毕业设计（论文）-轻型客车干式7速双离合器式变速箱结构设计（全套图纸）

天津职业技术师范大学天津职业技术师范大学 Tianjin University of Technology and Education 毕毕 业业 设设 计计 专 业： 交通运输 (汽车运用) 班级学号： 交通 1201 - 05520120111 学生姓名： 孙毛毛 指导教师： 肖金坚 高级工程师 二一六年六月 天津职业技术师范大学本科生毕业天津职业技术师范大学本科生毕业设计设计 轻型客车干式轻型客车干式 7 7 速双离合器式变速箱结构设计速双离合器式变速箱结构设计 The structure design of the dry type 7 speed double clutch transmission of light bus 专业班级：交通运输(汽车运用)-交通 1201 学生姓名：孙毛毛 指导教师：肖金坚 高级工程师 学 院：汽车与交通学院 2016 年 6 月 摘摘 要要 干式双离合器式变速箱不仅具有结构紧凑、质量轻、传动效率高的优点，而且它还能 够实现换挡过程中无动力中断， 进一步提升了换挡的质量、 降低了换挡所需要的时间、 使汽车的操作性能和舒适程度都得到了一定的提升。 干式双离合器式变速箱采用了机 械式传动，相比液力传动来说减少了油耗。设计干式 7 速双离合器式变速箱对于改善 轻型客车操作感受和降低驾驶疲劳都具有重要价值。完善变速器技术，是改进车辆传 动系统的重要方向，是一项人们迫切希望攻克的科技难关。 本毕业设计主要分析干式 7 速双离合器式变速箱的工作原理和典型结构， 对其结 构特点进行总结，完成所选车型的参数的初步选择，然后确定轻型客车双离合变速箱 结构方案，计算、分析和优化主要设计参数（包括性能、尺寸及结构参数） ，之后再 完成相关图纸的绘制工作。 关键词关键词：双离合；变速器；传动系统 ABSTRACT Dry dual clutch gearbox not only have a compact, light weight, high transmission efficiency advantages, but it also enables the process of shifting power without interruption, to further enhance the quality of shifting, reduces the time required to shift so that the cars operating performance and comfort have been some improvement. Dry dual clutch gearbox uses mechanical transmission, hydraulic transmission reduces fuel consumption compared to it. Design dry dual-clutch 7-speed gearbox for the improvement of minibuses operating experience and reduce driver fatigue are of great value. Improving transmission technology, it is important to improve the direction of the vehicle drive system, a people eager to overcome the technological difficulties. The graduation project analyzes dry 7-speed dual clutch gearbox works and typical structure, summarized its structural features, complete the preliminary selection of the parameters of the selected models and then determine minibuses dual-clutch gearbox structure of the program, calculated analysis and optimization of the main design parameters (including performance, size and structure parameters), and then after the completion of relevant drawings drawing work. Keywords:Dual-clutch; Transmission; Transmission I 目 录 1 绪论 . 1 1.1 研究目的 1 1.2 国外研究情况 1 1.3 国内研究情况 2 1.4 主要研究内容 . 2 1.5 研究技术路线 2 2 结构方案设计 4 2.1 DCT 的工作原理 4 2.2 DCT 的结构特点 4 2.3 干式 DCT 性能分析 6 2.4DCT 基本结构方案的确定 6 3 主要参数的确定 7 3.1 传动比的确定 . 