毕业设计（论文）-轿车变速器设计.docx

全套图纸加扣3012250582摘 要机械式手动变速器对比于自动变速器，其结构简单，体积小，造价成本低，方便装配和维修，传动效率高等优点，在今天依旧很受青睐。变速器的设计对汽车动力性，燃料经济性，换挡操纵的可靠和轻便性，传输的平稳与效率等有着直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是加大其传输功率与重量比，并有着更加良好的性能和更小的装配空间。本设计是以一汽大众捷达变速器的数据为基础，在已有的发动机输出转矩，转速及最高车速，最大爬坡度等条件下，主要对变速器的齿轮结构参数以及轴的结构尺寸等进行设计计算，并对其传动方案和结构形式进行设计，同时对操纵机构和同步器进行设计，提高汽车的整体性能和燃油经济性。 关键词：变速器； 结构； 参数； 传动； ABSTRACTIts simple structure, small size, low manufacturing cost, convenient assembly and maintenance,higher transmission efficiency ,In today,it is still very popular . Transmission design of automobile have direct impact on power performance and fuel economy, shifting control reliable and lightweight, the smooth and efficient transmission and so on. With the progress of automobile industry, the transmission design of the car is trend to increase the transmission power and the weight ratio, and has better performance and less space for assembly. This design is based on the data of jetta transmission,according to the condition of existing engine output torque, rotate speed and maximum speed, maximum gradability, Mainly calculation for structure parameters of gear shaft and axle structure size design and so on. And make the design for transmission scheme and structure,do the same thing for the operating mechanism and synchronizer, to enhance the overall performance and fuel economy of the car. Keyword: Transmission; Structure; Parameters; Translate; 目录1 绪论11.1 选题的目的和意义11.2 变速器的发展趋势11.3 变速器的设计要求21.4 设计的内容及方法22 传动机构的设计与选择42.1 变速器传动机构布置方案42.2 变速器主要零件结构方案分析73 变速器的设计与计算103.1 变速器主要的参数103.1.1 档位数的确定103.1.2 传动比范围的确定103.1.3 变速器各档传动比的确定113.1.4 中心距的计算133.1.5 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计算163.1.8 变速器齿轮的变位及螺旋角的调整193.1.9 计算所得齿轮参数213.2变速器齿轮强度校核223.2.1 齿轮材料的选择223.