮型号195/55R185V发动机最大转矩147Nm最大功率时转速6150 r/min最大转矩时转速4300r/min最高车速185km/h总质量1290kg变速器形式手动五档3.1.1 档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用45个档或多档。载质量在2.03.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。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。 因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器。3.1.2 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其它商用车则更大。本设计最高档传动比为0.77。3.1.3 变速器各档传动比的确定1、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为12： （3.1）式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。已知：最高车速=185 km/h；最高档为超速档，传动比=0.77；车轮滚动半径由所选用的轮胎规195/55R185V得到=297.75(mm)；发动机转速=6150（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：2、最抵档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）13。用公式表示如下： （3.2）式中：G 车辆总重量(N)； 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面=0.010.02)；发动机最大扭矩(Nm)； 主减速器传动比； 变速器传动比； 为传动效率（0.850.9）；R 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=1290kg；r=0.297m； Nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （3.4）式中：驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.50.6之间。已知：kg；取0.6，把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为3.4。3、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即： 3.1.4 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算14： （3.5）式中：A 变速器中心距（mm）； 中心距系数，乘用车=8.99.3；发动机最大输出转距为180（Nm）； 变速器一档传动比为3.4； 变速器传动效率，取96%。（8.99.3）=（8.9-9.3）7.83=69.6972.82mm轿车变速器的中心距在6080mm范围内变化。初取A=72mm。3.1.5 变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：mm初选长度为240mm。3.1.6 齿轮参数的选择1、模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；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。表3.2 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/t1.0V1.61.6V2.56.014模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取各档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。2、压力角压力角较小时，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15。 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。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。3、螺旋角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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为22。4、齿宽齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中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造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿，取为6.08.5，取6.0mm5、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。在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。本设计取为1.00。3.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、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。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀16。根据图3.1确定各档齿轮齿数和传动比。1、一档齿数及传动比的确定一档传动比为：取整得49。轿车可在1217之间选取，取12，则。则一档传动比为： 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮图3.1 五档变速器传动方案简图2、对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。