奥腾皮卡变速器设计[中间轴式五档手动变速器]【6张CAD图纸和说明书全套终稿】
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中间轴式五档手动变速器
6张CAD图纸和说明书全套终稿
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SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名王威力系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程B07-7指导教师姓名吕德刚职称讲师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称奥腾皮卡变速器设计一、设计（论文）目的、意义汽车变速器是汽车传动系的重要组成，变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，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，对汽车的动力性、燃油经济性有重要的影响。因此，根据整车的主要技术指标、发动机功率、转速和车辆行驶条件，变速器的结构型式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。设计一台匹配性好的变速器，就成为了汽车设计的一项重要工作。通过设计可以使学生掌握汽车变速器结构设计原则和方法。培养理论联系实际的技能。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）（1）变速器传动机构布置方案确定；（2）变速器各档传动比的分配确定；（3）变速器齿轮参数的选择；（4）变速器各档齿轮齿数的分配；（5）变速器齿轮的设计计算；（6）变速器轴和轴承的设计计算；（7）同步器及箱体的设计；（8）利用CAD画装配图、零件图。整车整备质量(kg): 1760 最大扭矩(n.m/rpm): 260/16002400 最大功率(kw/rpm): 80/3800 轴距(mm): 2950三、设计（论文）完成后应提交的成果变速器装配图0号图纸一张；变速器中间轴、输入轴、输出轴1号图纸各一张；一档、二档齿轮2号图两张。设计说明书1.5万字以上。四、设计（论文）进度安排（1）调研、查阅相关资料、完成开题报告 第12周（2月28日3月13日） （2）确定总体方案 第34周（3月14日3月27日） （3）对变速器总体结构进行布置 第56周（3月28日4月10日） （4）对变速器传动部分进行设计 第7周（4月11日4月17日）（5）建立变速器的零件图 第811周（4月18日5月17日） （6）书写设计说明书 第1213周（5月16日5月29日）（7）设计审核、修改设计说明书 第1416周（5月30日6月19日） （8）毕业设计答辩准备及答辩 第17周（6月20日6月26日）五、主要参考资料1 董云海, 殷晨波, 何茂先, 杨敏, 岳刚鹏. 基于MATLAB优化工具箱的齿轮传动优化设计J. 组合机床与自动化加工技术 , 2005, (11) 2 刘鹤松, 崔胜民. 基于MATLAB的汽车变速器优化设计方法J. 哈尔滨工业大学学报 , 2004, (01)3 马云超, 阮米庆. 变速器参数的可靠性优化设计J. 上海汽车 , 2009, (01)六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 奥腾皮卡变速器设计 院 系 名 称: 汽车与交通工程学院 专 业 班 级: 车辆工程 B07-7班 学 生 姓 名: 王威力 导 师 姓 名: 吕德刚 开 题 时 间: 2011.02.28 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告学生姓名王威力系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程B07-7班指导教师姓名吕德刚职称讲师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称奥腾皮卡变速器设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、 课题研究现状自从汽车采用内燃机作为动力装置开始，变速器就成为汽车重要的组成部分。现代汽车上广泛使用的是往复活塞式内燃机，其具有体积小、质量轻、工作可靠、使用方便等特点，但其转矩转速变化范围小，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，因此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器，用以达到减速增距的目的。距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。变速器为汽车重要的组成部分，是承担放大发动机扭矩，配合引擎功扭特性，实现理想动力传递，从而适应各种路况实现汽车行驶的主要装置。现代汽车变速器的发展十分快，不断出现崭新的变速器装置。变速器技术的每次跨越，都和相关学科的发展密切相关。计算机技术、自动控制技术、模糊控制、神经网络、先进制造技术、运动仿真等为变速器的进一步发展提供了有力的保障。变速器的发展也给相关学科提出更高的理论要求，使人类的认识迈向新的、更高的境界。汽车变速器按传动比变化方式不同可分为有级式、无极式和综合式三种。有级式变速器：有几个可选择的固定传动比，采用齿轮传动。又可分为齿轮轴线固定的普通齿轮变速器和部分齿轮(行星齿轮)轴线旋转的行星齿轮变速器两种。有级式变速器应用最为广泛，目前轿车和轻、中型货车多有应用。无级式变速器：传动比可在一定范围内连续变化,常见的有液力式,机械式和电力式等。电力式变速器在传动系统中也有广泛采用的趋势。综合式变速器：由有级式变速器和无级式变速器共同组成的，其传动比可以在最大值与最小值之间几个分段的范围内作无级变化。综合式变速器目前应用的较多。汽车变速器按操纵方式不同，变速器又可分为强制操纵式、自动操纵式和半自动操纵式三种。强制操纵式变速器：靠驾驶员直接操纵变速杆换档。自动操纵式变速器：传动比的选择和换档是自动进行的。驾驶员只需操纵加速踏板，变速器就可以根据发动机的负荷信号和车速信号来控制执行元件，实现档位的变换。半自动操纵式变速器：可分为两类，一类是部分档位自动换档，部分档位手动(强制) 换档；另一类是预先用按钮选定档位，在采下离合器踏板或松开加速踏板时，由执行机构自行换档。使用最早的是手动变速器，国内最早的东风解放全是是手动变速器，但手动变速器也并非一成不变，早期的变速器，那时国内还在实用不带同步器的变速器，换挡要依据经验来判断发动机转速和汽车速度是否同步才能进行，并且升档和降档要求的油离配合还不一样。后来为了方便驾驶，在领个相邻齿轮间装上了同步器，依靠同步器的作用，我们换挡就不需要去判断车速了。