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核233.2.3 齿轮接触应力计算244 同步器274.1 锁环式同步器工作原理274.2 主要参数的确定284.2.1 摩擦因数284.2.2 同步器的主要尺寸确定284.2.3 锁止角304.2.4 同步时间t304.2.5 花键的校核305 轴的设计335.1 变速器轴的结构尺寸335.1.1 轴的校核355.2 变速器轴承的选择405.2.1 轴承的特点406 操纵机构436.1 功 用436.2 换挡位置图436.3 变速杆的布置446.4 锁止装置456.4.1 互锁装置456.4.2 自锁装置466.4.3 倒挡锁装置46总结47参考文献48附齿轮与轴的效核程序及结果501 绪论 1.1 选题的目的和意义变速机构是除了发动机以外在汽车上的第二个重要机构，它的好坏会直接影响到车子的动力性和燃油经济性，其次，对于驾驶员来说，乘坐的舒适性也与汽车在换挡时的冲击量有关。车载人员的舒服与适应度和操作稳定度，很大一部分取决于变速器是否优良。手动变速器在质量和参数上的改进会使汽车在燃油经济性和换挡平顺性方面有进一步的提高。在轿车或货车部件的运行状态中，变速器主要有以下三个任务：1.使其传动比率发生改变，包括传动时的转速和转矩，这样可以让汽车在耗油率较低的状态下运行。 2.在发动机输出转动力矩状态不发生变化情况中，让其可以倒退运行； 3.挂入空挡的状态下，汽车在不行驶的条件下保持发动机运转，且不进行动力传输，也可以挂入不同的档位，进行不同传动比的动力传输。变换档位必须用手拨动拨叉完成，动力传递的比值发生变化，从而达到变速的目的。通俗来说，就是在驾驶过程中，我们踏下离合踏板时，才可拨得动变速杆。手动变速器的发展按照目前的状况来说，已经达到了一个顶峰，要想在机械和性能方面取得一定的突破是有一定的难度的。手动变速器相比于自动变速器来说，突出了驾驶乐趣和燃油经济高，强调了驾驶员的操控技术，在竞技赛车上广泛被引用。手动变速器造价低，与诸多车型都能有个良好的匹配，因此目前国内手动变速器在汽车市场上占得份额也比自动变速器的大，普通家庭在考虑到收入与支出情况时，选用手动变速器的车型优势明显高于搭载自动变速器的汽车。 1.2 变速器的发展趋势当今汽车变速机构按换档型式可分为手动变速器和自动变速器两种，自动变速器又可分细分为有级式（AT/AMT/DCT）和无级式（CVT），目前AT的档位数从三速到八速不等，使用较多的是四、五、六速，结构的复杂随着档位数的增加而增加，其技术含量也越高；而CVT可谓真正意义上的无级自动变速器，理论其档数在它的传动比范围内无限，比较适合中小排量乘用车；AMT有着传统机械变速器传动效率高等方面的优势，在小排量家用车和重型商用车上配备较多；DCT同时也具备了机械变速器传动效率高的优点，又没有换挡动力中断的缺陷，不过结构相对复杂，制造难度更大，有着更好的潜在发展性。对于当今科技的飞速发展和机械智能化的广泛应用，自动变速箱的可研究性得到了广泛的认可，目前市场上的自动变速器造价高，机构复杂，零件精密。不过考虑到智能化与节油出行，同时提升驾驶乐趣的情况下，DCT在未来的研发方向会更加的明确。DCT在结构上搭载着两根输入轴，及两个离合器，在进行动力的传输时，前者与后者结合在一起，邻近各档的被动齿轮交错同两输入轴齿轮啮合在一起，再配合两离合器的操控，动能传的比值变换时不会打断能量传输，间接减少换档时程，高效率提升换档质量。更重要的是这种换档方式应用于混合动力车辆更为方便，具备优异的性能和宽阔的应用前景，是一种前所未有的新技术。 1.3 变速器的设计要求 变速器设计的主要方面应包括：设置空挡，可以中断由发动机至驱动轮的动力传递；配备倒档，让汽车具备倒退行驶能力；具备动力输出装置，在适当时候可以进行功率输出；换挡迅速，省力，方便；工作可靠，使用寿命长；另外，它应具备工作效率高，工作时噪声低，外形尺寸和质量小，造价低，拆装效率维修方便等要求。 1.4 设计的内容及方法根据已有轿车的基本参数条件下，对要进行设计的变速机构加以分析包括，齿轮副，轴，同步器等，最后完成机械部装图与总装图。 （1）传动机构的分析与选择。通过对两轴及中间轴式变速器各有的特点比较，结合设计车型的特点，对传动机构的选择及布置形式进行确定。（2）变速器主要参数的选择 变速器主要参数的选择：档位数，传动比，中间距，齿轮参数等。