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乘用车 机械式 变速器 设计

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SY-025-BY-1毕业设计（论文）题目审定表指导教师姓名孙远涛职称助理实验师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称乘用车机械式变速器设计课题适用专业车辆工程课题类型设计 课题简介：（主要内容、意义、现有条件、预期成果及表现形式。）基本内容：在保证汽车有必要的动力性和经济性的前提下，进行齿轮和传动轴设计，设置动力输出装置，保证换挡迅速、省力、方便，工作可靠。有较高的工作效率，除此之外，还要保证变速器满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。在设计中要解决的的主要问题：在设计中需要解决变速器是否能有效预防脱档，跳档并方便挂档。减小噪音并尽量能达到轻量化、高承载、低噪声、换档操纵好和经济实用性。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。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。成果及表现形式：1绘制乘用车机械式变速器总装配图及主要部件图、零件图（折合成两张以上零号图纸）。2设计说明书一份（1.5万字以上）。 指导教师签字： 年 月 日教研室意见1选题与专业培养目标的符合度好较好一般较差2对学生能力培养及全面训练的程度好较好一般较差3选题与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度好较好一般较差4论文选题的理论意义或实际价值好较好一般较差5课题预计工作量较大适中较小6课题预计难易程度较难一般较易 教研室主任签字： 年 月 日系（部）教学指导委员会意见： 负责人签字： 年 月 日注：课题类型填写 W.科研项目；X.生产（社会）实际；Y.实验室建设；Z.其它。SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名孙海瑛系部汽车工程系专业、班级车辆工程B05-指导教师姓名孙远涛职称助理实验师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称乘用车机械式变速器设计一、设计（论文）目的、意义汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分。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。设计好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。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。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）基本内容：在保证汽车有必要的动力性和经济性的前提下，进行齿轮和传动轴设计，设置动力输出装置，保证换挡迅速、省力、方便，工作可靠。有较高的工作效率，除此之外，还要保证变速器满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。在设计中要解决的的主要问题：在设计中需要解决变速器是否能有效预防脱档，跳档并方便挂档。减小噪音并尽量能达到轻量化、高承载、低噪声、换档操纵好和经济实用性。 技术要求：具有良好的动力性与经济性，换挡迅速、省力、方便。变速器的工作噪声低，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。三、设计（论文）完成后应提交的成果1绘制乘用车机械式变速器总装配图及主要部件图、零件图（折合成三张零号图纸）。2设计说明书一份（1.5万字以上）。四、设计（论文）进度安排1.调研，资料收集，完成开题报告 第1-3周（3月2日-3月22日）2.分析搜集到的资料，提出最优设计方案 第4-5周（3月23日-4月5日）3.绘制乘用车机械变速器草图 第6-8周（4月6日-4月26日）4.绘制乘用车机械变速器总成图、零件图 第9-12周（4月27日-5月24日）5.设计审核、修改 第13-14周（5月25日-6月7日）6.撰写设计说明书 第15-16周（6月8日-6月21日）7.毕业设计答辩准备,答辩 第17周（6月22日-6月28日）五、主要参考资料1 王望予.汽车设计M.北京.机械工业出版社.2004.2 常思勤.汽车动力装置M.北京.机械工业出版社.2005.3 刘惟信.汽车设计M.北京.清华大学出版社.2001.4 林绍义.一种汽车变速器设计J.机电技术，2004.1.5 刘法顺.乘用车两轴式机械变速器的设计J.交通科技与经济，2008.4.6 罗春香.汽车变速器设计中速比分配问题的研究J. 西南民族大学学报自然科学版，2004.30. 7 韦志林.汽车变速器轴承寿命的校核计算J.广西工学院学报,2000.6.8 王之煦,许杏根.简明机械设计手册M.北京:机械工业出版社,1997.9.9 严仓锋.变速器后盖总成轴承装配技术改造J.实用技术,2005.12.六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日SY-025-BY-5毕业设计中期检查表填表日期2009-04-25迄今已进行 8 周剩余 9 周学生姓名孙海瑛系部汽车工程系专业、班级车辆工程 B05-16指导教师姓名孙远涛职称助理实验师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称乘用车机械式变速器设计学生填写毕业设计工作进度已完成主要内容待完成主要内容已完成： （1）变速器传动方案的确定；（2）变速器齿轮的设计 计算与校核； （3）主减速器主动锥齿轮的设计与计算； （4）轴的设计 计算与校核； （5）轴承的选用与校核； （6）变速器装配图框架图的草图的完成。待完成：（1） 变速器操纵机构的设计；（2） 变速器装配图的完成；（3） 变速器零件图的完成；（4） 变速器说明书的完成。存在问题及努力方向 对于变速器的传动方案的确定，由于经验不足，存在装配问题和操纵等方面的问题。经老师指导，进行多次修改于改正。还需时间与经验的积累才能有进一步的提高；对于变速器操纵机构的设计还不是很明确，还有待查找相关材料；对于CAD制图的知识还有一部分的欠缺，绘图的过程中还存在一些问题，还有待于通过相关的学习来掌握与提高；学生签字： 孙海瑛指导教师意 见 指导教师签字： 年 月 日教研室意 见教研室主任签字： 年 月 日SY-025-BY-6毕业设计指导教师评分表学生姓名孙海瑛系部汽车工程系专业、班级车辆工程指导教师姓名孙远涛职称 助理实验师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称乘用车机械式变速器设计序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力205计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）106插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）58科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度10得 分 X= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点） 指导教师签字： 年 月 日SY-025-BY-7毕业设计评阅人评分表学生姓名孙海瑛专业班级汽车工程系指导教师姓名孙远涛职称助理实验师题目乘用车机械式变速器设计序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力255计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）156插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）5得 分 Y= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点） 评阅人签字 ： 年 月 日SY-025-BY-8毕业设计答辩评分表学生姓名孙海瑛专业班级车辆工程指导教师孙远涛职 称助理实验师题目乘用车机械式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孙海瑛性别女系部汽车工程系专业车辆工程班级B05-16设计（论文）题目乘用车机械式变速器设计指导教师姓名孙远涛职称助理实验师指导教师评分（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。