毕业设计（论文）-6档手动变速器论文设计.doc

淮阴工学院毕业设计说明书（论文） 第 32 页 共 32 页1 引言11 本次设计的目的和意义汽车被称为“改变世界的机器”。1894年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器至今，汽车变速器已经经过了一百多年的发展3。随着经济和科学技术的不断的发展，21世纪，汽车工业已经成为中国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统部件的设计需求旺盛。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。经过这几年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业之即，进行了对五档手动变速器的设计。毕业设计是对每个大学生进行知识掌握与实际运用的一次大检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。通过本次设计，我将进一步巩固所学的知识并为以后参加工作打下良好的基础。12 变速器的发展现状近10年来，我国汽车变速器行业随着汽车工业的快速发展而不断发展壮大，形成了一批具有规模的变速器企业。绝大多数国内的变速器企业在引进消化吸收国外先进技术方面取得了突出成绩，并不断坚持自主创新，打造我国自主品牌、开发核心技术，在手动变速器领域，尤其是在重型车用和微型车用手动变速器上，涌现了大量自主创新的产品。 在中国手动变速器仍然有很大的市场。具体有两个原因：首先，目前国内企业已经基本掌握对手动变速器的开发，而且在生产方面也积累了长期经验，所以在一定程度上加大了手动变速器的价格优势；另外，绝大多数中国驾驶者在学车时就用的是手动车，他们更加享受手动车带来的驾驶乐趣。因此在国内很多人都选择维修保养成本低，能够带来驾驶乐趣，传动效率比自动变速器高的手动变速器。 目前，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。而2002年，在美国和加拿大市场出售的汽车中，还有10%配备的是手动变速器。同样地情况也发生在欧洲市场，原本是手动变速器的市场，不断被自动变速器占领。欧洲汽车制造商将诶经销商协会目前统计的数据显示，在英国现在配备自动变速器的汽车占汽车总量的15%。而5年前，这个数字是13.5%。从1996年到今天这几年了，重卡中自动变速器的比例已经从5%上升到18%。13 本次设计面临的主要问题手动变速器作为常见的变速器，其换挡操作遵从驾驶者的意愿、结构简单、故障率相对较低，价格低4。近年来，随着汽车工业的发展、车辆设备性能、结构变化导致车辆传动部的润滑条件较过去更为苛刻：（1）齿轮箱体积更小。由于使用者对燃油经济性要求提高、汽车制造商提高了后桥及变速器传动功率密度、使齿轮箱内润滑容量变小，齿轮温度和负荷提高。（2）空气动力学设计改进。采用空气动力学设计可以有效提高燃油经济性，但同时使后桥受变速器周围的空气流速降低。（3）缓冲器的使用。容易在齿轮齿尖产生剥坑。（4）同步器的广泛应用。在同步耐久性、抗点蚀、抗擦伤性能上对变速器油提出了更高的要求。本次设计参数：最大扭矩（N）：155 最大扭矩转速（rpm）：3800 最大功率（kw）：75最大功率转速（rpm）：52002 变速器的总体方案设计21 变速器的功用及设计要求器变速用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力1。需要时，变速器还有动力输出功能。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5）换挡迅速、省力、方便。6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。7）变速器应当有高的工作效率。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。22 变速器传动结构布置方案的确定机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等有点，故在不同形式的汽车上广泛应用2。2.2.1 三轴式变速器与两轴式变速器现代汽车大多都采用三轴式变速器。三轴式变速器如图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（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档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。图1 轿车三轴式四档变速器1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴2.2.2 传动布置方案的比较图2为中间轴式五档变速器传动方案。它的特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。图2（a）所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图2（b）、（c）、（d）所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-4（d）所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 图2 中间轴式五档变速器传动方案以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。2.2.3 倒挡布置方案图3为常见的倒挡布置方案。图3（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3（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3（d）所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图3（c）所示方案。图3（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3（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3（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3（f）所示的传动方案。图3 变速器倒档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。23 零、部件结构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6。2.3.1 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。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，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。2.3.2 换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时因变速器内个传动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡外已很少使用。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，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。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸等缺点，但仍然得到广泛应用。2.3.3 自动脱挡 自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为了解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：1） 将两接合齿的啮合位置错开，如图4所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约1-3mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。2） 将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3-0.6mm），这样，换挡后啮合 图4 防止自动脱挡的结构措I套的后端面被后齿圈的前端顶住，从而阻止自动脱挡，如图5所示。3） 将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜），使 接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图6所示。这种方法比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。此段切薄图5 防止自动脱挡的结构措II图6 防止自动脱挡的结构措III汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承承受结构受限，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。由于变速器向轻量化方向发展的需要，要求减小变速器中心距，这就影响到轴承外径的尺寸。为了保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难时必须由后端轴承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而后端采用外圈有挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620mm。3 变速器主要参数的选择31 挡数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。