目前手动变速器依然在汽车界应用非常广泛，自动变速器是个趋势，但手动变速器确是驾驶乐趣的极大体现者。2、 选题目的和意义 汽车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，同时是发动机在最有利的工况范围内工作。在汽车开发过程中变速器参数的选择十分重要。因为它们关系到车辆的动力性和燃油经济性。如不同车速时驱动力和行驶阻力之间的关系，当车速低于最高车速时，驱动力大于行驶阻力，这样汽车就可以利用剩余的驱动力加速或爬坡。这些都与变速器的参数有关。从轻型货车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。本课题取材于汽车中比较实用的皮卡汽车，皮卡车载货或在雨、雪路面上行驶时，动力性好，越野性能出色。为了满足消费者对汽车高性能、安全性、可靠性、舒适性的需求，对变速器的性能要求也更高。因此，本课题主要是针对机械式变速器的设计。本课题根据给定皮卡车的车型参数，设计皮卡车的变速器系统，使汽车在各种工况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。汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程。其设计的成功与否决定着车辆的平顺性、动力性和燃油经济性等多方面的设计要求。这就对变速器设计人员提出较高的要求。采用AutoCAD 绘制二维平面图，对变速器参数进行优化设计，能够大大提高设计的效率和质量。通过对皮卡汽车的变速器课题深入的分析与研究，强化我们的开发与设计能力。运用所学知识和技能分析解决实际问题，树立严谨的科学态度和良好的工作作风，培养不断思考和学习的能力。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、基本内容（1）研究变速器发展现状、目的意义、存在的问题及发展趋势；（2）变速器传动机构布置方案确定；（3）变速器各档传动比的分配确定；（4）变速器齿轮参数的选择；（5）变速器各档齿轮齿数的分配；（6）变速器齿轮的设计计算；（7）变速器轴和轴承的设计计算；（8）同步器及箱体的设计；（9）利用CAD画装配图、零件图。2、拟解决的主要问题（1）参数计算（变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿数的分配）。（2）变速器齿轮设计计算（变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验）。（3）变速器轴设计计算（各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析）。（4）变速器轴承的选择及校核。（5）同步器的设计选用和参数选择。（6）变速器箱体的结构设计。三、技术路线（研究方法）通过网上搜索及图书浏览收集相关资料变速器结构方案的确定变速器主要参数的选择变速器齿轮与轴的设计校核同步器及操纵机构确定 利用AUTOCAD绘图四、进度安排（1）调研、查阅相关资料、完成开题报告 第12周（2月28日3月13日） （2）确定总体方案 第34周（3月14日3月27日） （3）对变速器总体结构进行布置 第56周（3月28日4月10日） （4）对变速器传动部分进行设计 第7周（4月11日4月17日）（5）建立变速器的零件图 第811周（4月18日5月17日） （6）书写设计说明书 第1213周（5月16日5月29日）（7）设计审核、修改设计说明书 第1416周（5月30日6月19日） （8）毕业设计答辩准备及答辩 第17周（6月20日6月26日）五、参考文献1 董云海, 殷晨波, 何茂先, 杨敏, 岳刚鹏. 基于MATLAB优化工具箱的齿轮传动优化设计J. 组合机床与自动化加工技术, 2005,(11) 2 刘鹤松, 崔胜民. 基于MATLAB的汽车变速器优化设计方法J. 哈尔滨工业大学学报, 2004, (01)3 马云超, 阮米庆. 变速器参数的可靠性优化设计J. 上海汽车, 2009,(01)4 刘惟信. 汽车设计M. 北京：清华大学出版社，2001.5 陈家瑞. 汽车构造M. 北京：机械工业出版社，2002.6 朝峰. 汽车变速器技术的发展与展望J. 汽车研究与开发，2005.7 张松林. 最新轴承手册M. 北京：电子工业出版社，2007. 8 王望予. 汽车设计M. 北京：机械工业出版社，2004. 9 马秋生. 机械设计基础M. 北京：机械工业出版社，2003.10 周松鹤. 工程力学M. 北京：机械工业出版社，2005.11 张文春. 汽车理论M. 北京：机械工业出版社，2005. 12 董宝承. 汽车底盘M. 北京：机械工业出版社，2004.13 彭明涛. 汽车带式变速器的发展现状J. 重庆工商大学学报，2003,(01) 14 Lee H.Kim H.Improvement of Fuel Economy by Shift Speed Control for Metal Belt Continuously Variable TransmissionJ，Imeche,2002. 15 Ashloy E.Is CVT the Transmission of the FutureJ，Mechanical Engineering,1994. 六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日SY-025-BY-4毕业设计（论文）指导记录日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名： 指导教师签名：本科学生毕业设计 奥腾皮卡变速器设计院系名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程B07-7班 学生姓名： 王威力 指导教师： 吕德刚 职 称： 讲 师 黑 龙 江 工 程 学 院二一一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of Aoteng Pick-up TransmissionCandidate：WangWeiliSpecialty：Vehicle EngineeringClass：B07-7Supervisor：Lecturer. Lv DegangHeilongjiang Institute of Technology2011-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要变速器由传动机构和操纵机构组成，其基本功用是改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作，是汽车传动系的重要组成。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。