毕业设计（论文）-汽车变速器的设计.doc

摘 要货车作为一种常用的商用车，已在现代的社会中占有举足轻重的地位。人们的衣食住行的便利，都有货车运输方面的功劳。社会经济的发展，人们生活水平的提高更需要货车的运输，货车已成为一个国家乃至整个世界不可缺少的一样运输工具。变速器是汽车传动系统结构中最重要的部分之一，汽车的前进、后退，增速、减速都要靠变速器传动来实现。而且变速器在汽车的动力性和燃油经济性上也有很重要的影响。本设计主要是齿轮的尺寸计算及校核，轴的尺寸计算和位置的确定，选择设计满足其承载能力的同步器。另外，针对齿轮作用力的不同，在不同的轴上选择合适的轴承。利用软件AUTCAD完成变速器总成图、第一轴、第二轴、中间轴、各个挡齿轮及同步器的设计。随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也越来越高。通过对载货车变速器的设计，我了解到变速器在汽车结构中具有着重要的作用，因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。 目 录摘 要IAbstractsII目 录III第一章 绪论1第二章 变速器的概述及其方案的确定32.1 变速器的功用和要求32.2 变速器结构方案的确定32.2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择32.2.2 倒挡传动方案42.3 变速器主要零件结构的方案分析52.3.1 齿轮型式52.3.2 换挡结构型式52.3.3 变速器轴承5第三章 变速器主要参数的选择63.1 挡数和传动比63.1.1 挡数63.1.2 传动比范围63.2 中心距A63.3 外形尺寸73.4 齿轮参数7第四章 变速器主要零件的设计及校核114.1 各挡齿轮齿数的分配114.1.1 确定一挡的齿数114.1.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数124.1.3 确定其他各挡齿数：124.2 齿轮的损坏形式144.3 齿轮强度验算144.3.1 直齿轮弯曲应力144.3.2 斜齿轮弯曲应力164.3.3 轮齿的接触应力164.4 轴的设计及强度计算184.4.1 轴的设计184.4.2 确定轴的尺寸194.4.3 第二轴校核214.4.4 中间轴的校核：24第五章 同步器的设计及校核265.1 同步器的结构2675.2 同步环主要参数的确定275.2.1 同步环锥面上的螺纹槽275.2.2 锥面半锥角285.2.3 摩擦锥面平均半径R285.2.4 锥面工作长度b285.2.5 同步环径向厚度305.3 同步器的尺寸计算及校核315.3.1 同步环结构参数及尺寸的确定：315.3.2 一倒挡，二三挡同步器校核31第六章 变速器的操纵机构32结 论33致 谢34参考文献35 第一章 绪论改革开放以来,中国汽车工业的发展驶入了快车道，汽车产量不断飙升,1971年、1988年、1992年和 2000年分别突破10万辆、50万辆、100万辆和 500万辆，己成功跻身世界汽车四强之列。随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路高等级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分。19802001年，我国汽车消费量年均增长高达18，特别是进入九十年代以后，国内汽车产量以l2年递增10万辆的速度高速增长，目前在汽车市场的比重己超过30，成为我国汽车需求增长的重要拉动力量。大力发展公共交通，“鼓励汽车进入家庭”己经被党中央写入“十五计划”。载货车更是必须发展的项目之一。国家经贸委提出，“十五”期末我国汽车产量要达320万辆左右，力争到2010年使之成为国民经济的支柱产业。规划预计到2010年，轿车产量为 110万辆左右；汽车工业增加值为 1300亿元，占国内生产总值 1左右，汽车产品基本满足国内市场需求。载货车市场的运行情况，既是反映国民经济走势的一面镜子，又是判断市场需求变迁的重要依据。近年以来载货车在市场上表现出强劲的开拓力，尤其以重卡最为亮点，深层原因得益于中央扩大内需的拉动。中央政府为确保国民经济持续快速发展，采取了一系列财政、货币政策，并加大对基础设施建设的投资力度，为载货车创造了趁势而上的市场环境，提供了难得的发展机遇。 我国货车工业发展始于50年代。1950年，济南汽车制造厂仿捷克“斯柯达”生产出第一辆“黄河”牌8 吨货车；1965年后，基于国防建设的需要，国家先后投资4 亿元在四川和陕西建设了两个军用越野车生产基地。各地在仿制黄河车的基础上，也生产了许多种不同型号的重卡产品。70年代，我国重型汽车产量徘徊在数千辆的基础上，而且产品性能落后、质量低、可靠性差，无法满足国民经济发展建设的需要。70年代，我国共进口重型汽车 9万多辆，而同期产重型汽车产量仅为3.6 万辆。90年代初，东风集团引进日本产驾驶室、美国康明斯发动机等先进总成，开发出8 吨平头货车；一汽集团引进德国道依茨发动机开发了9 吨平头货车，其生产能力和规模都在1 万辆左右。1993年，国产重型汽车销量达到历史最高水平为3.82万辆。目前，我国民用重型汽车总保有量约80万辆（进口和国产大约各占一半）；我国重卡市场年需求量约10万辆，其中重汽集团、东风集团、一汽集团和北方公司的产品占绝大多数；进口车中日本车居多。随着我国各大港口集装箱吞吐大幅度上升，国家在“九五”期间兴建的9条集装箱运输通道，交通部门为提高运输业的效率和效益规划在全国建设45个货运中心，无疑都是载货车辆在集装箱和零散货物运输中发挥作用的大好机会。最新数据统计，2008年1-7月份货车市场累计完成销售900933辆，比同期增长25.7%。1-7月份，重卡市场呈现“高速”增长态势，重卡前七甲市场增长相对较快；重卡市场“新军”也是积极开疆扩土，销量迅速提升；1-7月份，我国中型货车市场累计完成销售80395辆，比同期增长8.83%；我国轻型货车市场累计完成销售593465辆，比同期增长19.57%；我国微型货车市场累计完成销售172625辆，比同期增长18.79%。可见随着国民经济的发展，货车的需求量越来越大，发展前景相当乐观。随着社会经济发展速度越来越快，世界石油的越来越紧张，全球不可再生资源逐渐减少。今后载货车发展的主要趋势是：大吨位、高功率、低污染、专业化运输，并在经济性、动力性、安全性、舒适性、可靠性方面有所提高，特别要适应未来的交通法规，满足未来更加严格的环保要求。现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源,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。所以，在汽车传动系中设置了变速器。汽车变速性能也直接影响汽车燃油经济性，所以要设计一个运输生产效率高、燃油经济性好，具有明显的社会效益和经济效益的变速传动系统。本论文将根据汽车变速性能的特点以及实际的需求设计一个手动式载货车变速器。第二章 变速器的概述及其方案的确定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，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的基本设计要求：1、保证汽车有必要的动力性和经济性。2、设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3、设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4、设置动力输出装置。5、换挡迅速、省力、方便。6、工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7、变速器应有高的工作效率。8、变速器的工作噪声低。