SY-025-BY-10优秀毕业设计（论文）推荐表题 目乘用车机械式变速器设计类别设计类学生姓名孙海瑛系、专业、班级汽车工程系 车辆工程专业 B05-16指导教师孙远涛职 称助理实验师设计成果明细：答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）： 系部公章： 年 月 日备 注： 注：“类别”栏填写毕业论文或毕业设计黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 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：变速器；传动机构；传动比；齿轮；轴；同步器 ABSTRACTTo 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;Transmission mechanism; Transmission ratio；Gear;Axis；Synchronizer55 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。1.2 变速器发展和国内外研究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。1.3变速器设计的要求变速器设计的具体要求应包括：正确选择变速器的档位和传动比，使之与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；设置空挡，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；设置动力输出装置，需要时能进行功率输出；换挡迅速、省力、方便；工作可靠，使用寿命长；变速器应有高的工作效率；变速器的工作噪音要低；轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。1.4研究的基本内容本次设计的具体内容是结合设计要求，在保证汽车有必要的动力性和经济性的前提下，利用所选定的发动机参数，完成变速器结构布置和设计。需要解决的主要问题包括：使变速器能有效的防止脱档，跳档，乱挡并方便挂档；减小噪音并尽量能达到轻量化、高承载、低噪声、换档操纵性好和经济实用性；使变速器具有良好的动力性与经济性，换挡迅速、省力、方便；变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。第2章 机械式变速器方案的设计2.1变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：（1）应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。（2）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。（3）重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。（4）传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。（5）噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。2.2 变速器结构方案的确定1、变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的最高传动比范围为3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为10.020.0。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（0.70.8）的超速档，可以更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的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。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。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。1 第一轴；2第二轴；3中间轴图2.1 轿车中间轴式四档变速器三轴式变速器如图2.1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档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扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。两轴式变速器如图2.2所示。1 第一轴；2第二轴；3同步器图2.2 两轴式变速器示意图与三轴式变速器相比，两轴式变速器结构简单、紧凑且除倒档外其他各档的传动效率高、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降低6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；低档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可装在第一轴的后端，如图。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，倒档齿轮采用直齿轮。由于本次所设计的汽车是发动机前置，前轮驱动，因此采用两轴式变速器。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时齿轮和轴承均受载，因此噪声较大也曾加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限也受到较大限制，但这缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来消除。 ( a ) ( b ) ( c ) （ d ） 图2.3 两轴式变速器的传动方案图2.3中的(a)、(b)、(c)、(d)分别示出来了几种两轴式变速器的传动方案，它们的共同的特点是：一档和倒档的齿轮都布置的靠近支撑。为了提高轴的刚度，有的将倒档齿轮移至附加壳体内的支撑旁，如图2.3中（c）。也有设置附加支撑的，如图2.3中（d），这些措施均可减小齿轮的磨损及降低噪音。有些两轴式变速器，将高档的同步器装在第一轴上；低档的同步器装在第二轴上，如图2.3中（b）、（d），以减小变速器的轴向尺寸。2、倒档传动方案 图2.4 倒档传动方案图2.4为常见的倒挡布置方案。图2.4（b）所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而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2.4（c）所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2.4（d）所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.4（c）所示方案。图2.4（e）所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.4(f)所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.4(g)所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图2.4(f)所示的传动方案。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，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。2.3变速器主要零件结构的方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。1、齿轮型式的选择变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。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、工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，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，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于一档采用的是常啮合方案，因此一档也采用斜齿轮传动方案，即除倒档外，均采用斜齿轮传动。