3、二档齿数及传动比的确定 （3.6） （3.7）已知：=73mm，=2.345，=2.75，；将数据代入（3.6）、（3.7）两式，齿数取整得：，所以二档传动比为：4、计算三档齿轮齿数及传动比 （3.8） （3.9）已知：=73mm，=1.618，=2.75，；将数据代入（3.8）、（3.9）两式，齿数取整得：，所以三档传动比为：5、计算四档齿轮齿数及传动比 （3.10） （3.11）已知：=73mm，=1.116，=2.75，；将数据代入（3.10）、（3.11）两式，齿数取整得：，所以四档传动比为：6、计算五档齿轮齿数及传动比 （3.12） （3.13）已知：=73mm，=0.77，=2.75，；将数据代入（3.12）、（3.13）两式，齿数取整得：，所以五档传动比为：7、计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为=25，输入轴齿轮齿数=13，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （3.14）已知：，把数据代入（3.14）式，齿数取整，解得：，则倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：mm输出轴与倒档轴之间的距离：mm3.1.8 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声17。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。为了减小轴向力，抵档选用较小的螺旋角，一档选，二档选；为了增加重合度，减小噪声，三档、四档、五档选用较大的螺旋角，都选为。1、 一档齿轮的变位 =20。 Mn=2.75 1=21。 进行角度变位 端面啮合角 ： tan=tan/cos=0.398 =21.30 啮合角 ： cos=0.927 =21.97变位系数之和 =0.45查变位系数线图得： =0.45 -=-0.31 图3.2选择变位系数线路图 一挡齿轮参数：分度圆直径 1=2.7512/cos21=35.35mm =2.7537/cos21=108.99mm齿顶高 =3.94mm =1.85mm 齿根高 =2.2mm =4.29mm齿顶圆直径 =43.23mm =112.69mm齿根圆直径 =30.95mm =100.41mm2、 二档齿轮的变位 =20。 Mn=2.75 1=22。 进行角度变位 端面啮合角 ： tan=tan/cos=0.3926 =21.43 啮合角 ： cos=0.9265 =20.10变位系数之和 =0.45查变位系数线图得： -=-0.252 二挡齿轮参数：分度圆直径 =2.7515/cos22=44.50mm =2.7534/cos22=100.84mm齿顶高 =3.78mm =2.046mm 齿根高 =2.393mm =4.131mm齿顶圆直径 =48.02mm =104.97mm齿根圆直径 =35.66mm =92.58mm3、其他各档齿轮的变位同理得到三档、四档、五档变位系数如下： 3.2 变速器齿轮强度校核3.2.1 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18。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为5862HRC。3.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (3.15)式中：圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）， ，为法向模数（mm）；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3.2中查得； 重合度影响系数，=2.0。图3.2 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3.15），整理得到 (3.16)（1）一档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.132，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.156，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa（2）二档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0，把以上数据代入(3.16)式，得： MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.158，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa（3）三档齿轮校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.142，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.156，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa（4）四档齿轮的校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.155，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.15，把以上数据代入(3.16)式，得：Nmm（5）五档齿轮的校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.154，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.144，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350MPa，以上各档均合适。3.2.3 轮齿接触应力校核 （3.17）式中：轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa）；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）表3.3 变速器齿轮许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700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表3.3：1、一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mmN由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（3.17）可得：MPa2、二档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（3.17）可得：MPa3、三档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（3.17）可得：MPa4、四档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（3.17）可得：MPa5、五档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（3-17）可得：MPa以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，所以各档均合格。