7 3.1.1 主减速器传动比的确定 7 3.1.2 最低档传动比的确定 7 3.1.3 变速器各档的传动比的配置 8 3.2 中心距的选择 . 8 3.3 变速器的外形尺寸 . 9 3.4 齿轮参数的选择 9 4 设计与计算 11 4.1 齿轮的设计与计算 11 4.1.1 齿轮齿数及传动比的确定 11 4.1.2 变速器齿轮的变位 12 4.1.3 齿轮参数的计算 . 14 4.1.4 齿轮弯曲强度的校核 15 4.1.6 轮齿接触应力的校核 . 17 4.2 轴的结构和尺寸设计 18 4.2.1 初选轴的直径 . 18 II 4.2.2 轴的刚度计算与校核 . 18 4.2.3 轴的强度计算与校核 26 4.3 轴承选择与寿命计算 30 4.3.1 输出一轴轴承的选择与寿命计算 . 30 4.3.2 输出二轴的轴承选择和寿命计算 . 32 5 同步器的设计 34 5.1 同步器的分类及功用 34 5.2 锁环式同步器 . 34 5.2.1 结构特点 34 5.2.2 锁环式同步器的工作原理 35 5.3 锁环式同步器的主要尺寸 . 35 5.4 主要参数的确定 . 36 结 论 . 37 参考文献 . 38 附表 1 39 致 谢 . 45 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 1 1 绪论 汽车变速技术最早可以追溯到 1960 年左右，装备变速器的汽车具有诸多优点， 比如：起步比较平稳、操纵比较方便、燃油经济性比较高、乘坐的舒适性好并且安 全可靠等。 汽车变速器的研究和应用对我国汽车业的发展有着非常重要的现实意义。 在经济综合实力飞速提升的现今社会，人们对于生活用汽车的购买力越来越强，在 基本需求的基础上更加强调汽车的尾气排放质量、油耗的合理性和使用的手感观感 等。 在需求不断提升的情形下， 出现了一个很大的市场空间， 操作简单、 质量上乘、 使用舒适、性价比高、实用性强的汽车正是这个市场所需要的。所以，必须开发出 性能更加先进的变速器来实现汽车的这些新功能，使人们的这些新要求得以满足。 1.1 研究目的 汽车的变速系统以传动形式为区分点，存在五种类型：机械、液力、液压、储 能以及电传动。在汽车上使用频率较高的变速器类型是液力和电控机械、无级以及 最新出现的两个离合器类型。 无级变速器的起动大多需要添加上起动装置，致使无级变速器设备制造比较困 难、更换量比较大、成本比较高；液力机械自动变速器结构复杂、动力性略差、效 率低、成本高；电控机械自动变速器在换挡过程中出现会动力传递的中断，影响汽 车的加速性能和行驶平顺性。 为了解决这些自动变速器所出现的缺点， 又可以保障它们所具备的优点， 双离 合器式变速器（DCT）因此应运而生，DCT 的优点主要是能够降低变速器生产成本， 并且可以改善车辆性能。它具有安装空间紧凑、传动效率高、重量轻、价格便宜等 的优点。 在换挡的阶段，DCT 所需要的时间极短，用户基本觉察不到，提升了操作和乘 坐的舒适感，确保了汽车优越的动力能力以及操作的质感。在此阶段，动力由发动 机流向车轮，快速稳定的实现换挡，进而确保了汽车的提升速度的能力。 变速器由手动向自动化发展，即 DCT。采用的是旋转轴式替换了简略的平行轴 式，有效的控制了其结构尺寸，使成本在一定程度上有所降低，而且它生产的连续 性比较突出，能够有效的使用手动变速器的设施，经济和社会效益显著。 1.2 国外研究情况 双离合器变速器已经有七十年左右的历史。在上个世纪 30 年代末， 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 2 RudolfFranke提出了一个把变速器由手动换挡改进成动力换挡的想法。 在1939年， 德国人 Kegresse.A 申请双离合器变速器的专利， 虽然它在载货车上进行了相关的试 验，但并没有使之批量生产。在 19 世纪 80 年代，保时捷公司发明出来了双离合变 速器，但它仅适用于赛车，同样也没有实现批量生产的目的。 2003，大众汽车年推出了 6 档 DSG 变速器。2005 年， Ricardo 公司研发出了 7 挡 DCT。2007 年，德国大众公司、LUK 公司研发出了 7 速干式离合器，这款最新的 研发为未来汽车双离合器系统的发展提供了非常有意义的指导。2008 年 4 月，德国 大众汽车公司使得 7 挡 DSG 变速器进入量产。2010 年底，保时捷、宝马等多家公司 推出了配备 DCT 的车型。 1.3 国内研究情况 对于变速器中双离合器类型的研究， 国内起步晚而且少。 我国在 2006 年将此项 研究纳入国家 863 计划的重要科目，极大促进了其在我国的发展。在 2008 年，在 6 挡干式 DCT 的研究方面，杭齿集团等团体也取得了非常重大的突破。同年，上汽着 手 DCT 的有关项目，并于 2009 年推出样品。吉利集团也在 2009 年生产出样品。比 亚迪在 2011 年的时候，也推出了它自主研发的 DCT。 1.4 主要研究内容 本课题的研究还需要进行以下的工作： 1. 对 7 速双离合器类型的变速器进行研究， 首先分析其结构以及运行原理， 总 结归纳其特征。其次分析其传动方案和可以使用的区域，总结归纳其特征，在比对 并且研究传动方案的基础上，大致设计出结构方案。 2. 