2、换档结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时保证迅速、无噪音、操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。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，要求换入不同档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。因此经过比较得出，倒档用直齿滑动齿轮换挡，其余档位选用锁环式同步器换挡。3、.防止自动脱档的措施自动脱档是变速器的主要故障之一。由于结合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这一问题，除工艺上采用措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：(1)将啮合套做得长一些如图2.5中(a）或者两接合齿的啮合位置错开如图2.5中（b），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。(2)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档如图2.5中（c）。(3)图2.5中（d）的这种结构方案比较有效，常被应用于变速器中。 (（a) (b) （c） （d） 图2.5 常见啮合套形式在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图2.6所：l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮图2.6 锁环式同步器2.4本章小结通过对变速器传动方案的分析，确定了变速器轴的布置方案，选择齿轮的形式，倒档的传动方案，讨论了防止自动脱档的方法，换挡机构与同步器的工作原理的分析与选择，为下一步做好准备。第3章 变速器齿轮的设计与校核根据本设计的要求，以桑塔纳LX为参考依据，该车的发动机最大功率P=66kw,T=138Nm, n=3300r/min,主减速器传动比i=4.111,最高车速u=161km/h,整车整备质量1030kg,车轮半径0.29.1、档数的确定近年来，为了降低油耗，变速器的档位有增加的趋势。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，发动机排量小的可选用4个档。本设计采用4个档。2、传动比范围的确定 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。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，其他商用车更大。3.1 变速器各档传动比的确定 1、变速器最高传动比的确定 汽车爬陡坡时车速不高，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。故有 （3.1）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 （3.2）式中 ：m汽车总质量； G重力加速度； max道路最大阻力系数； rr驱动轮的滚动半径；Temax发动机最大转矩； i0主减速比； 汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件 （3.3）求得的变速器I档传动比为： （3.4）式中： G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 路面的附着系数，计算时取=0.50.6。由已知条件：满载质量 1030kg； rr=294.6mm； Te max=138Nm； i0=4.111； =0.95。根据公式（3.4）可得：igI =2.483.72，初选igI =3.44。2、变速器各档传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系为 （3.5） 式中： 汽车行驶速度，=161km/h; n 发动机转速，n=5200r/min; 变速器传动比，最高档传动比为，最低档传动比为；主减速器传动比。 （3.6）计算得 。中间档的传动比理论上按公比为q的等比数列分配：（3.7）实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：=1.581。计算的各档传动比为： 3、中心距A的确定中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。初选中心距A时，可根据下述经验公式计算 （3.8）式中： 中心距系数。对轿车， =8.99.3；对货车， =8.69.6。 发动机最大转矩。 变速器一档传动比。 变速器的传动效率。计算得： A=68.2571.32 取 A=704、轴向尺寸的确定变速器的横向外形尺寸，可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。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计为轿车四档变速器，其壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A=210238变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确。3.2 齿轮参数的确定变速器四个前进挡采用斜齿圆柱轮，倒档采用直齿圆柱齿轮。1、模数的选取齿轮模数是一个重要参数，影响它的选取因素有很多，如齿轮的强度、质量、噪音、工艺要求等。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐近线。由于工艺上的原因同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.8-14.0t的货车为2.03.5。所有齿轮的模数定为2.5。2、 压力角的选取压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角定为。3、 螺旋角的确定斜齿轮咋变速器中得到广泛的应用。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，以为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，为使工艺简便，可将螺旋角设计成一样的，中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋。中间轴式变速器为；货车变速器：；所以初选斜齿轮螺旋角。4、齿宽的确定齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm5、 齿顶高系数齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪音、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。规定齿顶高系数取。6、 齿轮材料的选择变速器齿轮可以与轴设计成一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支撑等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿顶圆处的厚b影响齿轮强度。要求尺寸b应该大于或等于齿轮危险断面处的厚度。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大一些，至少满足尺寸，为花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度应满足强度条件下设计得薄些。齿轮表面粗糙度数值降低，则噪音减小，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范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。国内汽车变速器齿轮材料主要采用、。渗碳齿轮表面硬度为。心部硬度为。值得指出的是，采用喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施能使齿轮得到强。