（3）变速器齿轮强度的校核 运用计算机软件对齿轮的齿根弯曲强度及齿面接触强度效核计算。（4）轴的基本尺寸选择与强度计算。 轴的强度计算包含：轴的刚度校核和强度校核。（5）轴承的选择 变速器支撑部位的轴承选用一般是滚子轴承，参考轴径尺寸，通过轴承标准表选用适合的轴承。 2 传动机构的选择与设计 2.1 变速器传动机构布置方案 2.1.1传动机构的结构分析和形式有级变速器其结构简单，生产费用低，且零件传递动力的效率性更优于无级变速器（=0.960.98），各种不同类型的车辆上都有配备。市场上广泛出现的汽车有级变速器配备有3速到5速不同的前进挡数，载重大的汽车或者用于极限路况的越野汽车则具备更多的档位，其前进挡位数有些多达6至16个甚至20个。当选择手动机械变速器时，为了能够使结构简单质量轻且考虑到造价，通常配备5个或以下的档位数以满足家用轿车使用情况，如需要更多的档位配置，会使得其结构复杂造价高，再考虑到副变速器的情况下质量会更重。第五档位在变速器上设置的原因是为了汽车在空载和良好的路况下行驶省油且速度快而安装的，第5档又称为超速档，其传动比一般小于1（0.70.8），在与4档比较时，相同路况下行驶一定距离其发动机曲轴转数降低且零件磨损量减小，大大的提高了零件使用寿命。 三轴式变速器如图1-1所示，三轴式变速器的上半部分分别是第一轴与第二轴，且这两根轴上的齿轮又分别与位于变速器下半部分的中间轴啮合形成常啮合齿轮，这两根轴分开且又同心，当需要挂入直接档时，可直接将上半部分的轴连成一体，转矩及扭矩仅有这根连轴承载，中间轴及轴承不参与，就其结构上分析对比，传动效率比其他档位要高，且参与传动的零件少，噪声分贝降低，耐磨度也提高。图1-1图1-2为只有两根轴的变速器。在这种结构布置下零件数比三轴少了很多，正因如此，变速器的噪声因参与工作的零件数少而降低，寿命更长。二轴式变速器轿车多用于前置发动机前轮驱动方案，这种布置同时也可以使汽车质量减少6%10%，其动力系统更为紧凑，操纵性好。两轴式变速器没有中间轴，所以没有直接档，轴承与齿轮长期负载，在高档位负载更明显，负载加大噪声也随之加大，加之，低档传动比上限（ig=4.04.5）受到更大限制，消除这种缺点的主要措施目前只有相应减小高档传动比同时增加主减速比。 图1-2根据两种变速器行驶的对比，与当今轿车普片的发动机布置形式，本次设计采用两轴式变速器，发动机横置，前轮前驱形式，优点在于，构造简单，结构紧凑，零件数少，且造价更低，质量轻，更符合当今市场需求。 2.1.2倒档的布置形式图2-3运用形式较广泛的齿轮安装位置及结构方案如下。图2-3a广泛在用于设置4档同步器的轿车及微型货车中。图2-3b巧妙的应用了中间轴上的一档齿轮，使得整体轴向距离缩短，不过两对齿轮需同时啮合，难度加大。图2-3c传动比与其他方式比较更大些，但档位更换的逻辑顺序较混乱。图2-3d为前者方案上的修改，可在货车上采用。图2-3e将中间轴上的倒档齿轮与一档作为一体，同时增大其齿轮厚度。图2-3f在全部齿轮组都采用常啮合方案的变速器上采用，轴向距离降低。图2-3g所示方案。缺点是一，倒档各采用相互独立的拨叉轴，不过在壳盖上部的零件布置更加的繁杂。设置5个档位的变速机构可选择后叙的几种方案。本设计使用2-3f所示传动方案。换挡顺序合理，且本设计变速器均采用常啮合齿轮，换挡方式轻便快捷，且降低了轴向距离，故本次倒档齿轮布置在一档上方，传动比近于一档。 图2-3 边变速器倒档传动方案 综上所述，整体变速器的传动方案可从以下几种形式中选取，结构特点由图可知，其一档，倒档齿轮布置得靠近支撑端，为使轴的刚度提高，有的将倒档齿轮布置在附加壳体内的支撑旁（图2-4c）也有设置附加支承的（图2-4d），这些方式均可降低齿轮磨损与噪声，也有将高档位的同步器放置在上半部分的而档位低的则布置在下半部分（图2-4b及d），使变速器的轴向尺寸缩小。 图2-4a 图2-4b 图2-4c 图2-4d而本次设计主要采用如下图2-5所示的布置方案： 图2-5其传动路线如下：一挡：输入轴-齿轮1-齿轮2-一二挡同步器-输出轴二挡：输入轴-齿轮3-齿轮4-一二挡同步器-输出轴三挡：输入轴-齿轮5-齿轮6-三四挡同步器-输出轴四挡：输入轴-齿轮7-齿轮8-三四挡同步器-输出轴五挡：输入轴-齿轮9-齿轮10 五挡同步器-输出轴倒挡：输入轴-齿轮11-齿轮13-齿轮12-一二挡同步器-输出轴 2.2 变速器主要零件结构方案分析 2.2.1 齿轮形式齿部倾斜的圆柱齿轮在啮合旋转时存在水平轴上的力作用而且加工过程繁杂些，不过它依旧具有运转平稳，噪声低，寿命长等突出优势，因而在制造应用上广泛普及采用。