3.2.4 倒档齿轮的校核1、齿面接触疲劳许用应力的计算19 （3.18）式中：齿轮的接触疲劳极限应力（MPa）；寿命系数； 润滑油膜影响系数；工作硬化系数；尺寸系数；最小安全系数。查机械设计手册得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1将这些数据代入（3.18）式，得：MPa2、齿根弯曲疲劳许用应力计算 （3.19）式中：齿根弯曲疲劳极限应力；寿命系数；相对齿根圆角敏感系数；尺寸系数； 表面系数；最小安全系数。查机械设计手册得到：=920 MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25将这些数据代入（3.19）式，得：MPa3、接触疲劳强度校核 （3.20）式中： 节点区域系数； 弹性系数； 重合度系数； 齿轮上的圆周力（N）； 表示齿宽（mm）； 齿轮直径； 表示传动比； 使用系数。查机械设计手册得到：=2.33；=189.8；0.73；已知：mm；N将以上数据代入（3.20）式，得：MPaMPa。4、齿根弯曲疲劳强度校核 （3.21）式中：齿形修正系数；重合度系数。查机械设计手册得到：=4.2；=0.64将以上数据代入（3.21）式得：MPa所以倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均合格。3.3 轴的结构和尺寸设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。3.3.1 初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：式中： 经验系数，=4.04.6； 发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径：=21.5824.29mm初选输入、输出轴支承之间的长度=265mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径： （3.22）式中： d轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（MPa）；P发动机的最大功率（kw）；n发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（3.22）式，得：mm所以，选择输入轴的最小直径为25mm。输出轴的最小直径 取45mm同理 取42mm 取38mm 取35mm 取33mm根据轴的制造工艺性要求20，将轴的各部分尺寸初步设计如图3.3、3.4所示：图3.3 输入轴各部分尺寸图3.4 输出轴各部分尺寸3.4 轴的强度验算3.4.1 轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。图3.5 变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图3.5所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： （3.23） （3.24） （3.25）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），=2.1105 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；、齿轮上的作用力距支座、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=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。一档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=45mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad二档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=76mm；b=185mm；L=261mm；d=40mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=76mm；b=185mm；L=261mm；d=42mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad三档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=99；b=162mm；L=261mm；d=50mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：=mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=99mm；b=162mm；L=261mm；d=40mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad四档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=150mm；b=111mm；L=261mm；d=50mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=150mm；b=111mm；L=261mm；d=35mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm五档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=166mm；b=95mm；L=261mm；d=60mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=166mm；b=95mm；L=261mm；d=35mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm倒档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=216mm；b=45mm；L=261mm；d=30mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=216mm；b=45mm；L=261mm；d=30mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。