3.3齿轮尺寸的确定1、一档齿轮尺寸的确定一档齿轮：，（1） 变位系数：，（2） 理论中心距：=77.154mm （3） 中心距变动系数：=1.1388（4） 齿顶降低系数：=0.3112（5） 端面模数：（6） 分度圆直径： （7）齿顶高： （8）齿根高： （9）齿全高： （10）齿顶圆直径： （11）齿根圆直径： 2、二档齿轮尺寸的确定二档齿轮：，（1） 变位系数：，（2） 理论中心距：=78.997mm（3） 中心距变动系数：=0.401（4） 齿顶降低系数：=0.199（5） 端面模数：=2.68（6） 分度圆直径： （7）齿顶高： （8）齿根高： （9）齿全高： （10）齿顶圆直径： （11）齿根圆直径： 3、三档齿轮尺寸的确定三档齿轮：，（1） 变位系数： （2） 端面模数：=2.71（3） 分度圆直径： （4）齿顶高： （5）齿根高： （6）齿全高： （7）齿顶圆直径： （8）齿根圆直径： 4、四档齿轮尺寸的确定四档齿轮：，（1）变位系数： （2） 端面模数：=2.76（3） 分度圆直径： （4）齿顶高： （5）齿根高： （6）齿全高： （7）齿顶圆直径： （8）齿根圆直径： 5、倒档齿轮尺寸的确定倒档齿轮：，（1） 变位系数：， （2） 分度圆直径： （3）齿顶高： （4）齿根高： （5）齿全高： （6）齿顶圆直径： （7）齿根圆直径： 3.4各档齿轮齿数的分配在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构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。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 1、2一档齿轮，3、4二档齿轮，5、6三档齿轮 7、8四档齿轮，9、10、11倒档齿轮。 图3.1 传动方案 1、确定一档齿轮的齿数和传动比一档传动比为： （3.10） (3.11)取整52，轿车可在之间取，取，则。，带入上公式得：对中心距A进行修正 (3.12)取整得，为标准中心距。2、 确定二档齿轮的齿数和传动比取整，取 则有 带入公式得：。3、确定三档齿轮的齿数和传动比取整，取 则有，带入公式得：4、确定四档齿轮的齿数和传动比取整，取 则有，带入公式得：5、确定倒档齿轮的齿数和传动比倒档采用直齿圆柱齿轮，且传动比与一档相近，取其为3.2则有 ： 试取：，则有：倒档齿轮的齿数一般在之间，取。则二轴与倒档轴的中心距有：3.5 变位系数的确定齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。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的和为零。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想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在第一轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副则应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。啮合角： 计算得：查图得：，同理计算得：， ， 3.6齿轮的校核 1、齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，轮齿相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。2、齿轮材料的选择原则齿轮材料的选择原则是：（1）满足工作条件的要求； （2）合理选择材料匹配； （3）考虑加工工艺及热处理工艺。3、齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、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，采用剃齿或齿轮精加工，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，比用于计算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。在这里所选择的齿轮材料为。（1）齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力 （3.13）式中，弯曲应力（MPa）； 计算载荷（）； 应力集中系数，可近似取=1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动=0.9； 齿宽，=18，=15，=18； 齿形系数。 图3.2 齿形系数图将所得出的数据带入式（3.13）得： Mpa Mpa Mpa 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，直齿轮的弯曲应力在400850MPa之间。 斜齿轮弯曲应力 （3.14） 计算载荷； 斜齿轮螺旋角； 应力集中系数； 齿数； 法向模数，取=2.5； 齿形系数；当量齿数 ; 重合度影响系数，=2.0； 齿面宽，斜齿 。将所得出的数据带入式（3.14）得：=225.192 Mpa =66.110 Mpa =174.449 Mpa =84.412 Mpa=161.873 Mpa =111.63 Mpa =125.914 Mpa 143.577 Mpa当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。（2）齿轮接触应力 （3.15）；为计算载荷且 则有 （3.16）式中： 齿轮的接触应力（MPa）； F齿面上的法向力（N），； 圆周力在（N）， ； 节点处的压力角（）；齿轮螺旋角（）；E齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取 MPa；B齿轮接触的实际宽度，18 （）；主、从动齿轮节点处的曲率半径（）；直齿轮： 斜齿轮： =/ /其中，分别为主从动齿轮节圆半径（）。将所得出的数据带入上式得： =937.058 Mpa =503.653 Mpa =679.047 MPa =468.001 Mpa=549.263 MPa =470.9892 MPa =480.437 MPa =514.797 MPa =1135.855 Mpa =526.907 MPa =853.946 Mpa齿轮的需用接触应力为一档和倒档 19002000，高档1300，因此，上述计算结果均符合接触应力要求。3.7变速器壳体材料的选用变速器壳体的尺寸要尽可能小些，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴承工作时不会歪斜，变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应只一刀壳体侧面的内壁与转动齿轮顶之间留有58mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪音和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪音的大方面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪音。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在的平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了是第一轴或第二轴后支撑的轴承间隙处流出的润滑油再留回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁厚取3.54mm。采用铸铁壳体时，壁厚取56mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大并使消耗的材料增加，提高成。3.8 本章小结本章主要对变速器的相关参数以及齿轮的主要参数进行确定，包括传动比的确定，中心距的确定，齿轮参数的确定，各档齿轮齿数的分配，各档齿轮的外形尺寸，同时对变速器齿轮进行相关的校核，使之满足在许用应力下进行工作，以及变速器外形尺寸的确定，壳体材料的选择。为下一步的设计奠定基础。第4章 变速器轴及轴承的设计与校核4.1 减速器主动锥齿轮的设计（1）主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即 （4.1）式中：计算转矩；发动机最大转矩；=138;由于猛接离合器而产生的动载系数，=1；液力变矩器变矩系数，=1；变速器最低档传动比，=3.462；变速器最高档传动比，=0.871；主减速器传动比，=4.111；变速器传动效率，=0.96；计算驱动桥数，=1；将数据带入上式得：=1642.264;（2）从动锥齿轮分度圆直径： （4.2）式中： 直径系数，取=1316则有：=153.376188.771，取=185汽车驱动桥主减速器锥齿轮齿数：传动比在4.004.50时，主动齿轮齿数812取主动齿轮齿数为9，则从动齿轮齿数为37。齿轮端面模数 。