在本设计中采用除倒档外均为斜齿轮的形式选择设计，而对于倒档齿轮则因其使用少且不为常啮合齿轮，所以选用普通的直齿圆柱齿轮。 2.2.2轴的结构与分析齿轮等零件一般安装在轴上，且在运行过程中产生的转矩和扭矩会传递到轴上，负载过大会使其形变量增加，影响了各部件间的配合情况，同时产生噪声。轴的形状与构造方式不仅要有足够的强度与刚度，另外还应考虑齿轮，同步器和轴承安装固定，制造生产的方法方式在期间同样有着密不可分的联系。第一轴的长度可参照离合器的总成长度，在轴上一般与主动齿轮采用硬链接，轴上的花键采用齿侧定心的矩形花键，花键齿与齿轮齿采用动配合。第二轴的形状一般为多阶梯状，各阶梯间的径向距离差别不能过大，否则在运转时易产生断裂。安装在轴上的各档齿轮间用弹性挡圈隔开，这种方式一般仅在轻型货车和轿车上采用，因挡圈在进行高负荷的工况时，会因为所产生的过大轴向力而断裂。 2.2.3轴承形式变速器在选定轴承时一般是在确定了轴的情况下根据标准选定的，轴承的形式多种，可在向心滚子轴承，向心球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承中选取。向心球轴承应用在第一轴前轴承上，后轴承多为外圈带止动槽的向心球轴承，考虑到它不仅要受到来自径向的作用力，同时也要受到由内部向外的力，考虑到安装与拆卸问题，轴上齿轮的最大径向尺寸要比置于后方的轴承座孔尺寸小。滚针轴承或圆柱滚子轴承多应用在第二根轴的前面部分，滚针轴承多应用于变速器第二轴的长啮合齿轮与二轴之间，也有采用滑动轴套的。 2.2.4 换挡机构的结构形式大多数的轿车均采用同步器换挡，这种机构在换挡时噪声低，且操作轻便，换挡迅速，上少难度低，对技巧没有要求，大大提高了行车安全性，燃料经济性，同时齿轮寿命提高，缺点是制造精度高，同步环的使用寿命低，造价高。啮合套换挡形式的变速器在结构上其轴向距离长，在驾驶要求上，驾驶员需要熟练的技术与换挡手感，就其拆装难度而言，复杂的零件与配合使其难度加大，同时，寿命较低维护成本高，目前仅应用在大中型货车上。为了使设计符合要求且能够适应当今社会的乘用车发展趋势，决定在换挡形式方面采用锁环式同步器，而倒档则采用滑动齿轮换挡。随着使用的时间，变速器轴及齿轮的磨损量增大，造成工作时的配合缺陷加大，发生脱档，为了防止脱档，采用以下措施：(1) 在结合位置时，采用越程结合，两结合齿间的结合套长度超过被结合齿如图（2-6a），或使两需要啮合的齿轮在结合的地方间隔即错位接合（图2-6b）。 图2-6（2）将挂该挡后位于接合的啮合套上的那个齿圈的受力齿侧减少0.20.3mm的厚度，如果发生档位脱离情况将会在旁边齿圈截断面处发生位移限制，阻止了档位的自动脱开（图2-6c）,较高的档位由于使用的频率高，为了防止这种情况发生，在加工上齿圈的宽度应当减少。（3）将结合齿需要参与啮合的平面在制作时制成倾斜1.52.0的倒锥侧（图2-5d），使其在工作的时候会存在阻止力矩，另一种是在制作时制成侧方位为阶梯状的结合齿轮（图2-6e），以用来防止自动脱档。 3 变速器的设计与计算 3.1 变速器主要的参数 该设计以已知车型的主要参数为参考对象，并基于该参数对车型进行设计计算，捷达轿车的主要技术参数如下表： 主减速比 3.67 最高车速 205km/h 轮胎型号 185/60VR14 最大扭矩 167Nm/4600 最大功率 102KW/6100 最高转速 6650r/min 总质量 1470kg 前轴载荷 902kg 3.1.1 档位数的确定 轿车变速器档位数的设定是根据其传动比的范围来决定的，传动比范围一般为imax/imin，由于轿车传动比范围小，所以常置3-4个档位，为了使油耗将低，档位数呈增加趋势。在两部传动比变化范围相同的轿车中，其临档传动比的大小决定了档位数的多少，临档传动比较大则档位数较少，同时其结构更为简单，但当临档传动比得比值大于1.8的情况发生时，换挡则发生困难。本次变速器的设计在考虑到结构和燃油经济方面决定采用5个档位。 