3.4.2 轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：计算输入轴的支反力：NNN已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm1、垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： （3.26）将有关数据代入（3.26）式，解得：=2932.04N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.27） （3.28）将相应数据代入（3.27）、（3.28）两式，得到：3、计算垂直面内的弯矩B点的最大弯矩为：NmmNmmNmmB点的最小弯矩为：Nmm4、计算水平面内的弯矩Nmm5、计算合成弯矩NmmNmm轴上各点弯矩如图3.6所示：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 (3.29)式中：（N.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.29）式，得：MPaMPa在低档工作时，400MPa，符合要求。图3.6 输入轴的弯矩图对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：NNN已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm，c=50mm主动锥齿轮的受力分析： （3.30）式中： 发动机输出的最大转矩； 锥齿轮齿宽中点处的直径； 一档传动比。NNN1、垂直面内支反力对A点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： （3.31）将有关数据代入（3.31）式，解得：=998.39N同理，对C点取矩，由力矩平衡公式：，可解得：N2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.32） （3.33）将相应数据代入（3.32）、（3.33）两式，得到：N，N3、计算垂直面内的弯矩A点的弯矩为：NmmB点的弯矩为：NmmNmmNmmD点弯矩为：Nmm4、计算水平面内弯矩：A点的弯矩为：NmmB点的弯矩为：NmmNmm5、计算合成弯矩 Nmm Nmm Nmm轴上各点弯矩如图3.7所示：图3.7 输出轴弯矩图把以上数据代入（3.29），得：MPaMPaMPa在低档工作时，400MPa，符合要求。3.5 轴承选择与寿命计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。式中，h3.5.1 输入轴轴承的选择与寿命计算初选轴承型号根据机械设计手册选择30305型号轴承KN，KN。1、变速器一档工作时N，N轴承的径向载荷：=2932.04N；N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=2NNN所以NN计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到当量动载荷：NN为支反力。h表3.4 变速器各档的相对工作时间或使用率车型档位数最高档传动比/%变速器档位轿车普通级以下3113069410.532076.541182368中级以上3112277410.5210.587410.532076.5510.52418.5755。若,则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸b0,应使，通常取=0.5mm左右。锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙（图4.6），并可称之为后备行程。预留后备行程的原因是锁环的摩擦面会因摩擦而磨损，并在接下来的换挡时，锁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，若锁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锁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。在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm。图4.5 滑块转动距离1啮合套 2锁环 3滑块 4锁环缺口图4.6 滑块端隙4.3 本章小结本章主要介绍了同步器的几种形式，并着重介绍了惯性式同步器的锁销式同步器和锁环式同步器，对它们的结构和工作原理进行了介绍，最后对锁环式同步器主要尺寸如何确定进行了简单的介绍，确定了同步器的主要尺寸。第5章 变速器传动机构的三维设计5.1 Pro/E软件简介Pro/E是美国 PTC公司的产品，它较早把“特征”和“特征添加”的概念和方法运用在三维模型的创建中，具有基于特征的全参数化的强大三维建模功能。当前国内大部分企业CAD技术已经得到广泛应用，但也只是实现了辅助绘图的目标。因为CAD是辅助设计，既然是设计就不但要想到产品的机械模型，还应该想到产品的结构设计、运动分析、优化设计和生产加工等，只要这样才能发挥CAD的真正作用。要真正做到这一点，单凭二维CAD是不够的，必须采用三维CAD才更加科学合理。与二维CAD相比三维CAD有其显而易见的优点：（1）能建立与实物完全相同的数字样机；（2）辅助进行复杂机构与新产品设计；（3）真正实现参数化驱动；（4）能自动或方便的检查数字样机的干涉和间隙；（5）自动生成工程图；（6）自动计算重量和重心；（7）提高设计效率；（8）为实现系列化、通用化、标准化设计提供便利条件；（9）数字模型为CAM/CAE提供了运用基础；（10）提升企业技术水平与形象，便于与客户交流。 当今比较流行的三维结构设计软件有Pro/E、UG、CATIA等，其中UG、CATIA的曲面造型能力比较强大，建模方式则更加灵活，尤其是CATIA，在航天业和汽车业很受青睐。而Pro/E是基于特征的全参数化软件，采用的是单一数据库管理系统，零件模型、装配模型、制造模型工程图之间是全相关的，一个地方的尺寸更改后，其他与之有继承关系的模型中业会相应更改，能够为参数化驱动提供很好的条件。而且Pro/E与各大分析、仿真软件接口能力特别强，如与ANSYS等软件Pro/E都有专门的接口模块与其实现无缝连接，具有良好的兼容性。相比较而言，Pro/E对计算机硬件的要求没有UG、CATIA的高，且具有复杂零件的实体造型、曲面设计、产品大装配和装配检查的能力，为本课题的研究提供有利的条件。5.1.1 变速器输出轴模型的建立1、建立新文件单击工具栏中的新建文件夹按钮，在弹出的“新建”对话框中选择“零件”单选按钮，并取消“使用缺省模板”复选框，在“名称”文本框输入新建文件名tire。单击“新建”对话框中的“确定”按钮，进入零件设计工作界面。2、使用拉伸工具建立输出轴轴（1） 单击按钮，打开拉伸特征操控板。各选项设置如下图5.1；图5.1 轮胎基体拉伸特征操控板的设置（2） 单击按钮，点击编辑按钮，选择FRONT基准面为草绘平面，RIGHT基准面为视图方向参照；（3）单击“草绘”按钮，进入草绘工作环境。