主动锥齿轮各参数为： 分度圆直径： 45 法向压力角： 周节: 15.708 齿顶圆直径： 57.53 齿根圆直径： 40.70 分锥角： 锥矩： 95.21 分度圆齿厚： 15.7 齿面宽： 28.675 齿工作高： 8.25 齿全高： 9.16 齿顶高： () 6.35 齿根高： 2.81 齿根角： （3） 螺旋角的选择“格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值： （4.3）主动齿轮的名义螺旋角的预选值；、主、从动齿轮齿数；从动齿轮的节圆直径；对螺旋锥齿轮取=0.则有 对于“格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮，预选后尚需要用刀号来加以校正，首先要求出近似刀号： 近似刀号= 、主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示；则有，近似刀号=9.1128。按近似刀号选取与其接近的标准刀号（计有：）然后按选定的标准刀号反算螺旋角： 标准刀号选为则有 螺旋方向：在一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。驱动齿轮：小齿轮。旋转方向：向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针。4.2 变速器轴的设计变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：第一轴： （4.4）第二轴： （4.5）式中 发动机的最大扭矩，Nm为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴： d/L=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。1、第一轴的设计 图4.1 第一轴尺寸的确定如图4.1，第一轴为齿轮轴，第1段安装轴承，；第2段安装齿轮，且通过滚针轴承连接，；第3段为花键轴，用以安装同步器，；第4段通过滚针轴承安装齿轮，；第5段为轴间，；第6段为齿轮，；第7段为光轴，；第8段为齿轮，；第9段为光轴，；第10段为齿轮，；第11段安装轴承，。2、第二轴的设计 图4.2 第二轴尺寸的确定如图4.2，第1段安装轴承，；第2段为花键轴，安装双联齿轮，；第3段通过滚针轴承安装齿轮，；第4段为安装同步器的花键轴，；第5段用滚针轴承安装齿轮，；第6段安装双列圆锥滚子轴承，；第7段为主动锥齿轮，在前面已经计算过。3、倒档轴的设计 图4.3 倒档轴尺寸的确定如上图，第1段为固定端，；第2段通过滚针轴承安装齿轮，且要留有齿轮的滑动间隙，则有；第3段为固定端与箱体连接。4.3 变速器轴的校核变速器在工作时，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、耐磨性均有不利影响。1、计算各档齿轮的受力（1）斜齿圆柱齿轮的受力齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： 圆周力： （4.6）径向力： （4.7）轴向力： （4.8）发动机最大转矩；齿轮分度圆半径；齿轮压力角；螺旋角。将各斜齿轮参数带入式（4.6）、（4.7）、（4.8）可得：一档： 二档： 三档： 四档： （2）直齿圆柱齿轮的受力齿轮啮合的圆周力、径向力及法向力可按下式求出：圆周力： （4.9）径向力： （4.10）法向力： （4.11）发动机最大转矩；齿轮分度圆半径；齿轮压力角；螺旋角。将倒档参数带入式（4.9）、（4.10）、（4.11）可得： 2、轴的刚度校核对齿轮工作影响最大的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。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，将轴看作铰接支撑的梁。作用在第一轴上的转矩应取。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。 （4.12） （4.13） （4.14）式中：齿轮齿宽中间平面的径向力（）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（）；弹性模量（），=；惯性矩（），对于实心轴，；轴的直径（），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（）；支座间的距离（）。轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内挠度的许用值为，。齿轮所在平面的转角不应超过0.002。（1）一轴的刚度校核将一档处数值带入公式（5.12）、（5.13）、（5.14）可得出：一档处：；且有： 一档时满足刚度要求。 二档处：； 且有： 二档时满足刚度要求。三档处、四档用同步器与轴相连，因此，只校核花键处即可。三档与四档齿轮受力相比较，三档的径向力、圆周力都大于四档，因此，只要三档满足要求即可。三档：；且有： 三档时满足刚度要求。倒档：； 倒档时满足刚度要求。一轴各档处都满足刚度要求，因此，一轴满足要求。（2）二轴的刚度校核第二轴为花键轴，有哪次指教和花键处即可。将两处花键的数值带入公式（4.12）、（4.13）、（4.14）可得：第一处：； 且有： 第二处：；且有： 二轴各花键处都满足刚度要求，因此，二轴满足要求。3、轴的强度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，计算相应的弯矩和，轴在转矩和弯矩的作用下，其应力为： （4.15）式中： ； （4.16） 轴的直径； 抗弯截面系数。在低档工作时。（1）一轴强度计算一档时： 图4.5 一轴一档受力图面： 图4.6 面受力分析图 弯矩图： 图4.7 面弯矩图面： 图4.8 面受力分析图 弯矩图： 图4.9 面弯矩图转矩： 将所得数值带入公式（4.16）得出：将值带入公式（4.17）得出：一轴一档工作时满足强度要求，合理。同理：二档处： 一轴二档工作时满足强度要求，合理。花键处： 一轴三、四挡工作时满足强度要求，合理。(2)二轴强度计算第二轴需要校核的是两处花键轴第一处： 图4.10 二轴花键处受力图面： 图4.11 面受力分析图 弯矩图 ： 图4.12 面受力弯矩图面： 图4.13 面受力分析图 弯矩图：图4.14 面弯矩图转矩： 将所得数值带入公式（4.16）得出：将值带入公式（4.17）得出：二轴三、四挡工作时满足强度要求，合理。同理：第二处花键处： 二轴三、四挡以及倒档工作时满足强度要求，合理。综上可得：两轴均满足强度要求。4、花键轴挤压应力校核 （4.17）传递的转矩；载荷不均匀系数；齿数；齿面工作高度；齿的接触长度；各齿压力的合力作用的平均直径，；许用压强。70由此可得： （4.18）将各花键处的数值带入公式（4.18）可得：一轴花键处：70 合格二轴花键处： 合格花键的挤压应力满足。4.4 轴承的校核1、一轴轴承校核由工作条件和轴径初选一轴轴承型号为：30304、30305.查手册可得：30304：；。 30305：；。轴承的基本核定寿命： （4.19）轴的转速；温度系数；基本额定动载荷；当量动载荷，；寿命指数，。由： 时的轴向系数； 则有：， 轴承30304：由，则有，。将所得数值带入公式（4.19），合格轴承30305：由，则有，将所得数值带入公式（4.19），合格2、二轴轴承的校核二轴左端采用深沟球轴承6405，右端采用双列圆锥滚子轴承352208E。（1）深沟球轴承：，y=1.38则有：。将所得数值带入公式（6.19），合格（2）双列圆锥滚子轴承：，当 时， 当 时， 将所得数值带入公式（6.19），合格。 4.5 本章小结本章对变速器轴进行了详细的设计，同时对变速器轴在不同档位工作时的刚度、强度进行了系统的校核，保证变速器在工作时轴能在许用应力、转角、刚度等条件范围内，并对花键轴挤压应力进行了校核。对变速器轴承进行了选取以及轴承的校核，使选取的轴承能在规定的使用范围内工作，同时应满足在规定的使用寿命内无故障。第5章 变速器同步器及操纵机构的设计5.1 同步器的设计1、同步器的结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环） 5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套图5.1 锁环式同步器如图5.1，此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触如图5.2b所示，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合如图5.2所示，完成同步换档。图5.2 锁环同步器工作原理2、同步环主要参数的确定 (1) 同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图7.3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5.3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。