3.1.2 传动比范围的确定家用轿车的传动比范围为3-4.5，此为最低档传动比与最高档传动比的比值，目前对经济燃油性的重视来说，轿车会设置一个用于在较高速度行驶时的档位通常设为5档，其传动比范围为。 3.1.3 变速器各档传动比的确定(1)最低档传动比的计算汽车最低档的传动比应根据路况要求确定，最大驱动力应能克服最大上坡阻力及轮胎与路面的摩擦力，同时由于是上坡速度慢，其空气阻力低可忽略不计，这时： （31）式中：最大驱动力； 滚动阻力； 最大上坡阻力。又 （3-2）由式（3-2）得 已知：=1470kg;=0.5;=16.7;r=0.29m;=167Nm;=3.67;=9.8m/2; =0.86;把以上数据带入式（3-2）得 式中：发动机最大扭矩； 变速器一档传动比； 主传动器传动比； 汽车总质量； 重力加速度，取9.8； 附着系数，平整路面可取 0.50.6； 驱动轮滚动半径； 道路最大上坡脚，大约为16.7度。 在挂入一档时，车轮由静态变为动态驱动力突然增大易于使车轮与地面产生滑转现象，为了防止这种情况：公式表示如下（3-3）式中:驱动轮的地面法向反力，=mg; 附着系数，平整路面可取 0.50.6.已知：m=1470kg;取0.5，将数据带入上式得因此最低档的传动比范围为2.453.96初步选取一档传动比为3.45。(2)变速器各档速比的配置 家用轿车配备4至5个不等的前进挡，过去最高档传动比一般取1，此档通常使用在三轴变速器的前进挡上，不过，现今许多轿车为使燃油经济性提高，在高速行车的工况下，避免发动机因转速过高而导致过热现象，燃油经济性因此降低等问题，而选取小于1的值为，这时候=0.8左右，初选5挡传动比为=0.8。式中q几何级数的公比； 根据公式： （3-4） 一档：取i1=3.45二档： 三档： 四档： 3.1.4 中心距的计算对于两轴变速器而言，中心距距离即为第一根轴的轴心至第二根轴轴心间距离。然而，变速器整体的外部形状和占用空间及啮合齿的接触强度会受其跨度距离的影响，轮齿啮合时产生的应力大小时根据中心距大小决定的，如果距离短则应力也就大，相对的轮齿能够参与工作的有效时限也会变短。为了能够让齿轮间的接触强度满足工作需求，选取合适的中心距会起到主要作用。根据初选中心距的经验公式计算： （3-5）式中：A-变速器中心距（mm)； -中心距系数，乘用车为8.99.3； -发动机最大输出转矩为167Nm； -变速器一档传动比3.45； -变速器传动效率，约为96%；mm根据转矩及传动比计算出的中心距在轿车变速器的适当范围内65-80mm，中心距的大小由轿车大小决定，所以初取A=75mm。 3.1.5 变速器的外形尺寸 变速器客体的径向距离主要由其轴上齿轮的直径，换挡机构形式及倒档轴的布置决定，由于是两轴变速器所以可以不用考虑倒档轴，另外，轴向大小尺寸的确定，要考虑的主要因素是档位数的多少，档位更换选取的机构以及齿轮的常啮合对数。家用型小轿车变速器的轴向距离大小的范围主要参考以下公式：因此，该轿车变速器我初选的长度为260mm. 3.1.6 齿轮参数的选择(1)模数依据变速器在选择齿轮上应符合的相关要求，符合变速器齿轮模数大小选择的常规准则为：a适当减少模数同时增加齿宽会对噪声产生一定抑制作用。b考虑到齿轮重量时，增加模数，以及减小齿厚可使重量减轻。c在加工方法与制作上，全部档位的齿轮都可以使用相同的模数。d从齿轮应该具有一定的强度上研究分析，档位的不同，其模数也不一样。由于设计对象是针对家用小型车辆，因此，减少噪声是首要问题，如果是针对货车来说，质量的减少相比于噪声的减小重要性更为的明显，所以模数应该选得大些。依照发动机排量的大小，本次设计的变速器齿轮模数可从下表中选取：由表可知，本设计的家用轿车的模数选取在范围内合适，为了降低轿车的噪声，同时增加乘坐舒适度以及齿轮啮合的平滑度，本变速器的主要齿轮选取斜齿轮，初选模数斜齿为2.5，直齿为2.75 。(2)齿形，压力角，及螺旋角可从下表中选取符合汽车齿轮的压力角及螺旋角：20度为国家规定斜齿轮压力角。如果采用角度较大的压力角，则齿轮的弯曲强度与接触强度提高，归根于根圆齿厚及节圆处渐开线曲率半径都会变大，不过齿轮在啮合的时候由于压力角变大，其齿根处的结合情况将发生变化，不跟切的概率将会增加。考虑到工艺以及效率问题，本变速器选取压力角为20度，符合国家标准规定。