绘制如下图5.2所示的拉伸截面；（4）单击按钮，返回拉伸特征操控版，单击按钮，完成拉伸特征的建立，如下图5.3所示。 图5.2输出轴基体的草绘 图5.3拉伸出输出轴基体3、使用拉伸工具建立轴花键（1）单击按钮，打开拉伸特征操控版。各选项设置如图5.4所示；图5.4 拉伸特征操控板的设置（2）单击基准按钮，建立一个基准面；（3）单击“草绘”按钮，进入草绘工作环境。绘制如下图5.5所示；（4）单击按钮，返回拉伸特征操控版，单击按钮，花键建立完成如图5.6所示。 图5.5 输出轴花键的草绘 图5.6 输出轴花键5、重复轴拉伸和花键命令最后完成输出轴图5.8输出轴5.1.2 变速器输入轴模型建立1、 重复5.1.1拉伸命令建立输出轴，如图5.9所示。 图5.9 输入轴5.2 变速器齿轮模型的建立 （1）输入齿轮的各项参数： 齿数：tooths；模数：mn；压力角：angle；螺旋角：helix；变位系数：xn；齿高变动系数：teeth_change_modulus；径向间隙径向间隙系数：c_modulus；齿顶高系数：ha_modulus；齿宽：teeth_width；齿厚等于齿槽宽的圆的直径：dse；如图5.10所示。 （2）编辑齿轮关系式：见“软件下载”区；如图5.11所示。 图5.10参数列表 图5.11关系列表 （3）插入基准曲线（草绘）： FRONT平面作为草绘平面，绘制4个圆，圆的直径分别设定为：da, db, df, dse；完成后如下图5.12所示： 图5.12草绘平面 图5.13渐开线生成 （4）插入基准曲线（从方程）： 选取坐标系后选柱坐标选项，输入渐开线方程： /*柱坐标 x=t*sqrt(dx/db)2-1) y=180/pi r=0.5*db*sqrt(1+x2) theta=x*y-atan(x) z=0 点击确定如图5.13所示 （5）创建拉伸特征（齿顶圆拉伸）： FRONT平面为草绘平面，进入草绘模式后按“使用边”命令选取直径等于da的圆创建拉伸截面，如图5.14； 图5.14拉伸平面 图5.15基准轴 （6）插入基准轴A_2：过柱面，选上面创建的柱面，完成如图5.15： （7） 插入基准点PNT0： 用曲线相交选项创建基准点如下图5.16： 图5.16点PNTO 图5.17平面DTM1 （8）插入基准平面DTM1： 穿过轴A_2，穿过点PNT0，完成如图5.17： （9）复制第4步创建的渐开线：先以DTM1平面作为基准镜像，再旋转360/tooths/2度，完成如图5.18： 图5.19复制后的渐开线 图5.20 DTM2、DTM3 （10）插入基准平面DTM2，DTM3： DTM1平面绕轴A_2旋转360/tooths/4得到DTM2，再创建DTM2平面的法向平面并穿过轴A_2得到DTM3平面， 如图5.20所示： （11）创建扫描轨迹： A）插入基准曲线：选DTM3平面作为草绘平面画一段线与DTM2平面相交角度为helix； B）插入基准曲线（投影） 如图5.21： 图5.21 扫描轨迹 图5.22 创建齿槽 （12）用扫描创建齿槽： 选取上面的投影线作为扫描轨迹，扫描截面：由两根渐开线分别和齿根圆用倒圆角的方式创建，圆角半径设为pf；完成后如图5.22： （13）复制齿槽 ：如图5.23： 图5.23 复制齿槽 图5.24生成矩阵 （14）组阵列齿槽，完成后如图5.24： （15）剪切齿的两端（各切掉3mm),完成后如5.25图： 图5.25 齿轮的生成5.3变速器传动机构模型的虚拟装配5.3.1 Pro/E基本装配约束利用Pro/E装配约束，可以制定一个元件相对于装配体（组件）中其他元件（或装配环境中基准特征）的放置方式和位置。装配约束的类型包括匹配（Mate）、对齐（Align）和插入（Insert）等。在Pro/E中，一个元件通过装配约束添加到装配体中后，它的位置会随着与其有约束关系的元件的改变而相应的改变，而且约束设置作为参数可随时修改，并可与其他参数建立关系方程，这样整个装配体实际上是一个参数化的装配体。1、主要装配约束（1）匹配（Mate）约束 可使装配体中的两个平面（表面或基准平面）重合并且朝向相，也可以使两个平面离开一定的距离。（2）对齐（Align）约束 可使装配体中的两个平面（表面或基准平面）重合并且朝向相同方向。也可以使两条轴线同轴，或者使两个点重合等特点。（3）插入（Insert）约束 可使两个装配元件中的两个旋转面的轴线重合等特点。2、装配模型的一般创建过程（1）新建装配文件选择新建文件，单击类型中组件按钮，其他为默认值。（2）装配第一个零件选择下拉菜单插入元件装配命令。完成第一个零件的导入。（3）装配第二个零件引入第二个零件 同上一步引入要装配的第二个零件。放置第二个零件前的准备。可通过装配选项卡中的移动命令，将零件放置在适合的位置，为添加零件间的约束做好准备。移动命令的操作界面如图5.26所示。 图5.26装配体移动和约束选项卡完全约束放置好的第二个零件。在放置界面的约束类型表框中，定义第二个元件与一个元件间的约束关系约束选项卡，如图5.26所示。5.3.2变速器传动机构的部分装配图和爆炸图通过研究变速器的工作原理，同时，还要考虑变速器轴和齿轮各部件间的配合关系，这些约束对变速器传动机构的动态特性都有很大的影响。但是，在仿真过程中我们首先只考虑汽车直线行驶的工况。所以装配时可以先忽略这些因素的影响。根据上一节的装配过程完成整体模型的部分装配图和装配爆炸图。如图5.27、 图5.28所示。 图5.27 总体装配图图5.28 总体装配图爆炸图5.4 装配模型干涉检查装配模型中如果存在运动干涉，将不能进行正常的动态分析或得不到正确的分析结果。所以，在Pro/E环境中完成驱动桥整体模型装配后，需进行干涉检查。以确保后面进行动态仿真分析时，各个零件间不存在运动干涉。Pro/E软件可以自动的对装配模型进行干涉分析，并生成相应的信息报告。干涉分析的设置过程：图5.29 总体装配图选择Pro/E环境中，菜单中的分析菜单下选择：模型全局干涉，过程如图5.30所示。在Pro/E环境中，会出现如图5.31所示的菜单选项，选择进行分析。分析完成后，如果不存在运动干涉全局选型卡将自动关闭。如果存在干涉的情况则如图5.32所示信息。 图5.30 干涉检查设置过程 图5.31 全局干涉选项卡通过全局干涉检查分析后，得出变速器传动机构模型中的各个零件间是否存在运动干涉。针对检查存在的运动干涉，返回Pro/E的建模环境对存在干涉的零件模型的特征进行修改。反复的重复上述步骤，直至装配模型中不存在运动干涉。 图5.32 存在运动干涉的情况5.5本章小节通过查找变速器知识的相关资料，应用三维制图软件Pro/E建立了变速器传动机构模型在Pro/E环境下进行三维模型的虚拟装配，并对装配好的模型进行干涉检查，为后续的变速器轴ANSYS有限元分析做好充分准备。第6章 变速器关键零件ANSYS有限元分析6.1 Pro/E与ANSYS模型数据传递在CAD/CAE两个领域中，最具有代表性的应用软件分别是Pro/E和ANSYS。