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机械毕业设计车辆工程

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CL01-076@三轴式刚性支承结构变速器设计,机械毕业设计车辆工程

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I 摘 要 变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。本设计的任务是设计一台用于微型车上的三轴式刚性支承结构变速器，以使变速器结构更加紧凑、合理，承载能力大，满足匹配微车发动机之所需。 本设计 从后驱动变速器的总体方案开始，对传动系统的方案进行分析，档位的布置形式进行研究分析，变速器基本参数的选择，零部件结构方案的分析确定，同步器、操纵机构及箱体的设计选用。根据所配车型，结合上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变 速器参数并论证设计的合理性。最终，用 AutoCAD 软件完成变速器装配图和零件图的绘制。 设计三轴式刚性支承结构变速器，以进一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱动微型车市场，满足不同层次的需求。 关键词： 三轴式刚性支承；后驱动变速器；轴；齿轮；箱体；设计 nts II ABSTRACT Transmission is an important of automobile transmission system.Undoubtedly,it represents the development of the automobile industry,its design is also an important part of automotive design.The design mission is a three-axis rigid support transmission designing for micro car.The purpose is to enable the transmission has more compact and reasonable structure,carry capacity of large,meet the needs of mini-car engines. In this paper,from the beginning of the overall program of rear-wheel drive transmission,analyse the program of transmission system.Choose basic parameters of the transmission,determine the structure of the program components,design the synchronizer,manipulation of body and the box.According to the model selection,combine these parameters and the related knowledge of Auto Design,Automotive Theory,Mechanical design ,calculate related parameters of transmission and prove the rationality of the design.Finally,achieve the assembly drawing and parts chart to use the soft ware of AutoCAD. Design the three-axis rigid support transmission to upgrade the performance of rear-wheel drive transmission,increase the market of rear-wheel drive mini-cars,in order to satisfy the needs of different levels. Key words: Three-axis Rigid Support; Rear-wheel Drive Transmission; Axle; Gear-wheel; Box; Designnts 目 录 摘要 Abstract 第 1 章 绪论 1 1.1 课题的目的和意义 1 1.2 研究现状 1 1.3 变速器的设计思想 2 1.4 研究的主要工作内容 2 第 2 章 变速器设计的总体方案 4 2.1 设计依据 4 2.2 变速器传动机构布置方案 4 2.3 变速器基本参数的确定 5 2.3.1 挡数的确定 5 2.3.2 传动比的确定 5 2.3.3 变速器中心距的确定 7 2.3.4 变速器轴向尺寸的确定 7 2.4 本章小结 7 第 3 章 主要零部件的设计及计算 8 3.1 齿轮的设计及校核 8 3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 8 3.1.2 轮齿强度计算 14 3.1.3 变速器齿轮 的材料及热处理 17 3.2 轴的设计及校核 17 3.2.1 初选轴的直径 17 3.2.2 轴的设计 18 3.2.3 轴的校核 21 3.3 轴承的选用及校核 26 3.3.1 变速器轴承型式的选择 26 3.3.2 轴承的校核 26 nts 3.3.3 轴承的润滑和密封 29 3.4 花键的校核 29 3.5 本章小结 30 第 4 章 变速器其他零件及机构的设计 31 4.1 同步器的设计及计算 31 4.1.1 锁环式同步器主要尺寸的确定 31 4.1.2 主要参数的确定 32 4.2 操纵机构的设计 33 4.3 变速器箱体的设计 34 4.4 本章小结 34 结论 35参考文献 36 致谢 37 附录 38nts 1 第 1 章 绪 论 1.1 课题的目的和意义 变速器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 1。