根据 DCT 的结构方案， 结合轻型客车的相关指标， 大致计算其齿轮与轴的数 据，进而获取基础的设计数据。 1.5 研究技术路线 DCT 技术路线图如图 1-1 所示: 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 3 图 1-1 技术路线图 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 4 2 结构方案设计 2.1 DCT 的工作原理 DCT 是以手动变速器为基石进行发展形成的， 通过切换离合器从而完成换挡这一 步骤。 在车辆停止不动的阶段，两个离合器都是开着不接触的。当车辆准备起步时，变 换成 1 挡，其中一个离合器即 CL1 接触，开始起步，在这个时刻，另外一个离合器即 CL2 继续保持分离状态，不进行动力的传递。车辆在运行过程中速度提升，直至换挡 点附近的时候，在 ECU 的把控下，自动进入下一个挡。当达到 2 挡的切换点时，CL1 分隔开来，与此同时 CL2 接触，这两个离合器互相变换，当 CL1 全部分隔开来，CL2 全部接合，完成挡位的变换。当车辆以 2 挡运行后，车辆的 TCU 依靠传感器发出的信 号对目前的运行情况做出判定，进而决定车将要以什么挡位运行，假设车辆的速度下 降，则减少一个挡位，切换至 1 挡，假设车辆的速度提升，则增加一个挡位，切换至 3 挡。在 2 挡的状态下，CL1 是分隔开来的情形，不对动力进行传输，而在 1 挡和 3 挡的状态下，CL1 应是接触的。故从 2 挡分别进入这两个挡位，车的速度逼近换挡的 要求时，仅仅把 CL2 分隔开来，并使 CL1 接触，这两个离合器之间的变化顺序以及 时间的掌控是实现挡位变换的要点。换言之，在两个离合器系统中，速度变化进而档 位变化的阶段其实就是 CL1 和 CL2 分割开来和接触的阶段。 其工作原理可参考图 2-1。 图 2-1 DCT 系统控制原理图 2.2 DCT 的结构特点 DCT 可以分为单、双中间轴以及两轴式，这是按照它们中间轴的个数来划分的。 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 5 其中，两轴式 DCT 指的是该 DCT 缺少中间轴，输出轴作为动力的传输媒介，其 齿轮咬合两根输入轴里的对应齿轮。两轴式 DCT 具有结构简单、紧凑的优点，但它的 缺点是不具备直接挡，在高挡位时，轴承和齿轮都承受了一定的载荷，不仅磨损比较 大，而且噪声也比较大。 单轴式 DCT 指的是该 DCT 仅具备一个中间轴，首先，这个中间轴中相应的齿轮 和两个输入轴中的常啮合齿轮啮合，然后，中间轴再借助两个齿轮把动力传送到输出 轴。单中间轴 DCT 的缺点是：第一，除了直接挡，其他挡位的传动效率都有一定程度 的降低。第二，因为所有挡位的从动齿轮(除直接挡外)都布置在中间轴上，致使中间 轴的轴向长度必须延长，从而加大了变速器的结构复杂度。它的局限性使它不能应用 于对变速器轴向尺寸要求较高的汽车上。中间轴的布置平行于输出轴和输入轴在同一 条直线上的轴线，这样使得直接挡的布置更加方便，这便是它的优点。 图 2-2 简略的描述了双中间轴式的结构。两个离合器对应不一样的输入轴并与之 连接，CL1 对应的是 1、3、5 这三个挡位，经由憜轮与空心轴与之连接，CL2 对应的 是 2、4、6 这三个挡位，经由实心轴与之连接。CL1 和 CL12 经由飞轮局部结合发动 机的曲轴。它的工作过程类同单于中间轴式的结构。这种板式的 DCT，在构造方面的 不足之处是变速器的径向距离增长，优越之处是其轴向距离减短，从而缩小了变速器 的大小，在挡位数量比较多的时候尤为适用，故变速器的轴向距离受到较严格的限制 条件下，大多数选取这种板式的 DCT。 图 2-2 双中间轴式双离合器变速器 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 6 2.3 干式 DCT 性能分析 它具有如下的优点：结构比较简单、离合器的分离也比较彻底、从动部分的转动 惯量也比较小、调整方便、效率高、转矩过载保护、不需辅助动力、成本相对较低， 燃油经济性较高等。 缺点是：第一，它总受滑磨产生的总热量的限制，因为它借助飞轮和压盘吸收的 热量在短时间内不容易散发出去。第二，在大功率输入情况下，它的使用寿命会缩短 并且承载能力会下降，原因就是这种情况下，系统的热容极限因为干式离合器的热容 量较低会很快就达到。第三，总体布置难度比较大，因为它的两个离合器大多轴向并 排布置的结构使得双离合器轴向尺寸变大。 但是膜片弹簧的引用可以解决干式离合器的缺陷，使得开发干式双离合器式变速 器更加符合现在汽车的生产要求。 2.4DCT 基本结构方案的确定 首先，结合轻型客车的参数要求，确定干式双离合器的结构方案。选取的参数见 表 2-1。 然后，研究比较常见的 DCT 结构特点，根据轻型客车的性能要求，从而确定本设 计采用双中间轴式的结构设计方案。 表 2-1 整车主要计算参数 最大功率 200/6200（kw/rpm） 车轮型号 245/40R18 最大转矩 250/5000（Nm/rpm） 最高车速 250km/h 前轴负荷 8000N 后轴负荷 7000N 轮胎气压 2.5MPa 转向盘操纵力 不超过 200N 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 7 3 主要参数的确定 3.1 传动比的确定 3.1.1 主减速器传动比的确定： 0 377. 