Pro/E是目前市场占有率最大、用户最多的三维软件，它拥有强大的实体和曲面造型功能，是基于特征的全参数化软件，采用的是单一的数据库管理系统，零件模型、装配模型、制造模型工程图之间是全相关的，一个地方的尺寸修改后，其他与之有继承关系的模型中也会相应的更改，能够为参数化驱动提供很好的条件。Pro/E软件包也包括工程分析模块，它的主要作用是进行有限元分析，但该功能模块相对于一些专业的有限元分析软件，不仅提供的单元数量少，网格划分能力弱，而且求解的结果处理也相对繁琐，因此对于零件进行工程分析，用户大多采用专业软件ANSYS。ANSYS是目前世界顶端的有限元商业应用程序，是融结构、流体、电场、磁场、声场分析与一体的大型通用有限元分析软件，它具有以下特点：（1）强大的网格划分功能；（2） 强大的加载求解能力；（3）强大的后处理能力。与其它有限元软件相比，ANSYS的通用性更强，它所具有的强大有限元分析功能很适合对载运车辆轮胎在不同压力场和温度场下的应力应变分布状况进行研究，尤其是与Pro/E软件之间有专用的模型数据转换接口，两种软件之间能够实现兼容性很好的无缝连接，可以将Pro/E中建立的轮胎三维模型方便的导入到ANSYS中，充分发挥两个软件各自的优势，能够更加准确的获得仿真的结果。因此，用 Pro/E完成轮胎的三维建模，然后将模型导入 ANSYS 中进行工程分析是完成轮胎CAD/CAE较好的一条途径。通过 Pro/E和 ANSYS这两个工具的强强结合，充分发挥两者各自的优势来研究开发复杂机械系统虚拟样机是当前国内多数研究群体的首选方案。6.1.1 Pro /E与ANSYS间模型转换方式当前CAD/CAE软件开发的专业化分工程度越来越高，要求实现不同软件系统的集成，避免出现“自动化孤岛”。而不同软件组成集成系统的关键问题就是数据转换（这里主要指将Pro/E的模型数据转入ANSYS 并在其中进行分析）。目前在这两个软件之间的数据转换主要有两中方法：通过中间数据格式进行转换以及通过专门接口软件进行直接转换。1、通过IGES中间标准格式转换IGES是一种被普遍接受的中间标准格式，用来在不同的CAD和CAE系统之间交换几何模型。ANSYS的IGES输入能力在工业界中是最强的。而且，因为过滤器程序可以输入部分文件，所以用户至少可以输入模型的一些部分。而在Pro /E中也可以将建立的PRT文件方便地另存为IGES文件。因此通过IGES格式进行这两个软件之 间的数据转换是比较常用的方法。但这种方法是间接的转换方法，因此，如果Pro /E中建立的模型特征过多或结构复杂，那么再生成的IGES文件就会不完整，在输入ANSYS后会造成分析结果不准确。使用IGES中间标准格式有个缺点：导入模型相当耗费时间，消耗的时间与模型的复杂程度成正比。因此我们要寻求一种直接的转换方式。 2、通过接口软件进行转换ANSYS软件安装选项中包含与Pro/E软件的接口模块Connection for Pro/E，此模块不仅能将Pro/E模型数据转换给ANSYS，同时也提供了以执行部件为基础的参数化优化设计的功能。该功能允许从建立以部件为基础的参数化Pro/E模型开始，用ANSYS程序对其进行优化，并以一个优化的模型结束，而且仍是以部件为基础的参数化模型。对于直接转换，我们可以得到更多的好处，比如可以方便修改模型和分体划分网格，这些对于ANSYS后处理都是很有帮助的。这也是本课题选择的方法。6.1.2 配置Pro/EANSYS接口ANSYS在默认的情况下是不能直接对Pro/E中的pat及asm文件进行直接转换的，必须通过以下对ANSYS设置连接过程进行激活模块：鼠标点击“开始程序ANSYS8.0UtilitiesANS_ADM IN”，选择configuration optionsOK，接下来的对话框顺序选取。Configuration Connection for Pro/EOK，ANSYS Multiphysics & WIN 32OK，完成后ANSYS提示已在自己的安装目录中成功生成config anscon文件，记下config anscon的路径。在接下来出现的对话框中“Pro/Engireer Installation path”选项后输入Pro/E的起始安装路径如“C： Pro-gram Files proeWildfire 2.0 ”：“Language used with Pro/Engineer”选项用默认的usascii，点击OK。出现对话框提示在Pro/E目录下建立了一个protk. dat文件，点击确定完成配置。然后将config anscon拷贝到Pro/E的安装路径。最后，将ANSYS的路径追加到path，如“C： ProgramFilesAnsys Inc Shared Filesbin intel”运行Pro/E，在Pro/E软件的工具菜单后面出现了ANSYS8.0，则说明连接成功了。6.1.3 通过接口将Pro/E模型导入到ANSYS软件在Pro/E软件里通过与ANSYS建立好的数据接口将图形直接导入到ANSYS里，变速器输出轴的导入过程如图6.1所示 图6.1将输出轴模型导入ANSYS软件 6.2输出轴ANSYS分析过程6.2.1前处理有限元法的前处理包括绘制几何图形、划分单元网格、读取点坐标值、准备材料性质参数、确定边界条件及选择计算步长等。对于变速器输出轴结构的有限元分析，绘制变速器输出轴材料分布图是必备的，可以按照材料分布图划分单元。对于二维分析，在变速器输出轴材料分布图上划分单元就可以满足要求。若进行三维分析则要在二维分析的基础上增加周向坐标。材料性质包括橡胶、帘线的弹性模量、泊松比以及按复合材料计算的弹性常数。由于本研究的建模过程是在Pro/E软件中完成的，所以首先通过已经建立好的数据接口将Pro/E输出轴及模型分别导入到ANSYS软件中。1、定义单元类型在进行有限元分析时，首先应根据分析问题的几何结构、分析类型和所分析的问题精度要求等，选定适合具体分析的单元类型，设定方式如下图6.2所示。 图6.2 单元类型的设定2、定义材料属性轴的材料为45钢， 弹性模量值 EX=2.0e11， 泊松比 PRXY=0.25。6.2.2 网格划分在ANSYS软件中调入变速器输出轴的三维实体模型，分别划分网格，其精度均为10，分析和实践, 模型采用三维5节点实体单元,分别用52006个实体单元和85272个节点代替原实体模型, 其有限元模型如图6.3所示 图6.3 输出轴网格划分 6.2.3有限元的约束与加载根据具体问题选择有限元程序，处理过程由计算机完成。完成输出轴约束的建立和加载过程如下图6.4所示。1、 输出轴的两端进行约束，分别加载输出轴的力如图6.4（a）所示，为变速器中间加力检查外界对他的冲击。所以对输出轴左端轴承位点进行 X、 Z方向自由度的约束, 对输出轴右端轴承位置的 4 个节点约束其 X、 Z方向的自由度。输出轴约束的建立和加载过程如下图6.6所示。 图6.6（a）各部分加载力 图6.6（b） 建立约束 图6.6（c） 进行加载6.2.4 查看结果1、查看输出轴的变形及应力结果。 （1）查看输出轴变形结果，变形为0.75410mm, 如下图6.7所示。 