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器若采用浮动式结 构的齿轮轴，工作时会产生挠度。因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。 为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱微型车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排量为 1.3 升的后驱动变速器新平台，以满足车厂和用户更高层次的要求。 设计方案 力求实现： （ 1） 变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需； （ 2） 选挡、换挡轻便、灵活、可靠； （ 3） 同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡； （ 4） 齿轮承载能力高，运转噪音 低，传递运动平稳。 1.2 研究现状 众所周知，中国国内市场的微型系列车型， 90%都来自日本技术，更确切地说，是来自于日本铃木技术。国内的许多微型车厂在研发、生产方式上，或是购买日本技术，或是与日方联合经营，自主独立开发的能力相对欠缺。因此，在微型车型及所属关紧部件的研发方面的发展相对滞后，进而造成国内的许多老型产品一干就是十几年，甚至二十几年的尴尬局面。同时，由于国际市场的导向，微型车的根据地日本在此方面的投入也没有更大、更新的研究与发展。所以从微型汽车后驱动变速器的发展来看，并没有特别新的技术在产品中应 用。 但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对微型车的需求，在短时间内，甚至相当长的一段时间内微型车仍然具有一定的发展的空间。国内的中、小城市，及山区，从居民的购买能力及所需看，微型车由于其价格低、经济适用，仍然具有广阔的市场份额。近几年来，微型车的销售占中国汽车总销售量约 25%。尤其以生产微型车nts 2 为主的长安集团在内 ， 2005 年内的整车销售排在全国第三位的良好势头。据了解国内生产微型汽车如长安、柳洲五菱等车厂，后驱动发动机所配的变速器结构先进、合理，在满足同等排量发动机匹配所需的同时，市场反映效果也较好。 汽车变速器发展经历了 100 多年，从最初采用侧链传动到手动变速器 ，到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再向无级自动变速器方向发展。变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。手动变速器 (MT)主要采用齿轮传动的降低原理，变速器内有多组传动比不同的齿轮副，汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。 我国汽车工业采用 CAD 技术，从无到有，至今已有十多年的历史。与其他机械产品相比，汽车行业在计算机应用的投入比较多。各汽车厂纷纷引进 软硬件并逐步建立了计算机辅助系统。 AutoCAD 在用户的心目中也变成了二维设计软件的缩影。 1.3 变速器的设计思想 根据发动机匹配的微型车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。 新型后驱动变速器应满足： （ 1） 发动机排量 1.3 升 ； （ 2） 五个前进挡，一个倒档 ； （ 3） 输入、输出轴保证两点支承 ； （ 4） 采用同步器，保证可靠平稳换挡 ； （ 5） 齿轮、轴及轴承满足使用要求 。 1.4 研究的主要工作内容 中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对 适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。 1.确定合适的布置结构 变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。 2.进行主要参数的选择 确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。 3.进行主要零部件及其他结构的设计 齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及nts 3 校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。 4.绘制图纸 根据设计方案，通过 CAD 完成装配图及零件图的绘制。nts 4 第 2 章 变速器设计的总体方案 变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。 2.1 设计依据 随着消费者对汽车安全性、舒适性、经济性和动力性需求的提高，微型汽车的技术含量不断提高。长安汽车在微型车领域具有里程意义，长安之星是适应微车市场发展的新需求而诞生的产品。为其设计新型后驱动变速器以使变速器结构更加紧凑、合理、承载能力强。 选择车型 为 长安之星 SC6371 进行设计，基本性能参数如表 2.1。 