螺旋角也应选择合适的，螺旋角过小斜齿轮的优势功效发挥不明显，反之，过大的螺旋角会带来过大的轴向力。螺旋角与压力角的选取决定了齿轮啮合时的平稳度和齿轮接触强度的大小，当选取大的螺旋角时，齿轮在啮合工作过程中表现平稳且在运转过程中噪声低，不过选取过大的螺旋角（大于20度）齿轮工作时抗弯曲应力的能力降低，其齿轮强度会减小。初选螺旋角为：在选择齿宽时，首先应该考虑的是齿轮的强度是否因齿宽过低而降低，再者其工作的平稳性是否会受到齿宽的影响，接着考虑过大的齿宽是否会加大变速器轴向距离以及质量，齿宽的确定公式如下： （3-6）式中；Kc； -法向模数。斜齿将=7.0带入上式得直齿mm所以倒档的直齿轮的宽度取mm, =20mm, =18mm.档前进档齿轮的宽度取： =20mm, =18mm, =20mm, =18mm，=20mm ； =18mm, =20mm, =18mm，=18mm, =20mm。(3)齿顶高系数齿顶高系数大则代表着该齿轮的齿形偏长，同时由于是长齿齿轮，其在齿轮副进行啮合时平滑度与重合度大大提高，但是期间带来的问题是长时间的工作会使齿尖受到磨损，易发生齿轮跟切，通常情况下一般取在较高级的轿车上齿顶高系数会大于1，为了能使设计满足小型家庭乘用车的需求，本设计采用齿顶高系数。 3.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比计算(1)一档齿数及传动比的确定当选定中心距,模数和螺旋角后，依据公式 计算位于两根轴上的相互配对的齿轮的总齿数：由 得出 取整后得=12，=42实际传动比精确螺旋角 (2)对中心距A进行修正根据公式：修正后：取整得=75mm,为标准中心距。(3)二档齿数及传动比的确定由， ， 得出 取整后=15，=40实际传动比精确螺旋角(4)计算三档齿轮齿数及传动比由 ， 得出 ， 取整后=19，=37实际传动比精确螺旋角(5)计算四档齿轮齿数及传动比由 ， 得出 取整后=22，=33实际传动比精确螺旋角(6)计算五档齿轮齿数及传动比由 ， 得出 取整后=30，=22实际传动比 精确螺旋角(7)计算倒档齿轮齿数及传动比经过考虑，初步选取倒档轴上齿轮齿数为=26，输入轴齿轮齿数=12，为了能够不在挂入倒档时齿轮间由于间隙太小而在运转过程中发生触碰，齿轮11和齿轮13应该有足够的距离能够自由旋转，最小间隔距离为，即满足以下公式： （37）已知：,把数据带入中，齿数取整，解得：=37，则倒档的传动比为：接近于一档传动比，符合实际需求。输入轴与倒挡轴之间的距离：取整=67输出轴与倒挡轴之间的距离：取整=86(8)齿轮精度选择 依据选择要求及推荐，将所有齿轮精度选取为七级。 3.1.8 变速器齿轮的变位及螺旋角的调整所谓变位齿轮即通过改变标准刀具对齿轮毛胚的径向位置或者改变标准道具的齿槽宽切制出的齿形为非标准渐开线齿形的齿轮。变位齿轮应用在机构当中的原因：（1） 通过它的特性达到将机构缩小的预期效果；（2） 变位齿轮在齿轮啮合传动时其齿部所受到的力的承载能力可以在传动过程中提高；（3） 配凑中心距；（4） 根据其原理将受到磨损的齿轮损伤度降低。变位系数越大意味着齿轮啮合过程中产生的噪声也越大齿轮，变位系数选择应依据齿轮的档位数来确定，在低档位时应选取较高的值，例如一，二档及倒档，在高档位时应该选用较低的值。一档齿轮的变位： 已知实际中心距A 端面压力角端面啮合角 角度变位系数之和：二档齿轮的变位： 压力角端面啮合角 角度变位系数之和： 三档齿轮的变位： 压力角 端面啮合角 角度变位系数之和： 四档齿轮的变位： 压力角 端面啮合角 角度变位系数之和： 五档齿轮的变位： 压力角 角度变位系数之和： 3.1.9 计算所得齿轮参数 