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，同时操纵机构发扎，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。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个挡，本设计也采用5个档位。 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.70.8.影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速锁要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面见的附着力、主减速器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5.88.0之间，其他商用车则更大。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5。故有 （1）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 （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）求得的变速器I档传动比为： （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 1800kg； rr=337.25mm； Te max=155Nm； i0=4.782； =0.95。根据公式（4）可得：igI =4.22。五档为直接档，传动比取=1。中间档的传动比理论上按公比为： （5）的等比数列，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：=1.43。 故有：32 中心距 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对齿轮的接触强度。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。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。初选中心距A时，可根据下述经验公式计算： （6） 式中 A为变速器中心距（mm）；K A为中心距系数；乘用车，K A =8.99.3；商用车，K A =8.69.6；多档主变速器，K A =9.511；为发动机最大转矩（N.m）；为变速器一挡传动比； 为 变速器传动效率，取。故可得出初始中心距A= 79mm。33 外形尺寸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。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：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。34 齿轮参数3.4.1 模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，见表1。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表1 汽车变速器常用齿轮模数第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm.选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn （7）其中=155Nm，可得出mn=2.5。一档直齿轮的模数mmm （8）通过计算m=3。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都取相同，轿车和轻型货车取2.03.5。本设计取2.5。 3.4.2 齿形、压力角、螺旋角和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2选取12。表2 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角车型齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545一般货车 GB1356-78规定的标准齿形202030重型车同上 低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于噪声低；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。实际上，因国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等。但普遍采用30压力角。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取30。斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。在齿轮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。在选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮的螺旋方向一律取为右旋，第一、第二轴上的的斜齿轮应取为左旋，其轴向力经轴承盖作用到壳体上。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用:乘用车变速器：两轴式变速器为2025中间轴式变速器为2234货车变速器：1826本设计斜齿轮螺旋角取30。在选择齿宽时，应该注意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。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 ， 为齿宽系数，取为4.58.0斜齿 ， 为齿宽系数，取为6.08.5 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。35 各挡齿轮齿数的分配在初选了中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数8。下面以图7 所示的五档变速器为例说明分配齿数的方法9。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。3.5.1 确定一挡齿轮的齿数一档传动比 （9）为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和: （10）其中 A =79mm、m =3；故有=53。乘用车中间轴式变速器一挡传动比 图7 五档变速器示意图=3.53.8时，中间轴上一挡齿轮的齿数可在=1517之间选取，本设计取17， 一挡大齿轮齿齿数用=36。 3.5.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（9）求出常啮合齿轮的传动比 （11）而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 （12）由等式（11）和（12）求得=18，=35。则根据式（9）可计算出一档实际传动比为：。3.5.3 确定其他各档的齿数二挡齿轮是斜齿轮，传动比 （13） （14） 由等式（13）和（14）求得=32，=21.按同样的方法可分别计算出：三档齿轮=28，=25；四档齿轮=23，=30。3.5.4 确定倒挡齿轮齿数一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为相近，本设计中，倒挡传动比取=4，倒挡传动齿轮的齿数与一挡主动齿轮相当，取=16；倒挡齿轮的齿数，一般在2123之间，本设计取=23. 由 （15）得到=32。中间轴与倒档轴的中心距49 （16）而倒档轴与第二轴的中心距=88 （17）36 齿轮变位系数的选择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。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。有几对齿轮安装在中间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，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。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。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数 （18）式中 Z为要变位的齿轮齿数。4 变速器的设计与计算变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。轮齿折断发生在下述集中情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，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。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于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剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。41 轮齿强度计算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。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10。本设计所选择的齿轮材料为40Cr。