表 2.1 基本性能参数 发动机参数 排量 (L) 1.310 最大功率 (km) 60(6000r/min) 最大扭矩 (Nm) 102(3000r/min) 底盘参数 驱动方式 后轮驱动 轮胎规格 165/70 R13 整车尺寸及质量 长 *宽 *高 (mm) 3725*1560*1895 轴距 (mm) 2350 总质量 (kg) 1580 整备质量 (kg) 1000 整车性能参数 最高车速 (km/h) 135 6.3L/100km 最大爬坡度 32% 注：其中， 165/70 R13 表示轮胎断面宽 B=165，扁平比 H/B=70,轮辋直径 13in=330.2mm， 故车轮滚动半径近似等于轮胎半径，为 r=330.2/2+115.5=280.6mm。 2.2 变速器传动机构布置方案 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。如图 2.1 所示。 nts 5 图 2.1 传动方案 图 变速器采用三轴式刚性支承，能提高轴的刚度。第一轴后端经轴承支承在第二轴前端的孔内，第二轴前端与常啮合主动齿轮做成一体，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。使用直接挡，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，可高达 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮不采用常啮合齿轮传动，各挡位采用同步器换挡 3。 2.3 变速器基本参数的确定 2.3.1 挡数的确定 挡数的设置与整 车的动力性和经济性有关。就动力性而言，增加变速器的挡数，能够增加发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了整车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，挡数多，增加了发动机在低油耗区工作的可能性，降低油耗。所以挡数设置为五档。 2.3.2 传动比的确定 1.确定主减速器传动比 根据 m a x 500 . 3 7 7 pnrUa ii （ 2.1） 式中： maxUa 最高车速， 135km/h； nts 6 pn 发动机最大功率下的转速， 6000r/min； r 车轮半径， 0.281m； 5i 变速器最高挡传动比， 1.0； 0i 变速器主减速比。 由公式 （ 2.1） 得：0 m ax 50.377 pnri Ua i =4.708。 2.确定变速器一挡传动比 1i 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： m a x 1 0m a x m a x m a x( c o s s i n )eTrT i i m g f m gr ，则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为 1： m ax1 m ax 0rTmgi Te i （ 2.2） 式中： m 汽车总质量， 1580kg； g 重力加速度， 9.8 Nkg ； max 道路最大阻力 系数，由于一般沥青或混凝土路面滚动阻力系数f=0.0180.020，故取 f=0.019；最大爬坡度 m a xt a n 0 . 3 2i ，故坡角 max 017.74 ，所以 max 为 0.323； r 驱动车轮滚动半径， 0.281mm； maxTe 发动机最大转矩 ， 102Nm； 0i 主减速比， 4.708； T 汽车传动系的传动效率，轿车可取 0.90.92，故选 T 为 0.9。 由公式（ 2.2）得： 1 3.252i ； 根据驱动车轮与路面的附着条件 m a x 1 02TrT e i i Gr ，求得 变速器一挡传动比为1： 21 m ax 0r TGri Te i （ 2.3） 式中： 2G 汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占 50%55%，故取 2G =55%mg； 道路的附着系数，计算时取 =0.50.6，故选 为 0.6； r ， maxTe ， 0i ， T 见式（ 2.2）下说明。 由公式 （ 2.3） 得： 1 3.322i ； 最终取 1 3.320i 。 3.确定其他挡传动比 nts 7 由于汽 车传动系各挡的传动比大体上是按等比级数分配的，且 5i =1， q 为各挡公比，则 2 3 44 3 2 1,i q i q i q i q ，故 4 1 4 3 21 . 3 5 , 1 . 3 5 , 1 . 8 2 , 2 . 4 6q i i i i 。 2.3.3 变速器中心距的确定 对于中间轴式变速器，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，初选中心距时，可根据下述经验公式计算 3： 3 m a x 1AgA K T e i （ 2.4） 式中： AK 中心距系数，乘用车： AK =8.99.3，取 AK =9.3； maxTe 发动机最大转矩， 102 Nm； 1i 变速器一挡传动比， 3.32； g 变速器传动效率，取 96%。 由公式（ 2.4）得： A=63.95mm； 乘用车变速器的中心距在 6080mm 范围内变化，圆整后得变速器中心距A=70mm。 2.3.4 变速器轴向尺寸的确定 变速器的轴向尺寸与挡位数、齿轮型式、换挡机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距 A 的尺寸参照下式初选。