根据计算的档位数齿轮齿数，使用软件（六艺方圆）得出齿轮基本数据如下表（3-3）：z12421540193722333022123726b2018201820181820182020201824.1921.7124.1921.7128.550(mm)2.52.52.52.52.52.75(mm)2.7442.6992.7442.6992.8562.7520202020202021.4621.2721.4621.2722.342021.4221.2923.2821.2915.632015.955.5018.8950.3825.1048.89227.7141.5644.7332.80122637(mm)3.651.5223.3811.7043.3152.5022.8662.2203.1834.4552.752.752.75(mm)2.1474.2832.3294.0662.2823.0952.8453.4915.0803.0803.1253.1253.125(mm)32.921112.22240.498107.94452.12495.50559.39789.09585.68362.83433.09971.50(mm)40.237118.26547.260111.40258.755101.50965.12893.53492.05071.74440.70105.0577.0(mm)28.627106.65535.83999.98147.56190.31553.70782.11475.52355.21728.32592.67564.6250.391-0.4630.318-0.3520.3370.0120.112-0.146-0.781-0.2730000.1570.1260.1490.1330.1440.1330.1400.1410.1330.1440.1200.1560.126注：直齿圆柱齿轮： 斜齿圆柱齿轮：齿顶高=（）； 端面模数=/；齿根高=（+ ）； 分度圆直径=； 齿顶高系数=1.0； 齿顶圆直径=+2 ； 顶隙系数=0.25； 齿根圆直径=-2.5； 齿顶圆直径=+2； 全齿高=+=2.25；分度圆直径= ； （其它可根据直齿齿轮的公式来计算） 全齿高=+ ； 齿根圆直径=-2 3.2变速器齿轮强度校核 3.2.1齿轮材料的选择（1）齿轮损坏的原因形式每种齿轮的材料根据其齿轮使用的环境而进行选用，齿轮在工作过程中，在齿根部会因载荷作用而产生弯曲应力，当齿轮的负载过大时，其材料的需用应力不足以与因其载荷过大而在齿根部产生的弯曲应力抗衡时，齿轮齿部发生折断，在表面折断处会出现突然断裂具有的粗粒状。长时间反复性的承载力矩会使齿根受拉面的最大应力出现疲劳裂缝扩展到一定的深度后产生断裂。它的表现形式为疲劳裂缝破坏断处呈光滑表面，而在短时间内折断的粒面。这种弯曲断裂会出现在低档小。齿面点蚀常发生在变速器较高档位的齿轮上，这是一种因疲劳接触而产生的损坏。当接力变现为脉时，齿轮面在这种长久性的施加力下会慢慢出现许多和齿轮面形成一定锐角的裂缝，当齿轮副在工作时会产生一定的相互力作用，使得在其断裂的接缝处润滑油的压力变高，断裂处形成的缝隙发生扩展，导致其发生剥落结果齿轮面出现像扇子形状的密密麻麻的小点，称为点蚀。（2）齿轮材料的选择原则达到工作条件标准。齿轮工作时的环境大多不同，齿轮的传动大小在不同的环境是不一样的，因此对于材料的要求应根据其传动的大小作为材料选取的参考依据，通常针对常见的传动性齿轮，它的表面应有足够的强度和耐性，也应具备较好柔韧。 材料配对选择的合理性。在高旋转工作时，如果齿轮组上的齿轮材料硬度存在极大的误差，硬度高些的小齿轮会对硬度低些的大齿轮会有较为显著的冷化效应，从而提升了大齿轮的疲劳极限。 加工工艺及热处理工艺。铸毛胚通常在较大的齿轮上使用，齿轮材料可在铸钢或者铸铁中选取。锻造毛胚应用在对材料要求标准较高的小齿轮上，可使用锻钢工艺法制造。圆钢做毛胚通常应用在尺寸小且要求不高的齿轮上。齿轮表面的硬化方法有：渗碳，氮化，表面淬火。就常持续啮合传动的齿轮组而言，易因其接触磨损大而产生接触疲劳，因此所有齿轮材料都选用，通过渗碳后冷却到限定温度淬火，然后降低温度，获得高碳，表面耐磨性提高，硬度高，心部依旧具有良好韧性；淬火和低温回火原因是得到马氏体组织后变化成回火马氏体，符合性能要求。齿面硬度为5862HRC，心部为3045HRC。 3.2.2变速器齿轮弯曲强度校核 （38） 式中： 圆周力（N）， ; 计算载荷（N.mm); 节圆直径（mm）, 斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，=1.50； 齿面宽（mm)； 法向齿距，=； 重合度影响系数，=2.0. 