4.1.1 轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力 （19） 式中，为弯曲应力（MPa）；为一档齿轮10的圆周力（N）， ；其中d为节圆直径， 为计算载荷（Nmm）。为应力集中系数，可近似取1.65； 图8 齿形系数图为摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； 为齿宽（mm），取20 为端面齿距（mm）；y为齿形系数，如图8所示。由于， 将上述有关参数代入（19），得 （20）中间轴上的计算扭矩为： （21） 由式（20）计算得出 （22）同理可得，=当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应力在400850MPa之间。因此，上述计算结果均符合弯曲应力要求。（2）斜齿轮弯曲应力 （23）式中，为圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）; 为节圆直径（mm）, ,为法向模数（mm）；z为齿数；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）；y为齿形系数，可按当量齿数在图8中查得11；为重合度影响系数，=2.0。将上述参数代入式（23），整理后得到斜齿轮弯曲应力为 （24） 由式（24）计算得出 （25）= 同理可得，=209.08依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档：=247.80=267.62四挡：=207.59=189.13五挡：=313.27=223.02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范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。4.1.2 轮齿接触应力计算 （26） 式中 ，为轮齿的接触应力（）；为齿面上的法向力（N），；为圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）;为节圆直径（mm）；为节点处压力角（）；为齿轮螺旋角（）；为齿轮材料的弹性模量（），为齿轮接触的实际宽度（mm）；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮、，斜齿轮、；、为主、从动齿轮节圆半径。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表3。表3 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档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700（1） 计算第一轴常啮合齿轮接触应力代入公式（26），得=1034.78 采用渗碳齿轮满足设计要求。（2） 计算高档五档常啮合齿轮接触应力代入公式（4-5），得=1067.95 采用渗碳齿轮满足设计要求。（3） 计算一挡和倒挡齿轮接触应力代入公式（26），得=1550.13 采用渗碳齿轮满足设计要求。42 轴的强度计算4.2.1 轴的结构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。第一轴如图9所示：图9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。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示： 一档齿轮 倒档齿轮图10 变速器中间轴4.2.2 初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距A=79mm时，第二轴和中间轴的中部直径=35，轴的最大直径d和支承间距离L的比值：对中间轴，；对第二轴。第一轴花键部分直径d（mm）可按下式初选式中，为经验系数，4.04.6；为发动机最大转矩（N）。对于本设计，前面算过，5档变速器壳体的轴向尺寸取3A，则,中间轴支承间的距离略小于变速器壳体的轴向尺寸，可近似取220mm参与计算。中间轴： 满足设计要求；第二轴支承间的距离通常由经验公式确定: =237221=195 (mm)第二轴：d/L=35/1950.18 满足设计要求。4.2.3 第一轴的强度与刚度校核（1） 轴的刚度验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，如下图所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。图11 变速器轴的变形简图a） 轴在垂直面内的变形 b） 轴在水平面内的变形初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。挡位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看做铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取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，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如上图所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，则可分别用下式计算 （27） （28） （29）式中, 为齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； 为齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；E为弹性模量（MPa），E=MPa；I为惯性矩（），对实心轴，d为轴的直径（），花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）；L为支座之间的距离（）。图12 变速器轴的挠度和转角 对于本设计，由于中间轴上常啮合齿轮上的圆周力最大，因此只需要验算中间轴上常啮合齿轮处的强度和刚度即可。变速器轴向尺寸L216mm，取a=26mm，则b=L-a=190mm。带入到式（27）（28）及（29）得： 故轴的全挠度为,安装齿轮轴的许用转角为(0.0010.002)rad0.0003rad,符合刚度要求。（2） 轴的强度验算计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： （30） （31） （32）式中 为至计算齿轮的传动比，此处为； d -计算齿轮的节圆直径，mm，为87.5mm； -节点处的压力角，为20； -螺旋角，为30； -发动机最大转矩，为155000Nmm。代入上式可得：水平面：（a+b）=b =2546N；水平面内所受力矩：垂直面： （33）垂直面所受力矩：该轴所受扭矩为：故危险截面所受的合成弯矩为： （34）则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: (为轴的直径为35mm) （35） 将代入上式可得：，在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。本次设计的所有参数：常啮合齿轮齿数=18，=35一挡齿轮齿数=17，=36二挡齿轮齿数=21，=32三挡齿轮齿数=25，=28四档齿轮齿数=30，=23第一轴长210mm第二轴长343mm中间轴长233mm5 变速器同步器的选用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13 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13，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环4或7和齿轮1或9凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件的是做在锁环4或7上的齿和做在啮合套11上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑块宽一个接合齿。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（图14b），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7。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（图14d），完成同步换档。图14 锁环同步器工作原理6 操纵机构的选用设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1. 换挡时只允许挂一个挡。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式如图15所示。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15所示）。 3.汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。图15 变速器自锁与互锁结构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.拨叉轴设计操作机构首先要确定换挡位置。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此应该注意以下三点：1）按换档次序来排列 ；2）将常用档位放在中间位置，其他档放在两边；3）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置。根据以上三点，本次设计变速器的换挡位置如图16所示。图16 换挡位置图结论本次毕业设计是五档手动变速器，变速器作为是车辆不可或缺的一部分，是伴随着汽车工业出现的