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、拆装容易、维修方便等要求1。2.2 变速器结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。2.2.1 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、挡位数及各挡的传动比，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。在本次设计中，已经给出传动比的相关参数：，=2.995，=1.671，=1，=0.786。 在本次设计中有5个前进挡，1个倒挡。优点实现迅速、无声换挡。采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比为0.786的超速挡，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。本设计采用的中间轴变速器，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是中间轴式变速器的主要优点。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动比，这是中间轴轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接挡外其他各挡的传动效率有所下降。2.2.2 倒挡传动方案图2.1为常见的倒挡布置方案。本设计采用图2.1f所示的传动方案。因为图2.1f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。图2.1b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2.61c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2.1d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.1c所示方案。图2.1e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。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2.1g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。图2.1 变速器倒挡传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，变速器的低挡与倒挡，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，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮2。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、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。2.3.1 齿轮型式本设计即除倒挡外，均采用斜齿轮传动。因为与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点。2.3.2 换挡结构型式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。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。2.3.3 变速器轴承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。在本设计中第一轴后轴承采用球轴承。变速器第二轴后轴承按直径系列采用圆柱滚子轴承。中间轴前轴承采用圆锥滚子轴承。中间轴后轴承也采用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承具有直径较小、宽度较宽因而容量大可承受高负荷等优点2。第三章 变速器主要参数的选择3.1 挡数和传动比3.1.1 挡数本次变速器设计为5个前进挡，1个倒挡。5个挡多适用于商用车变速器。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。3.1.2 传动比范围本设计任务书中已给的传动比为： 传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。3.2 中心距A对中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定2。初选中心距A时，可根据下述经验公式计算 （3.1）式中，A为变速器中心距（mm）；KA为中心距系数，乘用车：KA =8.99.3，商用车：KA=8.69.6，多挡变速器：KA =9.511.0；此设计中取KA=9.1, 为发动机最大转矩（Nm）；任务书中已给出，为变速器一挡传动比；，g为变速器传动效率，取96%。 轿车变速器的中心距在6580mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。本设计是轻型载货汽车的变速器，经过计算在所要求的范围内。3.3 外形尺寸轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用： 四挡 （2.22.7）A 五挡 （2.73.0）A 六挡 （3.23.5）A 所以本设计壳体的轴向尺寸为:3.4 齿轮参数3.4.1 模数的选取“模数”是指相邻两轮齿同侧齿廓间的齿距t与圆周率的比值(mt/)，以毫米为单位。模数是模数制轮齿的一个最基本参数。应该指出，选取模数的时候要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，要选取较小的模数，因为可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减小齿轮噪声，所以为了减小噪声应合理减小模数同时增加齿宽，从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑各挡齿轮应该选用不同的模数，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。所选模数值应符合国家标准的规定。变速器齿轮模数范围大致如下：微型、普通级轿车 2.252.75 中级轿车 2.753.00 中型货车 3.504.50 重型货车 4.506.00本设计为：一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 倒挡 3.4.2 压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对于商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。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。本设计中压力角选为，同步器的压力角选为30。3.4.3 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，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；从而提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少负荷提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。