本次设计的题目是奥腾皮卡变速器设计。依据皮卡相关参数可设计出基本符合要求的中间轴式手动变速器。中间轴式变速器由于具有体积小、原理简单、工作可靠、操纵方便等优点，故在大多数汽车中广泛应用。本设计研究中间轴式五档手动变速器，其目的主要是基于对机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握，同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学等学科知识，对中间轴式变速器的各部件进行设计，并利用AutoCAD软件绘制装配图和零件图。本文将概述变速器的现状和发展趋势；对其工作原理进行阐述，选择合理的传动方案进行设计；确定各档传动比及齿轮参数选择；对变速器的各档齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算与校核；对同步器和操纵机构及箱体进行选择。关键词：变速器；传动比；齿轮；轴；设计计算；校核ABSTRACTTransmission by the transmission and control mechanism, whose basic use is to change the gear ratio, wheel torque and speed to expand the range to meet the constantly changing driving conditions, while making the engine work in a favorable condition, a car assembly an important component parts. The structural requirements of the automobile transmission of power, fuel economy, shift control of the reliability and portability, stability and efficiency of transmission has a direct impact. The subject of this design is the Austrian Teng pickup transmission design. Pickup based on the basic parameters can be designed to meet the requirements of the intermediate shaft manual transmission. Since the middle of transmission shaft is small, the principle is simple, reliable, and easy manipulation, it is widely used in most cars. The design of the middle axis five-speed manual transmission, its main purpose is based on mechanical principles, mechanical design, AutoCAD and other skilled use of knowledge and mastery, while the use of vehicle structure, automotive design, materials, mechanics and other disciplines of knowledge, on the intermediate shaft Transmission of the parts design and assembly drawing using AutoCAD software and part drawing. This paper will outline the status and development trend of transmission; its working principle described, a reasonable choice of transmission scheme design; to determine the file transmission gear ratio and parameters; on the transmission gears and shafts, and all files in detail the design bearing calculation and verification; on the synchronizer and the control mechanism and the selection box. Key words: Transmission；Transmission Ratio； Gear；Shaft；Design and CalculationChecking目 录摘 要IAbstractII第1章 绪 论11.1变速器简述11.2变速器的研究现状与发展趋势11.3变速器设计的研究方法与目的意义2第2章 皮卡主要参数与变速器结构方案的确定42.1确定总质量42.2选择发动机型号52.3确定最高车速52.4变速器传动机构的布置62.4.1两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析72.4.2变速器倒档布置72.4.3各档齿轮位置安排82.5变速器齿轮形式与自动脱档分析92.5.1齿轮形式92.5.2变速器自动脱档分析102.6本章小结10第3章 变速器主要参数的确定113.1变速器档位数目及各档传动比的确定113.1.1变速器档位数目的确定113.1.2主传动比的确定113.1.3变速器各档传动比的确定123.2变速器中心距的确定143.3变速器的外形尺寸143.4齿轮参数的选择153.4.1齿轮模数153.4.2齿形、压力角及螺旋角173.4.3齿宽193.4.4齿顶高系数193.4.5齿轮的修正193.5各档齿轮齿数分配203.5.1确定一档齿轮齿数203.5.2对中心距进行修正213.5.3确定常啮合齿轮副齿数223.5.4确定其他各档齿轮齿数243.5.5确定倒档齿轮齿数293.6本章小结31第4章 变速器齿轮设计及校核324.1齿轮材料的选择324.2各轴的转矩计算334.3齿轮强度校核344.3.1轮齿的弯曲应力344.3.2轮齿的接触应力364.3.3各档齿轮的强度校核374.4计算各档齿轮的受力444.5本章小结47第5章 变速器轴和轴承的设计及校核485.1轴的设计485.1.1轴的设计要求及结构设计485.1.2轴的尺寸设计495.2轴的校核515.2.1轴的刚度校核515.2.2轴的强度校核565.3轴承的选择及校核615.4本章小结66第6章 同步器的选择676.1锁销式同步器676.2锁环式同步器686.3本章小结69第7章 操纵机构与箱体的选择707.1操纵机构的选择707.1.1变速操纵杆的布置707.1.2换档锁装置717.2变速器箱体的设计737.3本章小结73结 论74参考文献75致 谢76附 录7781第1章 绪 论1.1变速器简述1自从汽车诞生时起，汽车变速器就在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。