(2) 锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan。一般=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7。图5.3 同步器螺纹槽形式 (3) 摩擦锥面平均半径R R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为5060mm。（4) 锥面工作长度b缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定 （5.1）设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。（5） 同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.30.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。（6） 锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在2646范围内变化。本次设计锁止角取。（7） 同步时间t同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.150.30s，低档取0.500.80s；对货车变速器高档取0.300.80s，低档取1.001.50s。5.2 操纵机构的设计设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1、换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如图5.4所示。 1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖 4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴 图5.4 变速器自锁与互锁结构2、在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置如图5.4所示。图中互锁装置由互锁钢球4和互锁销5组成，每根拨叉轴在朝向互锁钢球的侧表面上都制出一个深度相等的凹槽，任一拨叉轴处于空挡，其侧面凹槽都正好对准互锁钢球4，两个互锁钢球直径之和正好等于相邻两轴之间的距离减去轴的直径，再加上一个凹槽的深度。中间拨叉轴上的两个凹槽之间有孔相通，空中有一根可以移动的互锁销5，销的长度等于拨叉轴的直径减去一个凹槽的深度。5.3 本章小结本章主要是同步器及操纵机构的工作原理的介绍，选择与本设计相适应的同步器和操纵机构，确定使用锁环式同步器。同时对同步器主要参数进行确定，使同步器能够满足本设计的需要。结 论汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分,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、物美价廉等优点, 其性能的好坏对车辆的性能有着直接的影响。本次设计通过多方查找资料，并在导师的指导下先后完成了以下工作：（1）对变速器的各种结构形式进行了详细的阐述，通过比较分析，最后根据实际情况决定采用结构简单、成本低廉的两轴式机械变速器；（2）经过车桥实验室王老师的允许，在实验室进行了机械式两轴变速器的拆装实习，对变速器的构造有了更深一步的理解；（3）对变速器各档齿轮进行设计并校核，确定齿轮参数及传动比；（4）对变速器的轴进行设计，并对其强度进行计算及校核；（5）通过对轴的受力分析校核从而对轴承进行选择。本设计介绍了两轴式机械式变速器的整个设计过程，另外还对轴和轴承进行了设计、计算和选择，用CAD软件绘制了装配图和重要零件图。参 考 文 献1 向立明.汽车变速器的发展历史和未来趋势M.公路与运输.2007:3139.2 王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，2004：78-110.3 陈家瑞.汽车构造M.北京：机械工业出版社，2005：40-65.4 王大全.汽车常用数据手册M.北京：化学工业出版社，2006：15-37.5 于志生.汽车理论M.北京：机械工业出版社，2000：1-15，74-83.6 刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001：158-200.7 成大先.机械设计手册M.北京：化学工业出版社，2004：114-157.8 殷玉枫.机械设计课程设计M.北京：机械工业出版社,2006：70-109.9 王宝玺，贾庆祥.汽车制造工艺学M.北京:机械工业出版社,2007.10 杨可桢 ，程光蕴，李仲生.机械设计基础M.北京：高等教育出版社,2006.11 王少怀.机械设计师手册M.北京：电子工业出版社,2006.12 机械工程手册编辑委员会.机械工程手册M.北京: 机械工业出版社,1980.13 常思勤.汽车动力装置M.北京：机械工业出版社,2005.19-23.14 张立新，李强.国产汽车使用维护调整数据手册M.北京：人民交通出版社,1998.15 Amir Ibrahim,A,Qin Dation,LiuZhengjun,Acontrol strategy on starting up of vehicle with automatic manual transmission (AMT) J,Information technology,2005,4(2) :140-145.16 SebulkeA.The Two-Mass Flywheel-a torsional Vibration Damper For the Power Train of Passenger Cars state of the Art and Further technicalDevelopment.(SAE870394).SAE Transaction.1987(2):89-98.致 谢本次设计已经接近尾声，我们要向四年的大学生活说再见。在本次设计中，我搜集并整理了大量的材料，对变速器的结构和工作原理有了更深一层的了解和掌握，并对国内外变速器的发展现状有了一定的认识。此次设计是我所学专业理论知识的一次完整的、系统的体现。在设计过程中不断的发现问题，解决问题，从而发现自己的缺点和不足，并且及时改正。这个对我来说是一次很重要的考验。在这次设计的过程中，指导老师孙远涛一直都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计任务，这与孙老师的指导是分不开的，在此，我对他表示感谢。另外，遇到技术困难的时候，车辆工程专业的老师们也给了我很多帮助。特别要感谢实验室所提供的实物资料，因此我非常感谢他们。由于经验不足，文中肯定存在缺点和错误，恳切地希望老师在答辩过程中提出批评和指导，以便我的理论知识加以提高。附录：THE FILE TRANSMISSION GEAR SELECTION OF THE BASIC PARAMETERS1, Reasonable choice of module:Modulus is an important gear basic parameters, the greater the modulus, the greater the tooth thickness, the bending strength of gear is also greater, and its greater carrying capacity. Instead modulus smaller tooth thickness will be thinner, the bending strength of gear will be smaller. The low profile of the gear, due to the low rotational speed, torque, and gear of the relatively large bending stress, so need to choose a larger module in order to ensure its strength. And high-speed file gear, due to the high-speed, torque small gear bending stress is relatively small, so to ensure that the bending strength of gear under the premise of the general selection of the smaller module, so that gear teeth can be increased in order to obtain