0 ii rn u g a =(3-1) 带入相关计算参数： max 250 a u=，0.8 g i =；6 .32624540. 024 .2518=+=r(mm) 6200/ p innr m=（）。公式（3-1）可得计算结果： 82. 3 2508 . 0 106 .3266200 377. 0377. 0 3 0 = = agu i nr i 3.1.2 最低档传动比的确定 公式（3-2）计算的是这种情况：通过具有最大坡度角的坡度，采用可以发出最大 驱动力的最低档来运作。 maxmax 0max sincos GGf r iiT tge +(3-2) 参照：018. 0=f； 7 .16 max =；250 max = e T Nm；82. 3 0 =i；9 . 0= t ；0.8=。 得出公式（3-3）的结果： （3-3） 能够发出最大驱动力的一挡工作时： te g iT rGG i 0max maxmax 1 )sincos(+ 74. 1 9 . 082. 3250 3266. 0)7 .16sin150007 .16cos018. 015000( 1 = + g i 1 1 Z ft F r TT 1 110max G r fGiiT tge 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 8 （3-4） 之后，由 1 8000GN=；0.8=得到公式（3-4）的计算结果： 综合之前的计算结果可知，一档齿轮工作时，它的转动比的选择范围是： 因为轻型客车属于乘用车的范畴，所以它的变速器的传动比在 3.0 到 4.5 之间取 数，而它的最高档是超速档，故它的最高档的传动比在 0.7 到 0.8 之间取数，本设计 初选最高档传动比为 0.8。初选一档齿轮工作时，变速器的传动比为 2.5。 接下来，校核最大传动比： max 1 g g i i = 2.5 0.8 =3.125，满足变速器传动比在 3.0 与 4.5 的范围内的条件。 所以，初选的数值符合条件。 3.1.3 变速器各档的传动比的配置 根据上节内容中初选的一挡齿轮传动比的数值，可以粗略的计算出其他各挡齿轮 的传动比，即： q i i i i i i i i i i i i = 7 6 6 5 5 4 4 3 3 2 2 1 209. 1 8 . 0 50. 2 6 6 7 1 = i i q 41. 1 209. 1 71. 1 71. 1 209. 1 07. 2 07. 2 209. 1 5 . 2 3 4 2 3 1 2 = = = q i i q i i q i i 8 . 0 209. 1 97. 0 97. 0 209. 1 17. 1 17. 1 209. 1 41. 1 6 7 5 6 4 5 = = = q i i q i i q i i 3.2 中心距的选择 9.5 A K =11 96% g = te g iT fGrG i 0max 11 1 + 6 . 2 90. 082. 3250 018. 080003266. 08 . 08000 1 = + g i 60. 274. 1 1 g i 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 9 （3-5） 中心距的选取要考虑的是：第一，本设计研究的是干式七速双离合器式变速器， 属于多挡变速器，那么 A K在 9.5 到 11.0 之间取值。第二，轻型客车属于乘用车的范 畴，那么 A K在 8.9 到 9.3 之间取值。 对于多挡变速器: =A（9.511） 3 96. 05 . 2250=80.1392.78mm 对于乘用车: =A（8.99.3） 3 96. 05 . 2250=75.0778.44mm 所以初取 A=82mm。 3.3 变速器的外形尺寸 选取变速器的横向外形尺寸时，不仅需要明确齿轮的直径的大小，还要清楚地知 道倒档中间齿轮以及换档机构这些结构的布置形式。 根据之前初选的中心距的尺寸，由公式计算可得轻型客车的变速器的外形尺寸： 8 .27824682)4 . 30 . 3()4 . 30 . 3(=AL mm 本设计初选 270mm 作为该变速器的长度。 3.4 齿轮参数的选择 模数：根据齿轮制造工艺的要求和本设计研究的对象（客车要求齿轮发出的噪音 小一些，并且质量不大）的特点， ，再结合齿轮模数的优先选用原则，选取主减速器齿 轮模数选为 00. 3= n m ，其他齿轮的模数选为 75. 2= n m 。 压力角：对轻型客车而言，减小噪音是比较关键的一个要求，所以需要选择数 值不是很大的压力角，为了加工方便，本变速器的压力角选用（国家规定的标准压力 角）20。 螺旋角：螺旋角在 30以内时，螺旋角越大就会使齿的强度随之提高，而且大 的螺旋角可以降低轻型客车的噪音，但是考虑到要保证低档齿轮具有一定的强度，那 么螺旋角又不适宜过大， 尽量在 15到 25以内取值， 所以初选本设计的螺旋角全部 为 22。 