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸为（ 3.03.4） A，取 3.2A=224mm。 2.4 本章小结 本章主要通过分析整车和发动机、底盘参数，对新型后驱动变速器的总体方案进行确定。其中包括：变速器传动方案的布置 ，中心距的确定，挡位的设置，各挡传动比的确定及轴向尺寸的确定等。通过确定变速器的基本参数，便于其他零部件的设计选用，为下一步的设计计算奠定基础。 nts 8 第 3 章 主要零部件的设计及计算 3.1 齿轮的设计及校核 3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 1.模数 m 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。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在1.814.0t 的货车为 2.03.5mm，取 m=2.5mm。 2.压力角 国家规定的标准压力角为 20o ，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20o 。 3.螺旋角 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。 乘用车中间轴式变速器为 22o 34o ，选 26 o 。 4.齿宽 b 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b。 cb Km ，其中 cK 为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮 cK =4.58.0；常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮cK =6.08.5。 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。一般齿轮的齿顶高系数0 1.0f ，为一般汽车变速器齿轮所采用。 6.各挡齿轮齿数的分配 分配齿数时应注意的是，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。 （ 1）确定一挡齿轮的齿数 由于一挡采用斜齿轮传动，所以齿数和 2 co sh nAZ m =50，修正后得 26.77 o 。 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 产生根切和凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及nts 9 齿轮的啮合噪声 6。 凑配中心距 9 1 0 () 702 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数 2 . 8 0c o s nt mm m m； 啮合角 9 1 0c o s ( ) c o s 0 . 9 3 9 72 tm ZZA ，得 20o ； 故总变位系数 0x ，即为高度变位。 根据齿数比 910 1 .9 4Zu Z查得： 1 0 90 . 2 2 , 0 . 2 2xx 故 。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。一挡齿轮参数如表 3.1。 表 3.1 一挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 端面压力角 t a nt a n 0 . 4 0 8 , 2 2 . 1 8c o s ntt o2 分度圆直径 10 4 7 . 6td Z m m m 9 9 2 . 4td Z m m m 3 齿顶高 01( ) 3 . 0 5anh f m m m 02( ) 1 . 9 5anh f m m m 4 齿根高 01( ) 3 . 5 1 2 5fnh f c m m m 02( ) 4 . 6 1 2 5fnh f c m m m 5 齿顶圆直径 2 5 3 . 7aad d h m m 2 9 6 . 3aad d h m m 6 齿根圆直径 2 4 0 . 5 7 5ffd d h m m 2 8 3 . 1 7 5ffd d h m m 7 当量齿数 103 2 3 . 8 9 2 4c o snZZ 93 46c o snZZ 8 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m （ 2）对中心距进行修正 因为计算齿轮和 hZ 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 hZ 重新计算中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 702 c o shnZmA m m。 （ 3）确定常啮合传动齿轮副的齿数 由一挡传动比 291 1 10ZZi ZZ 求出常啮合传动齿轮的齿数比： 2 10119ZZi （ 3.1） 而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即： nts 10 12()2 c o sm Z ZA （ 3.2） 由公式（ 3.1）（ 3.2）得： 121 9 , 3 2ZZ。 核算 291 1 10ZZi ZZ =3.27，与前 1 3.32i 相差较小，故由（ 3.2）式得：齿轮 1、 2 精确的螺旋角2 24.40 o。 凑配中心距 12 () 702 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数 2 . 7 5c o s nt mm m m； 啮合角 12c o s ( ) c o s 0 . 