larger degree of overlap, so as to achieve the purpose of reducing noise.In a modern gearbox design, the file selection module gear is different. For example, a transmission gear of a file to the five-gear gear module are: 3.5; 3; 2.75; 2.5; 2; to change over the past modulus or modulus of the same can not be the situation of Latin America.2, a reasonable selection of pressure angle:When a gear module and set the number of teeth, the gear diameter is determined, and the gear tooth involute base circle depends on the size, the size of the base circle and under pressure angle. For the same pitch circle of gear, if its pitch circle a different pressure angle, base circle is different. When the greater the pressure angle, the base circle diameter of the smaller, more curved involute, tooth root of the tooth will thicken, increase the tooth surface radius of curvature, which can increase the tooth bending strength and contact strength. When reducing the pressure angle, the base will become larger diameter, involute tooth profile will change some of the straight, thinning of the tooth root, tooth smaller radius of curvature, making the tooth bending strength and contact intensity will decrease, but decrease with the pressure angle, to increase the contact ratio gears, reducing the stiffness of the tooth, and can reduce the entry and exit load at the time of engagement, all of which are beneficial to reduce noise. There-fore, low profile gear, often larger pressure angle in order to meet the strength requirements; and regular use of high-speed file smaller gear pressure angle in order to meet the requirements of its lower noise.For example: a gear module 3, the number of teeth of 30, when the pressure angle of 17.5 degrees for the circular tooth thickness of the base to 5.341; when the pressure angle of 25 degrees, the tooth thickness of the base circle to 6.716; its base circle to increase the tooth thickness 25%, so increase the pressure angle to increase their flexural strength.3, A reasonable selection of Helix Angle:Compared with the straight gear, helical gear drive with a smooth, coincidence degree, the impact is small and the advantages of small noise. As a result of the present with synchronous transmission, and transmission will no longer be a direct mobile gear meshing with another gear, but with all the gears are meshing, so thatll bring convenience to the use of helical gear, so to bring the gearbox synchronizer Most of the use of helical gear.Helical gear as a result of the characteristics of the entire tooth width decision not to enter the mesh at the same time all but one end of first gear into the mesh, with the drive gear along the tooth width direction mesh gradually until all the teeth have wide access to mesh, so the actual meshing helical gear spur the region than the large. When the tooth when a certain width, the contact ratio of helical gear with helix angle increases. Carrying capacity is also stronger, have better stability. In theory, the better helix angle, but the helix angle increases, the axial force will also increase, so that reduces the transmission efficiency.In the modern design of the gearbox, in order to ensure smooth gear drive, low noise and less impact, all . Files forgear should choose a larger helix angle, generally about 30 high-speed gear as a result of the higher speed, for a smooth, low impact, low noise, so the use of small modulus, large helical angle; and low-profile gear module using the larger, smaller helix angle.4, The perspective of a reasonable modification is selected:With good conditions for the lubrication of the hardened gear is generally believed that the main danger is in the cycle under alternating stress, the fatigue crack Dedendum gradual expansion of the tooth root fracture caused by the failure. Failure in the gear transmission is a part of this. In