图6.7 输出轴变形结果（2）查看输出轴应力结果1）X轴方向应力为 17.8MPa，如图6.8所示。 图6.8 X轴方向应力2） Y轴方向应力为50.5MPa,如图6.9所示。图6.9 Y轴方向应力3）Z轴方向应力为25.8MPa，如图6.10所示。图6.10 Z轴方向应力4）查看输出轴总应力结果为52.7MPa，如下图6.11所示图6.11 总应力图6.2.5 结果分析1、输出轴本体材料为宝钢产的B510L1汽车用钢:弹性模量为 2MPa;泊松比为 0.3;屈服应力为 355MPa;屈服极限为610MPa。约束情况:对两端进行 x、z方向自由度的约束, 。输出轴的满载轴荷为147kN,轴的载荷分别以面力方式施加在变速器壳体部位。 查看输出轴形结果，变形为0.75410mm,查看出轴总应力结果为52.7MPa400MPa内，合格。6.3本章小结本章在掌握有限元法的基本原理和操作方法的前提下，考虑了载荷、约束和力对变速器输出轴的影响。输出轴的应力分析，并在此基础上得出结论所设计的变速器传动机构是否合理，主要进行了用ANSYS对轴进行变形和应力分析，分析结果符合本设计要求。结论变速器是汽车上的一个重要组成部分，它的技术参数直接影响整车的性能，其参数必须经过严格计算，有些部件还要进行试验，以检验它的可靠性。以奇瑞A516汽车主要技术指标，发动机功率转速及车辆行驶环境为依据，通过计算已有的数据得出变速器的各项参数。从而设计一台符合要求的汽车变速器。所设计的变速器，中心距为73mm，最大输入扭矩为147，该变速器有五个前进挡、一个倒挡，都采用锁环式同步器换挡，各挡的传动比分别为一挡是3.08、二挡是2.26、三挡是1.58、四挡是1.13，五挡是0.77、倒挡是2.85。本设计说明书从发动机选择开始，综合地考虑使用、经济、工艺、安全性等方面的设计要求，确定合理的设计方案，进而对变速器二轴和操纵机构进行设计，并对一些部件进行必要的校核。并且通过CAD软件进行绘图，运用Pro/E软件进行三维传动机构的建模，利用ANSYS对轴进行有限元分析，共画了1张总成图和5张零件图。手动变速器结构比较经典，以它的工作可靠、制造成本低、拆装容易、维修方便等众多优点在市场上仍然有着相当大的竞争力。但是，它也存在传动比变化范围小、操纵麻烦等缺点。它的发展趋势应该是向着智能化、集成化、高性能、低成本、微型化、应用新型材料、应尽量节能与环境保护。参考文献1陈家瑞.汽车构造(上，下册) M.北京：人民交通出版社，1994.2高维山.变速器M.北京：人民交通出版社，1990.3李君，张建武，冯金芝，雷雨龙，葛安林.电控机械式自动变速器的发展、现状和展望J.汽车技术，2000(03).4晓青.汽车变速器的百年变迁J.汽车运用，2003(12).5Yolaro Halamura et al.Actual conceptual design process for an intelligent machining centerJ.Annals of the CIRP, 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If you have even a passing interest in the act of driving, then chances are you also appreciate a fine-shifting manual gearbox. But how does a manual transmission actually work?A history hows that manual transmissions preceded automatics by several decades. In fact，up until General Motors offered an automatic in 1938, all cars were of the shift-it-yourself variety. While its logical for many types of todays vehicles to be equipped with an automaticsuch as a full-size sedan, SUV or pickupthe fact remains that nothing is more of a thrill to drive than a tautly suspended sport sedan, snort coupe or two-sealer equipped with a precise-shifting five-or six-speed gearbox We know whicn types or cars have manual trannies. Now lets take a look at how they work. From the most basic four-speed manual in a car from the60s to the most high-tech six-speed one in a car of today, the principles of a manual gearbox are the same. The driver must shift from gear to gear. Normally, a manual transmission bolts to a clutch housing (or bell housing）, in turn, bolts to the back of the engine. If the vehicle has front-wheel drive, the transmission still attaches to the engine in a similar fashion but is usually referred to as a transaxle. This is because the transmission, differential and drive axles are one complete unit. In a front-wheel-drive car, the transmission also serves as part of the front axle for the front wheels. In the remaining text, a transmission and a transaxle will both be referred to using the term transmission.The function of any transmission is transferring engine power to the driveshaft and rear wheels (or axle halfshafts and front wheels in a front-wheel-drive