图31 齿形系数图 综合上面相关参数数据然后代进公式，汇编出新公式： 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850，而乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350范围。通过计算而得出的数据都在标准许用范围内。 3.2.3齿轮接触应力计算齿轮接触应力：=0.418 （310）式中：为轮齿的接触应力（）；F为齿面上的法向力（N）， ；为圆周力（N），F1=2Temax/d；Temax为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径（mm）；E,榻胯疆鐨勬潗鏂欓夌敤20CrMnTi,查资料得其；B齿轮接触的实际宽度（mm）； 、，直齿轮 、，斜齿轮 ， ； 、主、从动齿轮节圆半径（mm）。表3-4变速器齿轮的许用接触应力（齿轮计算校核结果附在说明书后）4 同步器 同步器广泛应用于常见的使用齿轮传动作为变速原理的变速器，可以防止换挡过程中齿轮的硬性结合带来的冲击，降低噪声，使齿轮能够使用更长的时间，换挡效率也更高。如今采用最多的是惯性式同步器，常压式同步器在今天已经被淘汰掉了，在构造上虽说它比较的简单，但是就换挡保持一致性而言，它不能在旋转速度角达到一致的情况下进行。惯性式同步器在进行换挡时，必须要保证角速度在达到一致的情况下进行，否则它无法完成换挡。惯性式同步器的分类很多，它们的构造大多不同，但是不管是锁环式，锁销式，滑块式，多片式，还是多锥式，都有着相同的摩擦件，锁止件及弹性元件。大中型货车由于其变速器轴向尺寸长，多采用锁销式同步器，且这种类型的同步器结构简单，摩擦锥面平均半径大及零件数少。锁环式同步器能比较稳定的在大多数工况中传递动力且零件耐用度高，由于在构造上零件分布位置的原因，它的转动力矩容量较小，其损坏的原因主要是锥环由于长期的摩擦导致零件上的齿端受到损坏，因此，大多运用在轿车及小中型货车上。考虑到设计是针对家用轿车变速器，于是决定将锁环式同步器应用在换挡机构上。其结构如图4-1所示： 4.1 锁环式同步器工作原理如图（4-2），这种同步器的换挡原理为：定位销和锁环在更换档位的力作用于啮合套下位移至锁环的锥形面处，轴向力作用下和位于结合齿上的锥形面贴住。此后，由于摩擦力矩因两锥面上的角速度不同而产生，导致两锥面间存在角速度差，锁环相对啮合套和滑块因其摩擦力延弧线偏移一定距离，并且将滑块定在某一位置。接着，位于啮合套的齿轮端部和锁环齿轮端部上的锁止面两者相触碰（图4-2b），进行位移的啮合套行动被限制，换档过程第一步完成。将因挤压而持续靠在锥形面上的锁环，在受到力的施加下使摩擦的力矩增大。同步过程在齿轮与锁环的角速度逐渐靠近至相等的瞬间结束，完成换档过程的第二步工作。由于摩擦而产生的力矩在此后减为0，且拨动锁环的力存在，在力的作用下，锁环回到原来的位置，互相锁止的两个面分离，接着同步器能够进行移动，需要结合的两个部件上的结合齿相互啮合(如图4-2d)，完成同步换档。 4.2 主要参数的确定 4.2.1 摩擦因数为了让换挡齿轮与转矩作用在轴上产生的角速度能够同步，摩擦因数在其中有着很大影响，为了能够让换挡轻便且同步器达到同步的时间减少，可以取较大的值；小则相反，同步功能也会因为这点而消失。 4.2.2 同步器的主要尺寸确定（1）同步环锥面上的螺纹槽螺纹槽螺线的设计与其磨损速度的快慢有着直接的联系，如果顶部设计得窄些的话，接触面的压强会受到影响，磨损的速度会快些，不过就刮油的效果来说还是不错的，刮油的部分位于摩擦锥面间。试验还证明：螺纹的齿顶宽摩擦因数的高低受螺纹的齿顶宽直接作用，齿轮顶部宽度过大，摩擦因数会因齿轮顶部的损耗而降低，更换档位比较困难。为了让油继续保存在螺纹之间的空档处，螺纹槽还应设计得较大一点，如果螺纹间距过大又会让接触面间的间隙变小，使得磨损的速度更快。图4-3a在较轻或者中等的载货车辆上采用；图4-3b则适用于重型汽车。图4-3同步器螺纹槽形式（2）锥面半锥角如果太小摩擦锥面将会出现自动锁死的情况，为了防止这种情况发生tan。一般=68。=6时，所受到的摩擦力会更大，如果此时摩擦锥面上存在加工不平或因工作情况造成的磨损很可能会阻碍其恢复；在=7这种因零件本身问题而存在的状况发生率较低。因此为了符合设计的同步器可能出现这种情况，采用=7（3）摩擦锥面平均半径R如果以两锥面间产生的摩擦力大则工作效率好为前提，则R的