中间轴上的齿轮螺旋方向一律取为右旋，则第一轴、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。倒挡设计为直齿时，在这个挡位上工作时，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为挡位使用的少，所以也是允许的），而此时第二轴上没有轴向力作用。根据图3.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： Fa1=Fn1tan1 （3.2） Fa2=Fn2tan2 （3.3）由于，为使两轴向力平衡，必须满足 式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；Fn1、Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；r1、r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。斜齿轮螺旋角选用范围： 轿车变速器： 两轴式为2025 中间轴式为2234 货车变速器：1626 所以选各挡螺旋角： 图3.1 中间轴轴向力的平衡3.4.4 齿宽在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时齿宽受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时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并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m（mn）的大小来选定齿宽b：直齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.08.5 啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（24）mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。 本设计各挡齿宽为：倒挡 取值为26mm一挡 取值为26mm二挡 取值为26mm三挡 取值为23mm 四挡 取值为23mm五挡 取值为21mm3.4.5 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，并认为齿轮上受到的载荷集中作用到齿顶上，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，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00本设计齿顶高系数选为1.00第四章 变速器主要零件的设计及校核4.1 各挡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挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。 图4.1 变速器简图4.1.1 确定一挡的齿数一挡传动比： 中间轴上小齿轮的最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的影响，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸和齿轮齿数都要统一考虑。因本设计是轻型载货汽车中间轴一挡齿轮齿数选为14，螺旋角选为22。一挡为斜齿 4.1.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数常啮合齿轮传动比: 得出 4.1.3 确定其他各挡齿数：1、 二挡 得出 得出 重新确定螺旋角 2、 三挡 得出 根据 得出 重新确定螺旋角3、 五挡 m n=3.25 得出 得出 重新确定螺旋角 4、 倒挡倒挡选用直齿圆柱齿轮。取中间轴倒挡齿轮 倒挡轴齿轮 得 倒挡轴与中间轴的中心距 第二轴与倒挡轴的中心距 4.2 齿轮的损坏形式齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。轮齿折断分以下两种情况：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，一对相互啮合，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挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏3。4.3 齿轮强度验算4.3.1 直齿轮弯曲应力1、 直齿轮弯曲应力 （4.1）式中：-弯曲应力（MPa）； -一挡齿轮10的圆周力（N）， ；其中为计算载荷（Nmm），d为节圆半径 -应力集中系数，可近似取1.65； -摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；b-齿宽（mm），取20 t-端面齿距（mm）； y-齿形系数，如图4.1所示。 图4.1 齿形系数图因为齿轮节圆直径d=mz，式中z为齿数，所以将上述有关参数带入（4.1）后得 （4.2）1、 倒挡轴齿轮弯曲应力（从动齿轮）4.3.2 斜齿轮弯曲应力 （4.2）式中，圆周力（N）, =2/d；为计算载荷（N.mm）；d为节圆直径（mm），d=（z）/cos，为法向模数；为斜齿轮螺旋角；为应力集中系数，=1.50；b为齿面宽（mm）；t为法向齿距（mm），t=；y为齿形系数，可按当量齿数在图4.1中查得；为重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数代入（4.2），整理后得到斜齿轮弯曲应力为 （4.3）当计算载荷 取作用到变速器第一轴的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，需用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。一挡：(主动齿轮)依据计算最低挡齿轮的弯曲应力，符合要求，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。4.3.3 轮齿的接触应力 （4.4） 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（25）；-齿轮螺旋角（）；E-齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；b-齿轮接触的实际宽度，20mm；-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮： （4.5） （4.6）斜齿轮： （4.7） （4.8） 其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：表4.1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡 19002000 9501000常啮合齿轮和高挡 13001400 6507001、 齿轮接触应力因为常啮合齿轮的接触应力是最大的，若常啮合齿轮满足需用接触应力的话，其他档齿轮接触应力均满足：所以四档齿轮接触应力为： 经过计算得出的接触应力在变速器齿轮的许用接触应力范围内，所以都满足要求。所以其他各档位均满足。4.4 轴的设计及强度计算4.4.1 轴的设计第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算是仅算轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不计算。