vehicle). Gears inside the transmission change the vehicles drive-wheel speed and torque in relation to engine speed and torqueLower(numerically higher) gear ratios serve as torque multipliers and help the engine to develop enough power to accelerate from a standstill.Initially, power and torque from the engine comes into the front of the transmissions and rotates the main drive gear (or input shaft), which meshes with the cluster or counter shaft geara series of gears forged into one piece that resembles a cluster of gears. The cluster-gear assembly rotates any time the clutch is engaged to a running engine，whether or not the transmission is in gear or in neutral. There are two basic types of manual transmissions. The sliding-gear type and the constant-mesh design. With the basicand now obsoletesliding-gear type，nothing is turning inside the transmission case except the main drive gear and cluster gear when the trans is in neutral. In order to mesh the gears and apply engine power to move the vehicle, the driver presses the clutch pedal and moves the shifter handle, which in turn moves the shift linkage and forks to slide a gear along the mainshaft, which is mounted directly above the cluster. Once the gears are meshed, the clutch pedal is released and the engines power is sent to the drive wheels. There can be several gears on the mainshaft of different diameters and tooth counts, and the transmission shift linkage is designed so the driver has to unmesh one gear before being able to mesh another. With these older transmissions, gear clash is a problem because the gears are all rotating at different speeds. All modern transmissions are of the constant-mesh type, which still uses a similar gear arrangement as the sliding-gear type. However，all the mainshaft gears are in constant mesh with the cluster gears. This is possible because the gears on the mainshaft are not splined to the shaft, but are free to rotate on it. With a constant-mesh gearbox, the main drive gear, cluster gear and all the mainshaft gears are always turning, even when the transmission is in neutral. Alongside each gear on the mainshaft is a dog clutch, with a hub thats positively splined to the shaft and an outer ring that can slide over against each gear. Both the mainshaft gear and the ring of the dog clutch have a row of teeth. Moving shift linkage moves the dog clutch against the adjacent mainshaft gear, causing the teeth to interlock and solidly lock the gear to the mainshaft.To prevent gears from grinding or clashing during engagement, a constant-mesh, fully synchronized manual transmission is equipped with synchronizers. A synchronizer typically consists of an inner-splined hub, an outer sleeve, shifter plates，lock rings（or springs）and blocking rings. The hub is splined onto the mainshaft between a pair of main drive gears. Held in place by the lock rings，the shifter plates position the sleeve over the hub while also holding the floating blocking rings in proper alignment. A synchros inner