现代汽车广泛采用往复活塞式内燃机为主要动力源，而发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机自身是无法解决的。为此，在汽车传动系中设置了变速器。作用是改变了汽车的传动比，扩大了驱动车轮转矩和转速范围，使车辆适应各种变化的行驶工况，同时使发动机在理想工况下工作。变速器还能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒档使汽车能倒退行驶；其空档能中断发动机传递的动力，以便发动机的启动、怠速。随着汽车工业的不断发展，人们对汽车的性能要求越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等很大程度取决于变速器的性能，因此必须重视对变速器的设计。它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒档安全装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档；采用同步器可使换档轻便，无冲击及噪声；采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。众多汽车工程师在改进汽车变速器性能的研究中倾注了大量心血，使变速器技术得到飞速的发展。1.2变速器的研究现状与发展趋势2自从汽车采用内燃机作为动力装置开始，变速器就成为汽车重要的组成部分。距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。现代汽车变速器的发展十分快，不断出现崭新的变速器装置。变速器技术的每次跨越，都和相关学科的发展密切相关。计算机技术、自动控制技术、模糊控制、神经网络、先进制造技术、运动仿真等为变速器的进一步发展提供了有力的保障。变速器的发展也给相关学科提出更高的理论要求，使人类的认识迈向新的、更高的境界。使用最早的是手动变速器，国内最早的东风解放所用的是手动变速器，但手动变速器也并非一成不变，早期的变速器，那时国内还在实用不带同步器的变速器，换挡要依据经验来判断发动机转速和汽车速度是否同步才能进行，并且升档和降档要求的油离配合还不一样。后来为了方便驾驶，在领个相邻齿轮间装上了同步器，依靠同步器的作用，我们换挡就不需要去判断车速了。目前手动变速器依然在汽车界应用非常广泛，但自动变速器是今后变速器发展的必然趋势。现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。从40年代初，美国成功研制出两档的液力-机械变速器以来，自动变速器技术得到了迅速发展。80年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。1983年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。目前，国内变速器厂商都朝自动变速器和无级变速器方向发展，国内现已有多款轿车已经应用上无级变速器，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速(Continuously Variable Transmission简称CVT) 。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。但是,人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力,各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器研究的终极目标。今后变速器技术将会朝着节能环保、应用新型材料、高性能、低成本、微型化、智能化、集成化的方向发展并会取得重大成果。1.3变速器设计的研究方法与目的意义3从轻型货车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。本课题取材于汽车中比较实用的皮卡汽车，皮卡车载货或在雨、雪路面上行驶时，动力性好，越野性能出色。为了满足消费者对汽车高性能、安全性、可靠性、舒适性的需求，对变速器的性能要求也更高。因此，本课题主要是针对机械式变速器的设计。汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程，其设计的成功与否决定着车辆的平顺性、动力性和燃油经济性等多方面的设计要求。这就对变速器设计人员提出较高的要求。我们除了要对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构。本次设计主要是根据给定皮卡车的车型参数，通过对变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动5档变速器。本文要完成的有下面一些主要工作：1主要参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿数的分配。2变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验。3变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析。4变速器轴承的选择及校核。5同步器、变速器操纵机构和箱体的设计选用。第2章 皮卡主要参数与变速器结构方案的确定2.1确定总质量汽车的整备质量利用系数： （2.1）式中 汽车的载质量； 整车整备质量。表2.1 货车的质量系数参数车型总质量货 车1.86.00.801.106.014.01.201.3514.01.301.70 装柴油机的货车为0.801.00。汽车总质量：商用货车的总质量由整备质量、载质量和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 (2.2)式中，为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。此载货汽车是柴油机，查表2.1得质量利用系数为0.801.00，其整备质量是=1.76103kg, 由公式（2.1）得：=14081760kg因为此车设计为双排室,所以=5,由公式（2.2）得:=（14081760）+1760+565=34933845kg本课题选用ma=3500kg。