第一轴如图4.2所示：图4.2 变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。如图4.3 图4.3 变速器中间轴 4.4.2 确定轴的尺寸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、换挡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：第二轴和中间轴的直径初步选定 （4.9）取中部直径为55mm。第一轴： （4.10）式中，K为经验系数，K=4.04.6；-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：中间轴： d/L=0.160.18； L=(306344)mm10第二轴： d/L=0.180.21； L=(262306)mm。 第一轴传递的转矩：第二轴传递的转矩：一挡： 二挡： 三挡： 四挡： 五挡： 倒挡： 中间轴传递的转矩 11变速器齿轮在轴上的位置如图4-4所示时，若轴在垂直面内的挠度为，在水平面内挠度为和转角，可分别用下式计算： （4.11） （4.12） （4.13）式中,E为弹性模量（Mpa），E=；I为惯性矩（mm）；对于实心轴， d为轴的直径（mm）,花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上的作用力距支座的距离（mm）；F为支座间的距离（mm）。轴的全挠度为：轴在垂直面和水平面内的挠度的允许值为齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。与中间轴齿轮常啮合齿轮的第二轴上的齿轮，常通过滚针轴承装在轴上，能增大轴的直径，因而是轴的刚度增加4。 图4.4 变速器轴的变形简图 4.4.3 第二轴校核1、 倒挡处：倒挡轴受力图如图4.5所示 （414） （415） （416） （1）轴的刚度验算 图4.5 倒挡处轴的受力图 E= d=50mm I= 轴向力：径向力： 转角：轴的全挠度：（2）轴的强度验算求：支承力, 根据力矩的平衡得： 水平面： m- 垂直面： 满足要求。2、 一挡处：一挡处受力图如图4.6所示：a=180F230b=50AB图4.6 一挡处的受力图（1）轴的强度验算 已知得： 水平面：垂直面： 满足要求。（2）轴的刚度校核： 根据上面计算得： 压力角=20 螺旋角=22径向力： 轴向力： 轴的全挠度：所以根据上面计算可得：第二轴的刚度和强度都满足要求。4.4.4 中间轴的校核：1、倒挡处：如图4-7：a=180F230b=50AB图4-7 中间轴倒挡位置的受力图倒档的强度校核： 已知：T=633333.3N.mm b=56.25mm m-30=0 30=167131 2、一挡处：如图4-8：175.375F61.125A236.520.875F常图4-8 中间轴一挡位置的受力图轴的强度校核： 已知： 螺旋角30 一档的螺旋角22 F=2T30/ =20894.58N 30=1587.176 满足要求。根据上述计算可知中间轴的强度满足要求。第五章 同步器的设计及校核5.1 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： 图5.1 锁环式同步器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-结合套如图（5.1），此类同步器的工作原理是：换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，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（图5.2b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一阶段结束。换挡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，完成换挡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挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图5.2d），完成同步换挡。图5.2 锁环同步器工作原理锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。5.2 同步环主要参数的确定 5.2.1 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5.3a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。本设计取轴向泄油槽为9个，槽宽3mm。 图5.3 同步器螺纹槽形式5.2.2 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。5.2.3 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一挡、倒挡，二挡、三挡均为50mm，四挡和五挡取R为35mm.5.2.4 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一、倒挡，二、三挡b=10mm，四、五挡取b=8mm。5.2.5 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6。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5。本设计中同步器径向厚度取12mm和16.5mm。5.2.6 锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。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30。5.2.7 装配间隙应使啮合套端面间隙应大于滑块端面间隙，否则会使锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以通过同步环，而使同步环失去锁止作用。5.2.8 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：对轿车变速器高挡取0.150.30s，低挡取0.500.80s；对货车变速器高挡取0.300.80s，低挡取1.001.50s。在本设计中变速器高档取0.6s，低挡取1.3s。5.3 同步器的尺寸计算及校核5.3.1 同步环结构参数及尺寸的确定：同步环结构参数的确定：如图5.4所示图5.4 同步环简图D分度圆直径 同步环大端直径同步环锥面角B同步环锥面宽 = 2R + Btg （5.2）考虑到同步环本身的强度和刚性，根据统计数据和经验，设计时可按下式初步确定同步环接合齿分度圆直径：D = /0.80.85 （5.3）考虑到同步环的散热和耐磨损，提供足够大的锥面面积。设计时推荐按下述经验公式确定同步锥面宽B：B = （0.250.40）R （5.4）B = 0.25R5.3.2 一倒挡，二三挡同步器校核取 R=45mm另外设换挡时作用在变速器手柄上的法向力为(对乘用车和客车，取;对货车，取)，变速器手柄到啮合套的传动比为，则作用在同步器摩擦锥面上的轴向力F应为式中，为换挡机构的传动效率7。由此可计算得工作面上的摩擦力距为：式中，为有摩擦力矩产生的，用来防止过早换挡的力，r为锁止面平均半径。 即 所以保证锁止和滑动齿套不能继续移动。第六章 变速器的操纵机构根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡。变速器的操纵机构应当满足如下要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自