9 4 1 92 tm ZZA ，故 19.7 o ，角度变位。 根据齿数比 21 1 .6 8Zu Z ，查得 120 . 0 2 , 0 . 2 1 0 . 2 3x x x 故。常啮合齿轮参数如表 3.2。 表 3.2 常啮合齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中心距 120 7 0 . 1 2 52 tZZA m m m2 中心距变动系数 0 0 . 0 5n nAAm 3 齿顶降低系数 0 .0 3nn 4 分度圆直径 1 5 2 . 2 5td Z m m m 2 88td Z m m m 5 齿顶高 01( ) 2 . 9 5a n nh f m m m 02( ) 1 . 8 5a n nh f m m m 6 齿根高 01( ) 3 . 5 3 7 5fnh f c m m m 02( ) 4 . 6 3 7 5fnh f c m m m 7 齿顶圆直径 2 5 8 . 1 5aad d h m m 2 9 1 . 7aad d h m m 8 齿根圆直径 2 4 5 . 1 7 5ffd d h m m 2 7 8 . 7 2 5ffd d h m m 9 当量齿数 13 25c o snZZ 23 42c o snZZ 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m （ 4）确定其他各挡的齿数 二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角8与常啮合齿轮2不同，由 722 81ZZi ZZ 得： 71282ZZi （ 3.3） nts 11 而 788()2 c o sm Z ZA （ 3.4）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： 2721 2 88t a n ( 1 )t a n ZZZ Z Z （ 3.5） 联解上述三个方程式，采用试凑 法，选定螺旋角8 22 o，解式（ 3.3）（ 3.4）求出783 1, 2 1ZZ。 再把 7 8 8ZZ、 及 代入式（ 3.5），检查近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距 788() 7 0 . 1 0 52 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数82 . 7 0c o s nt mm m m； 啮合角 78c o s ( ) c o s 0 . 9 3 9 5 72 tm ZZA ，故 20.02 o ，正角度变位。 根据齿数比 78 1 .4 8Zu Z ，查得 870 . 0 0 2 , 0 . 1 2 0 . 1 1 8x x x 故。二挡齿轮参数如表 3.3。 表 3.3 二挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中心距 780 7 0 . 22 tZZA m m m2 中心距变动系数 0 0 . 0 8n nAAm 3 齿顶降低系数 0 . 0 8 2nn 4 分度圆直径 8 5 6 . 7td Z m m m 7 8 3 . 7td Z m m m 5 齿顶高 01( ) 2 . 5 9 5a n nh f m m m 02( ) 2a n nh f m m m 6 齿根高 01( ) 3 . 7 6 2 5fnh f c m m m 02( ) 4 . 3 5 7 5fnh f c m m m 7 齿顶圆直径 2 6 1 . 8 9aad d h m m 2 8 7 . 7aad d h m m 8 齿根圆直径 2 4 9 . 1 7 5ffd d h m m 2 7 4 . 9 8 5ffd d h m m 9 当量齿数 83 26c o snZZ 73 39c o snZZ 10 齿宽 6 2 . 5 1 5cb K m m m 6 2 . 5 1 5cb K m m m 同理：三挡齿轮 5662 7 2 5 2 2ZZ o， ，近似满足轴向力平衡关系 。 nts 12 凑配中心距 566() 7 0 . 1 0 52 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数62 . 7 0c o s nt mm m m； 啮合角 56c o s ( ) c o s 0 . 9 3 9 5 72 tm ZZA ，故 20.02 o ，正角度变位。 根据齿数比 56 1.08Zu Z ，查得 650 . 0 0 2 , 0 . 0 6 0 . 0 5 8x x x 故。三挡齿轮参数如表 3.4。 表 3.4 三挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中心距 560 7 0 . 22 tZZA m m m2 中心距变动系数 0 0 . 0 8n nAAm 3 齿顶降低系数 0 . 0 8 2nn 4 分度圆直径 6 6 7 . 5td Z m m m 5 7 2 . 9td Z m m m 5 齿顶高 01( ) 2 . 4 4 5a n nh f m m m 02( ) 2 . 1 5a n nh f m m m 6 齿根高 01( ) 3 . 9 1 2 5fnh f c m m m 02( ) 4 . 2 0 7 5fnh f c m m m 7 齿顶圆直径 2 7 2 . 3 9aad d h m m 2 7 7 . 2aad d h m m 8 齿根圆直径 2 5 9 . 6 7 5ffd d h m m 2 6 4 . 