2.2 选择发动机型号根据现在载货汽车选用发动机的情况，参照2010款GA1020CRE3A型奥腾皮卡，针对本次设计任务选用GA4D28TC柴油发动机。表2.2 GA4D28TC柴油发动机技术参数发动机型号GA4D28TC发动机形式四缸直列，高压共轨燃油种类柴油排量2.771L排放标准国最大输出功率80KW最大扭矩260Nm最大扭矩转速16002400 r/min最大功率转速3800r/min2.3 确定最高车速 (2.3)式中 发动机最大功率，kW；传动系传动效率，取0.9；汽车总质量，kg；重力加速度，ms2；滚动阻力系数，对载货汽车取0.02；最高车速，kmh；空气阻力系数，轿车取0.40.6，客车取0.60.7，货车取0.81.0；汽车正面投影面积，若无测量数据，可按前轮距B1、汽车总高H、汽车总宽B等尺寸近似计算： 对轿车A0.78BH，对载货汽车 AB1 H。 AB1 H1.4451.710=2.5由公式（2-3）得：算出130km/h,该车满足要求。2.4变速器传动机构的布置3机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进档；重型载货汽车和重型越野车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但档位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（约为0.70.8）的超速档，可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。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括齿轮副的数目、齿轮的转速、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。2.4.1两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析1两轴式变速器 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他档位均采用常啮合齿轮传动。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声低。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏；受结构限制其一档速比不能设计的很大；对于前进档，两轴式变速器输入轴的传动方向与输出轴的传动方向相反。2中间轴式变速器 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汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档，变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，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要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。在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。2.4.2变速器倒档布置倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。倒档设计在变速器的左侧或右侧在机构上均能实现，不同之处是挂倒档时驾驶员移动变速杆的方向改变了。在结构布置上，要注意的是在不挂入倒档时，为了防止意外挂入倒档，一般在挂倒档时设有一个挂倒档时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。倒档齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作；而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒档。 图2-1 倒档布置方案图2-1为常见的倒档布置方案。图2-1b所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，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，使换档困难。图2-1c所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图2-1d所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便，且能获得较大的倒档传动比。图2-1e所示方案针对图2-1c所示方案的缺点做了修改，因而取代了图2-1c所示方案。图2-1f所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-1g所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度。2.4.3各档齿轮位置安排各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排应考虑以下四个方面：1整车总布置 根据整车的总布置，对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。2驾驶员的使用习惯 人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档。值得注意的是倒档，虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不接合。从安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。3提高平均传动效率 为提高平均传动效率，在中间轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。4改善齿轮受载状况 各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力，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档，都应当布置在靠近轴的支承处，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档顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。综上所述，由于本次设计的为轻型货车变速器，布置形式采用发动机前置后轮驱动，变速器布置的空间较大，对变速器的结构要求较高，要求运行时噪声要小，故选用中间轴五档变速器，并且五档为直接档。采用图2-1g的倒档布置形式。