order to avoid a broken tooth, should be to maximize the tooth root bending strength, and the use is changed, and can achieve this objective. Under normal circumstances, the greater the coefficient, the smaller values tooth, tooth bending stress on the smaller, the higher the bending strength of teeth.In the hardened gear, the tooth surface pitting failure is one of the reasons off. Increased engagement angle, can reduce the inter-tooth contact stress and maximum slip rates, can greatly increase the ability of anti-pitting. And increased engagement angle, it must have a gear shift is introduced, thereby enhancing contact strength of tooth surface can improve the flexural strength of tooth roots, so as to enhance the effect of the carrying capacity of gears. However, for helical gear drive, variable coefficient is too large, and will total tooth length of the contact line, but to reduce its carrying capacity. At the same time, the greater the coefficient, as a result of tooth to tip increases, the thickness of the tip will be smaller, which will affect the strength of the top teeth.Therefore, in the design of a modern gearbox, the majority of all reasonable use of gear shift is the angle in order to maximize its advantages. Mainly in the following design criteria:low profile for the gear pair, the driving gear of the coefficient should be larger than the passive gear shift coefficient, and pair of high-speed profile, the driving gear of the coefficient should be less than passive coefficient gear.gear with the modification coefficient increased gradually stalls xiajiang. This is because low-grade zones as a result of low rotational speed, torque, and gear for high intensity, so the need to use more of the modification coefficient da.The total of the gear profile shift coefficient is positive (of the anglel shift as amended), and increased with the stalls and gradually decreased. The smaller the total coefficient, a pair of pair of tooth root of the thickness of the total will be thin, tooth root becomes weak, the lower the bending strength, but decreased as a result of the stiffness of the tooth, easy to absorb shock and vibration, so can reduce the noise. And tooth contact ratio will increase, which bear a single tooth at the time of maximum load Dedendum recent focus distance, the reduced bending moment, which is equivalent to increase the strength of the tooth root, which as a result of thinning and weakened tooth root strength offset factor. Therefore, the greater the overall coefficient, the higher the strength of the tooth root, but the noise may increase. Thus high-speed gear to choose a smaller file of the total coefficient, and low-profile gear must be chosen larger coefficient5, to improve tip high coefficient:Top gear in the transmission of high quality factor, the impact of focusing on adaptation, in the main impact of helical gear contact ratio face. Coincidence degree by the end of the formula, we can see that when the number of teeth and meshing certain angle, the tooth tip is affected by tooth pressure angle coefficient of the top high impact factor the greater the high-tip, round tip the greater the pressure angle, contact ratio is The greater and ore stable drive. However, the high coefficient the greater the tip, the thickness of the top teth will become thin, thus affecting the strength tip. At the same time, at least not from the tooth root formula, the high coefficient the greater the tip, at least not the root will increase the number of gear, otherwise, they would have a root cutting. As a result, guarantees of non-root tip-cut and sufficient strength, increased tooth top high coefficient of coincidence degree for the increase is significant.Top gear in the transmission of high quality factor, the impact of focusing on adaptation, in the main impact of helical gear contact ratio face. Coinci