4 8 5ffd d h m m 9 当量齿数 63 31c o snZZ 53 34c o snZZ 10 齿宽 6 2 . 5 1 5cb K m m m 6 2 . 5 1 5cb K m m m 同理：四挡齿轮 3442 2 2 8 2 5 . 8ZZ o， ，近似满足轴向力平衡关系 。 凑配中心距 344() 6 9 . 4 22 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数42 . 7 8c o s nt mm m m； 啮合角 34c o s ( ) c o s 0 . 9 4 0 82 tm ZZA ，故 19.81 o ，负角度变位。 根据齿数比 43 1 .2 7Zu Z ，查得 430 . 0 1 8 , 0 . 1 2 , 0 . 1 3 8x x x 故。四挡齿轮参数如表 3.5。 nts 13 表 3.5 四挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中心距 340 6 9 . 52 tZZA m m m2 中心距变动系数 0 0 .2n nAAm 3 齿顶降低系数 0 . 2 1 8nn 4 分度圆直径 4 7 7 . 8 4td Z m m m 3 6 1 . 1 6td Z m m m 5 齿顶高 01( ) 3 . 3 4 5a n nh f m m m 02( ) 2 . 7a n nh f m m m 6 齿根高 01( ) 3 . 7 6 2 5fnh f c m m m 02( ) 4 . 4 0 7 5fnh f c m m m 7 齿顶圆直径 2 8 4 . 5 3aad d h m m 2 6 6 . 5 6aad d h m m 8 齿根圆直径 2 7 0 . 3 1 5ffd d h m m 2 5 2 . 3 4 5ffd d h m m 9 当量齿数 43 38c o snZZ 33 30c o snZZ 10 齿宽 6 2 . 5 1 5cb K m m m 6 2 . 5 1 5cb K m m m （ 5）确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相近。倒挡齿轮 13Z 的齿数，一般在 2123 之间，初选 13 23Z ，计算出输入轴与倒挡轴的中心距 A 。 设 1 2 1 2 1 312 1 , ( ) 5 52Z A m Z Z m m 则 。 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 11 和 12 的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙，故取 11 34Z ，满足输入轴与中间轴的距离。假设当齿轮 11 和 12啮合时，中心距 1 1 1 21 ( ) 6 8 . 7 52A m Z Z A ，且 0 .5A A m m 。故倒挡轴与中间轴的中心 距1 1 1 31 ( ) 7 1 . 2 52A m Z Z m m 总，圆整后得 70A mm总 。 根据中心距 A 求啮合角 ： 1 2 1 3c o s ( ) c o s 0 . 9 3 9 72 m ZZA ，故 20o ，高度变位。 根据齿数比 1312 1 .1 0Zu Z，查得 1 2 1 30 , 0 . 0 5 , 0 . 0 5x x x 故。 1 1 21 2 1 2 .7 3ZZi ZZ倒。倒挡齿轮参数如表 3.6。 nts 14 表 3.6 倒挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 分度圆直径 12 5 2 . 5d Z m m m 13 5 7 . 5d Z m m m 2 齿顶高 01( ) 2 . 6 2 5ah f m m m 02( ) 2 . 3 7 5ah f m m m 3 齿根高 01( ) 3 . 9 3 7 5fh f c m m m 02( ) 4 . 1 8 7 5fh f c m m m 4 齿顶圆直径 2 5 7 . 7 5aad d h m m 2 6 2 . 2 5aad d h m m 5 齿根圆直径 2 4 4 . 6 2 5ffd d h m m 2 4 9 . 1 2 5ffd d h m m 6 基圆直径 c o s 4 9 . 3 3bdd mm c o s 5 4 . 0 3bd d m m 7 齿宽 6 2 . 5 1 5cb K m m m 6 2 . 5 1 5cb K m m m 序号 计算项目 计算公式 1 分度圆直径 11 85d Z m m m 2 齿顶高 0 2 .5ah f m m m3 齿根高 0( ) 4 . 0 6 2 5fh f c m m m 4 齿顶圆直径 2 9 0aad d h m m 5 齿根圆直径 2 7 6 . 8 7 5ffd d h m m 6 基圆直径 c o s 7 9 . 8 7bd d m m 7 齿宽 6 2 . 5 1 5cb K m m m 3.1.2 轮齿强度计算 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几种情况下：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。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些 3。变速器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。 齿面点蚀是常用的高 挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。 1.