2.5变速器齿轮形式与自动脱档分析2.5.1齿轮形式变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比较，有运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，工作时有轴向力。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档。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度（图2-2）影响齿轮强度。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。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取大些，至少满足尺寸要求： 式中：花键内径。图2-2 变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，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m范围内选用。2.5.2变速器自动脱档分析自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、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2-3a所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的13mm。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档。2将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换档后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档，如图2-3b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23），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图2-3c所示。这种方案比较有效，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档的效果。a） b) c)图2-3防止自动脱挡的机构措施2.6本章小结本章主要确定了皮卡的主要参数，以及针对变速器传动机构的布置方案，这是设计本课题的前提，为之后的设计确定了方向。第3章 变速器主要参数的确定3.1变速器档位数目及各档传动比的确定3.1.1变速器档位数目的确定近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。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。商用车变速器采用45个档或多档。总质量3.5t以下的货车多采用四档变速器，总质量3.510.0t的货车多采用五档变速器。总质量大于10t的货车多采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。本设计采用五档变速器。3.1.2主传动比的确定 (3.1)式中； 汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。 (3.2)式中： 发动机最大扭矩（Nm）； 发动机最大功率（Kw）；发动机最大功率转速（r/min）；转矩适应系数=1.11.3； (3.3)式中： 发动机最大扭矩转速。已知：最高车速=130 km/h；最高档为直接档，传动比=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格215/75R15得到=0.32(m)；发动机最大功率转速=3800 (r/min)发动机转速=3800（r/min）；由公式（3.1）得到主传动比：3.1.3 变速器各档传动比的确定汽车行驶方程式 (3.4)汽车爬坡时车速不高，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： (3.5)一般货车的最大爬坡度约为30%，即=16.7则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为： (3.6)式中：汽车总质量，Kg；重力加速度，m/s；道路附着系数，；驱动车轮的滚动半径，m；发动机最大转矩，Nm主减速比，；汽车传动系的传动效率，。将各数据代入式(3.6)中得：根据驱动车轮与路面的附着条件：(3.7)可求得变速器一档传动比为： (3.8) 式中：汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，因为货车42后轮双胎满载时后轴的轴荷分配范围为60%68%，所以G2=35009.865=22295N道路的附着系数，计算时取；其他参数同式(3.6)。将各数据代入式(3.8)得：通过以上计算可得到4.0785.188，国产汽车中，轿车变速器传动比变化范围是34，中、轻型货车约为56，其他货车在7以上。所以在本设计中，取。此变速器的最高档为直接档，其传动比为1.0，一档传动比初选为5.10，中间各档的传动比按理论公式 （其中n为档位数）求得公比。因为，所以：3.2变速器中心距的确定对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距；对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴线之间的距离称之为变速器中心距。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。中间轴式变速器的中心距(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选，经验公式为： (3.9)式中：中心距系数，乘用车： ，商用车： 发动机的最大转矩(Nm)；变速器一挡传动比；变速器的传动效率，取96%；将各数代入式(3.9)中得 综上所述，初选中心距=100mm。3.3变速器的外形尺寸变速器的外形尺寸主要指变速器的轴向尺寸，其轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距的尺寸参照下列关系式初选。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）五档 （2.73.0）六档 （3.23.5）此变速器为五档，故初选外形尺寸为（2.73.0）=270300mm。3.4齿轮参数的选择3.4.1齿轮模数齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。