齿宽： 斜齿，取为 6.08.5 主减速器主动齿轮取 8.0，mm 3 1maxgeA iTKA= ncm kb = c k c k2438= ncm kb 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 10 其他斜齿轮取 7.0，mm c k25.1975. 27= ncm kb 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 11 4 设计与计算 4.1 齿轮的设计与计算 齿轮参数初选以后，就可分配各档齿轮的齿数。根据图 4-1 可以进行齿轮的设计 与计算。 图 4-1 变速器传动方案简图 4.1.1 齿轮齿数及传动比的确定 (1)一档工作时，它的传动比为： (4-1) 齿数和29.55 75. 2 22cos822cos2 1 = = n h m A z 10 9 15.80 39.49 z z = = 要求齿数必须选取整数，即 10 9 16 39 z z = = 取整得到齿轮齿数之比就是一档工作时的传动比，即： 50. 2 10 9 1 = z z i 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 12 9 1 10 39 2.44 16 z i z = (2)计算出来一挡工作状态下的传动比之后，就需要对它的的中心距A进行修正 (4-2) mm 同样的，需要对计算结果取整，得出标准中心矩mm 这个数值。 (3)各档齿轮齿数以及中心距的确定 参照上一个步骤中的计算方法和公式，得到其余各档齿轮的各个参数。具体数值 参看表 4-1。 表 4-1 各挡齿轮的齿数、传动比及中心距 档位 齿轮 齿数 传动比 理论中心距 实际中心距 二档 1、2 37、18 2.06 81.56 82 三档 13、14 34、21 1.02 81.56 82 四档 4、5 32、23 1.39 81.56 82 五档 12、11 25、21 1.19 68.22 68 六档 5、6 23、22 0.96 66.73 68 七档 7、8 21、25 0.84 68.22 68 倒挡 3、15、16 27、25、42 2.05 99.36 100 主减速器 17、18、19、20 16、16、16、61 3.81 120.77 122 4.1.2 变速器齿轮的变位 总结出变位齿轮的特点，即：使齿轮在啮合的时候产生的噪声降低；使齿轮的强 度提高；使齿轮的使用寿命延长；可以配凑中心距。大多情况下，档位的降低会使得 总变位系数随之增大。 (1)一档齿轮的变位 端面啮合角 =0.3926 cos2 1 hnz m A = () 56.81 22cos2 163975. 2 1 = + =A 82 10 =A 22cos/20tancos/tantan= nt 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 13 啮合角 查表可得： 总变位系数： =0.164 查变位系数图，得： ； 表 4-2 各档齿轮的变位系数 档位 总变位系数 主动齿轮变位系数 从动齿轮变位系数 二档 0.164 0.22 -0.056 三档 0.164 0.15 0.014 四档 0.164 0.185 -0.021 五档 -0.078 -0.02 -0.058 六档 0.0489 0.185 0.304 七档 -0.078 -0.040 -0.038 倒档 0.434 0.22 0.214 0.237 0.183 0.054 主减速器 0.512 0.34 0.172 (2)其它各档齿轮的变位 参照上个步骤中的计算方法和公式，得到其余各档的齿轮的变位系数。具体数值 262143.21 = t 92585. 043.21cos 82 65.81 coscos 1 10 = tt A A 12222027.22 = t 0185174. 0= t inv 0206876. 0 = t inv )0185174. 00206876. 0( 20tan2 )1639( )( tan 109 + = + = tt n invinv k zz X 026. 0 9 =X19. 0 10 =X 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 14 参看表 4-2。 4.1.3 齿轮参数的计算 （1）一档齿轮的参数 一挡齿轮参数： 由之前的计算结果可知：， ，mm,mm 分度圆直径： 9n99 2.75 39/2211m/cos5.67codsz= =mm 10n1010 2.75 16/224m/cos7.46codzsmm= =mm 齿顶高： =2.67mm =3.26mm =（82-81.56）/2.75=0.16 =0.164-0.16=0.004 齿根高： =3.51mm =2.92mm 齿全高： =6.18mm 齿顶圆直径： =121.01mm =53.98mm 齿根圆直径： =108.65mm 75. 2mn=39 9 =z16 10 =z22 9 = 22 10 =82 10 =A56.81 1 =A () nn9an9 yhmha+= () nn10an10 yhmha+= n110n /mAAy）（= nnn yy= () n9an9 hmchf+= () n10an10 hmchf+= 9fa9 hh+=h 99a9 2 a hdd+= 10a1010 2hdda+= 999 2 ff hdd= 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 15 =41.63mm 当量齿数： =48.93 =20.07 节圆直径： mm mm mm mm （2）其它各档齿轮的参数 同理，参照上个步骤中一档齿轮变位的方法以及公式，可以得到其余各档齿轮 的参数。 （具体数据见附表 1-1、附表 1-2、附表 1-3） 。 4.1.4 齿轮弯曲强度的校核 校核齿轮（斜齿轮）弯曲强度公式如下： （4-3） 整理公式（4-3）得到： （4-4） （1）对一档工作状态下的两个齿轮进行弯曲强度的校核，即： 它的参数有： Nmm；mm； ；，查齿图 4-2 得：y=0.143，则有： 101010 2 ff hdd= 9 3 99v cos/zz= 10 3 1010v cos/zz= 29.1162 109 9 10 9 = + = zz z Ad 15.58 2 1 9 9 =dr 71.472 109 10 10 8 = + = zz z Ad 85.23 2 1 10 10 =dr btyK KF w 1 = KyKzm KT cn g w 3 cos2 = 3 10250= g T 22=5 . 1= K75. 2= n m0 . 7= c K 19. 0=0 . 2= K16 10 =z07.20= n z 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 16 MPa 图 4-2 齿形系数图 计算从动齿轮的弯曲强度： Nmm；mm； ；，查图 4-2 得：y=0.153，则 有： MPa （2）其余各档齿轮弯曲强度校核 采用与上个步骤中一档齿轮校核的计算方法和公式，得到其余各档齿轮以校核的 方法、公式以及计算结果。具体数据参照表 4-3。 对于轻型客车而言， 许用应力不超过 180 到 350MPa 的范围， 根据计算结果判断以 上各档均合适。 27.332 72143. 075. 21614. 3 5 . 122cos102502 cos2 3 3 3 10 10 = = KyKmz KT cn g w 33 10375.60910 16 39 250= g T 22=5 . 1= K75. 2= n m 0 . 7= c K026. 0=0 . 2= K39 9 =z93.48= n z 56.310 72153. 075. 23914. 3 5 . 122cos10375.6092 cos2 3 3 3 9 9 = = KyKmz KT cn g w 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 17 表 4-3 各挡齿轮的校核 齿轮 一档 二档 三档 四档 五档 10、9 2、1 14、13 5、4 11、12 主动齿轮弯曲强度（Map） 332.27 265.63 235.08 242.04 262.33 从动齿轮弯曲强度（Map） 310.56 272.48 230.58 243.05 264.25 齿轮 六档 七档 倒档 主减速器 5、6 8、7 3、15、16 19、20 主动齿轮弯曲强度 （Map） 242.04 220.36 296.19 509.56 从动齿轮弯曲强度 （Map） 206.59 228,65 265.63 288.70 482.12 4.1.6 轮齿接触应力的校核 （4-5） 公式（4-5）可进一步改写成： （4-6） （1）一档工作时，齿轮接触应力校核 参考参数：Nmm；MPa； mm，。 当载荷 maxe T作用在变速器输入轴上，代入公式（4-6）可得： Mpa （2）其余各档工作时齿轮接触应力的校核 将所有的计算结果列在表 4-4 中，参看附表 1-4，然后进行和许用接触应力 j 的大小比较，因为计算数据比 j 小，从而得出各档齿轮都符合要求的结论。 ) 11 (418. 0 bz j b FE += ) cos/sin 1 cos/sin 1 ( coscos 418. 0 22 max bz e j rrbd ET += 3 max 10250= e T 20= 22= 5 1006. 2=E 25.1975. 27= ncm kb71.47 10 =d85.23= z r15.58= b r 74.1292 21 = ，j 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 18 表 4-4 各挡齿轮接触应力校核 齿轮 一档 二档 三档 四档 五档 10、9 2、1 14、13 5、4 11、12 接触应力（Map） 1292.74 1166.52 1054.82 982.22 1134.61 齿轮 六档 七档 倒档 主减速器 5、6 8、7 3、15、16 19、20 接触应力（Map） 1068.54 1001.35 1232.45 1096.48 1661.65 4.2 轴的结构和尺寸设计 变速器的轴应有足够的刚度和强度，从而可以保证它在变速器工作时，能够承受 一定的转矩和一定的弯矩。 4.2.1 初选轴的直径 计算输入轴的花键部分的直径（mm）的公式： （4-7） 公式中是经验系数，在 4.0 到 4.6 的范围内取值。