轮齿弯曲强度计算 （ 1） 直齿轮弯曲应力32 gfcT K Km Z K y （ 3.6） nts 15 式中：gT 计算载荷（ Nmm）； K 应力集中系数，可近似取 K =1.65； fK 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fK=1.1，从动齿轮fK=0.9； cK 齿宽系数； y 齿形系数。 倒挡主动轮 12，查 手册 得 y=0.133，代入（ 3.6）得 4 5 0 . 3 3 8 0 0M p a M p a ； 倒挡传动齿轮 13，查 手册 得 y=0.128，代入（ 3.6）得 3 4 9 . 5 6 4 0 0M p a M p a ； 倒挡从动轮 11，查 手册 得 y=0.144，代入（ 3.6）得 2 1 0 . 1 9 8 0 0M p a M p a ； 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxTe 时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400800Mpa，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 故0，应使21，通常取1 0.5mm 左右，啮合套端面与锁环端面的间隙2取为 0.8mm；锁环端面与齿轮接合齿端面应留有的间隙3为 1.22.0mm，取3 1.2mm 和3 1.5mm ；在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在 0.20.5mm。 4.1.2 主要参数的确定 1.摩擦因数 f 摩擦因数 f 对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。 作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，同低碳合金钢制成。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄 铜 3。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数 f 取为 0.1。 2.同步环主要尺寸的确定 （ 1）同步环锥面上的螺纹槽 轴向泄油槽取为 6 个，槽宽 3mm。 （ 2）锥面半锥角 避免自锁的条件是 tan f ，一般取 006 8 ，取 07 。 （ 3）摩擦锥面平均半径 原则上是在可能的条件下，尽可能将 R 取大些； 取1 2 32 2 , 2 4 , 2 4R m m R m m R m m 。 （ 4）锥面工作长度 b 对锁环式同步器 ( 0 .2 5 0 .4 )bR ，取 b=0.25R，则1 5.5b mm，2 6b mm，3 6b mm。 nts 33 （ 5）同步环径向厚度 1 2 3 8s s s m m 。 3.锁止角 锁止角选取得正确，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换挡。同步器锁止条件： t a n s i nfRR （ 4.3） 式中： f 摩擦系数； R 、 R 摩擦锥面及锁止面的平均半径； 摩擦锥面的半锥角； 锁止面的锁止角。 1 22R mm，取 1 3 4 .6 7R m m， 07 代入（ 4.3）式得： 01 27.51 ； 2 24R mm，取 2 40.2R mm， 07 代入（ 4.3）式得： 02 26.10 ； 3 24R mm，取 3 3 7 .6 3R m m， 07 代入（ 4.3）式得： 03 27.62 。 4.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。 对乘用车变速器，高挡取 0.15 0.30s ，抵挡取 0.50 0.80s 。 4.2 操纵机构的设计 变 速器操纵机构由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒挡安全装置等组合于变速器盖上。直接操纵是最简单的操纵方案，在各种类型的汽车上得到了广泛的应用。其传统的布置方案是将变速杆安装在变速器盖上并由驾驶座椅旁的地板伸出，以便司机可直接用手操纵变速杆进行换挡。 根据同步器的安装位置及工作方式，先确定换挡位置图，它给出了换挡时变速杆的移动路线。 图 4.1 换挡位置图 nts 34 变速杆力传 动比：当变速杆由地板伸出直接操纵时，一般为 57 。 4.3 变速器箱体的设计 变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够大的刚度，用来保证轴和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，设计时应注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有 5 8mm 的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于 15mm 的间隙 1。 为了加强变速器壳体 的刚度，在壳体上应设计有加强肋。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有放油孔，放油孔设计在壳体的最低处。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。为了减少质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造，壁厚取 3.5 4mm 。 4.4 本章小结 本章主要 是根据变速器的结构及参数特点，对变速器的其他机构 进行设计分析，这些结构对变速