则有： () 3 1 4.0 4.625025.20 28.98d=mm 初选出输入轴和输出轴它俩支承之间的长度：265L =mm。 综合以上参数，轴的最小直径借助以下公式计算： （4-8） 结合相关参数， （4-8）式整理数据，得： mm 根据研究对象的特点，初选输入轴的花键处最小直径为32mm。 4.2.2 轴的刚度计算与校核 在上节内容中，我们对轴的尺寸进行了初步确定，那么在本节，就要开始对轴的 刚度和强度进行验算。 通过公式（4-9）来确定轴在垂直面内挠度 c f，通过公式（4-10）来确定在水平面 d 3 maxe TKd = K 3 3 3 2 . 0 109550 n P d = 94.30 6200 200 522 . 0 109550 2 . 0 109550 33 3 3 3 3 = = = n P d 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 19 内挠度 s f，借助公式（4-11）来计算转角 。 （4-9） （4-10） （4-11） 齿轮啮合的圆周力借助公式（4-12）来确定，径向力通过公式（4-13）来计 算，轴向力的计算则参考公式（4-14） ，如下： （4.12） （4.13） （4.14） （1）变速器输入轴刚度校核 图 4-3 展示了输入轴的挠度以及转角， 再结合公式 （4-9） 到 （4-14） 所有的公式， 得到如下计算： 5 2.1 10 a EMP=； 实心轴，64 4 dI=，空心轴()64 44 dDI=； 2 . 0 22 += sc fffmm。 0.05 c f= 0.10mm， 0.10 s f= 0.15mm N N 19.423422tan98.10479tan 11 = ta FF N EIL baF fc 3 22 1 = EIL baF fs 3 22 2 = () EIL ababF 3 1 = t F t F t F max 2 d iT F e t = cos tan tr FF = tan ta FF = 98.10479 71.47 11025022 3 max 1 = = d iT F e t 97.4113 22cos 20tan 98.10479 cos tan 11 = tr FF 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 20 LdE baF EIL baF f rr c 4 22 1 22 1 3 64 3 = 0.00570.05 0.10 c f=+=+sNFFs a主 5.04705 11 =+= aaB FFsF 主 43. 0=e 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 31 ，得到 ， 代表了径向载荷，而轴向载荷用来表示 N N 那么一挡的 0.5 的使用率就可以借助附表 1-9 查出来，所以用以下公式计算出轴 承的实际循环次数： 3 3 150 10 () () 326.6 10 2003.83 6060 3.82 am r i g v r n i = r/min 1 66 60 60 2000 0.5 2003.83 120.23 1010 hgii iA L f n L =r r （2）变速器二档工作时，有如下的计算结果： NN =480.92r r （3）变速器三档工作时，有如下的计算结果： NN e YF F rA A = =08. 4 80.8234 . 1 05.4705 4 . 1 4 . 0 = = y x ar yFxFP+= r F a F 06.21905 1=A p 58.691605.47054 . 180.8234 . 0 1 =+= B p 6 10 60 igih i nfL L = 23.120 1 = iB L 42.16977 2 = A p90.5326 2 = B p 6 2 10 60 igih iA nfL L= 92.480 2 = iB L 42.65.15078 3 = A p08.5814 2 = B p 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 32 =2404.60r r （4）变速器四档工作时，有如下的计算结果： NN 4 6 60 6011.48 10 hgii iA L f n L=r r 263.91 dA p= 式中 kNkN N kNkN 根据计算结果，可以得出轴承寿命满足要求这一结论。 4.3.2 输出二轴的轴承选择和寿命计算 初选 32005 型号轴承KN（查阅机械设计手册得出） 。 (1)变速器五档工作的时候 计算轴承当量动载荷：NN 轴承实际循环次数为： =7213.78r r 6 3 10 60 igih iA nfL L= 60.2404 3 = iB L 68.11785 4 = A p10.4261 4 = B p 48.6011 4 = iB L 4321 44332211 LLLL LpLpLpLp pd + + = 3 10 = 05. 4 1 = LpC dAA 0 .28= r C 99.194= dB P 00. 3 1 = LpC dBB 0 .28= r C 0 .28= r C p4 .8930 5 = A p96.5599 5 = B p 6 5 10 60 igih iA nfL L= 78.7213 5 = iB L 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 33 (3)变速器六档工作的时候，有如下的计算结果： NN =6011.48r r (4)变速器七档工作的时候，有如下的计算结果： NN 7 6 60 1803.45 10 hgii iA L f n L=r r N KNkN N kNkN 参考上述计算结果，得出结论:轴承寿命满足规定的要求。 85.8136 6 = A p61.5134 6 = B p 6 5 10 60 igih iA nfL L= 48.6011 5 = iB L 46.6912 7 = A p53.4795 7 = B p 45.1803 7 = iB L 10.269= dA p 82. 4 1 = LpC dAA 0 .28= r C 85.234= dB p 21. 4 1 = LpC dBB 0 .28= r C 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 34 5 同步器的设计 5.1 同步器的分类及功用 已有的同步器包含以下三种类型：惯性增力式、分常压式同步器，还有(得到最广 泛应用的)惯性式同步器:按照结构的不同， 它有锁销式、 锁环式惯性式同步器的分类， 还有滑块式、多锥式惯性式同步器的分类等。在本设计为轻型客车的变速器，考虑各 同步器的优缺点，所以选用锁环式同步器。 已有的同步器基本都是摩擦类型的同步器。其目的是为了克服惯性力矩且在工作 面产生摩擦力矩，这样就可在较短的时间使其达到同步的目的。 5.2 锁环式同步器 锁环式同步器在换档时能够确保两换挡元件的角速度达到完全相等时才换档，这 样就真正实现了同步的功能。 5.2.1 结构特点 参看图 5-1，同步器的摩擦元件有两个位置：第一，齿轮 5 或 8 的凸肩部分；第 二， 锁环 1 或 4 的锥形斜面上。 滑块两端伸进锁环缺口 （比滑块的尺寸宽一个接合齿） 。 在不换档的中间位置，为保证同步器的换档的零件保持在中立位置，则要求滑块凸起 部分嵌进啮合套的内环槽中。 图 5-1 锁环式同步器结构图 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 35 5.2.2 锁环式同步器的工作原理 在轻型客车发出换挡指令时，作用在啮合套上的的换挡力，不仅推动了啮合套， 还引发了锁环和滑块移动， 以上的步骤是锁环面和被接合齿轮接触之前所产生的动作。 然后，在两锥面和锥面上产生的法向力这两者之间，存在着一个速度差，假设为w， 这个速度差使锥面上产生了一个能够使锁环转过一个角度的摩擦力矩（且该角度由滑 块确定） 。在此之后，啮合套的齿端和锁环的齿段锁止面接触，但是该接触会使啮合套 受损，导致同步器锁止。同时，由于换挡力压在锥面上使其摩擦力增大，这样锁环和 齿轮的速度越来越近，当速度相等时，其同步过程结束。同步过程完成后，由于没有 相对运动，就会出现摩擦力矩消失的现象，锁环也会回到原有位置，而且两锁止面也 会分开， 与此同时， 锁止状态就被解除了， 啮合套与齿轮这两者上面的的接合齿啮合， 最终，同步换挡全过程全部完成了。 图 5-2 工作原理图 5.3 锁环式同步器的主要尺寸 接近尺寸b：在同步器第一阶段的换挡过程中，滑动齿套与滑动它俩的结合齿倒 角之间的轴向距离。 分度尺寸a：锁销与销孔这两个零件的倒角抵触时，分度尺寸a就代表了摩擦锥 环和滑动齿套它们俩的接合齿中心线之间存在的距离。 尺寸a等于接合齿齿距的 1/4。 为确保同步器能够处在正确的啮合锁止位置上，尺寸a和b应就必须控制在一定 的范围内。 锁销端隙 1 ：锁销和摩擦锥环它俩的端面之间的留有的距离， 2 ：滑动齿套和摩 天津职业技术师范大学 2016 届本科生毕业设计 36 擦锥环它俩的端面之间留有的距离， （ 2 1 ）通常取 1 的取值在 0.5mm 左右。 后备行程 3 ：摩擦锥环和齿轮接合齿它俩的端面应留有的距离。它的功用是解决 了摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损这一难题。后备行程取值范围是 3 =1.2 2.0mm，本设计取为 1.6mm。 5.4 主要参数的确定 摩擦因数f 摩擦因数的取值影响了轴和换档齿轮的角速度是否能快速相同。因为摩擦因数取 较大的值不仅可以缩短同步时间，而且还可以使换档更加省力，所以在同步环锥面摩 擦因数药尽量取的足够大，用以保证这些优势。 同步环主要尺寸的确定 锥面半锥角:摩擦锥面半锥角取小会使摩擦力矩变大。 但是小到一定程度的 时候，在摩擦锥面就会出现自锁现象（避免自锁的就必须满足ftan） 。一般取 =68。在=7时就很少会出现咬住和粘着。 摩擦锥面平均半径R：取值比较大时，摩擦力矩就随之增大，和同步器径向厚度 尺寸必须取小的约束相互冲突，所以R的取值不宜太大。 锥面工作长度b：它影响的性质有：锥面的工作面积是否缩小，变速器的轴向长 度是否缩短，单位压力是否加大，磨损是否加剧。 同步环径向厚度:结构布置上的限制影响了同步环的径向厚度， 使得它不易取得太 厚，但它的厚度又必须保证同步环能够有足够的强度。 锁止角:为使换档只发生在换档的两个部分间角速度相等时， 就要求