齿轮模数m与弯曲应力之间有如下关系：直齿轮模数 (3.10)式中 计算载荷，Nmm；应力集中系数，直齿齿轮取1.65；摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；齿轮齿数；齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0；齿形系数，见图3-1；轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。斜齿轮法向模数 (3.11)式中 计算载荷，Nmm；应力集中系数，斜齿齿轮取1.5；斜齿螺旋角；摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；齿轮齿数；齿宽系数，斜齿齿轮取7.08.6；齿形系数，见图3-1；轮齿弯曲应力，当时，对乘用车变速器斜齿齿轮的许用应力MPa，商用车变速器斜齿齿轮的许用应力MPa。从轮齿应力的合理性及强度考虑,每对齿轮应有各自的模数,但出于工艺考虑，模数应尽量统一,多采用折衷方案。表3.1给出了汽车变速器齿轮模数范围。表3.1 汽车变速器齿轮的法向模数（mm）车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定（表3.1）并满足强度要求。表3.2 汽车变速器常用齿轮模数（mm）一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50由表3.1和表3.2并且参照同类车型选取模数。图3-1 齿形系数y（当载荷作用在齿顶,=20,=1.0）对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；现代汽车变速器通常是高档齿轮用一种模数，一档和倒档齿轮用另一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。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1.814.0t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，有利于换档。3.4.2齿形、压力角及螺旋角压力角较小时，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。变速器齿轮用20,啮合套或同步器的接合齿压力角用30。斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。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，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同档位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、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。一档和倒档设计为直齿时，在这些档位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些档位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。根据图3-2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：； (3.12)由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足 (3.13)式中，为轴向力，为圆周力，为节圆半径；为中间轴传递的转矩。图3-2中间轴轴向力的平衡最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：两轴式变速器为 ：2030中间轴式变速器为：2234货车变速器：1834汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表3.3选取。表3.3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形，一般货车GB1356-78规定的标准齿形重型车GB1356-78规定的标准齿形低档、倒档齿轮，小螺旋角3.4.3齿宽在选择齿宽时，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少质量，应该选用较小的齿宽。通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0；斜齿，取为6.08.5。采用啮合套或同步器换档时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm。3.4.4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。我国规定，齿顶高系数取为1.00。3.4.5齿轮的修正为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正的方法有三种：1加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位；2改变刀具的原始齿廓参数；3改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。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，又避免了其缺点。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。3.5各档齿轮齿数分配图3-3变速器传动示意图在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动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。3.5.1确定一档齿轮齿数 一档齿轮选用斜齿圆柱齿轮，模数=3mm，初选螺旋角=30。中间轴一档齿轮齿数，货车可在12-17之间选用，最小为12-14，取=13，一档齿轮为斜齿轮。一档传动比为: (3.14)为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿: (3.15)=57.74取整为58即=-=58-13=453.5.2对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。=100.46mm取整为=100mm。对一档齿轮进行角度变位：确定实际螺旋角： 端面压力角： 端面啮合角： 中心距变动系数n： 变位系数之和： 查变位系数线图得： 齿顶降低系数n： 计算一档齿轮9、10参数：分度圆直径：齿顶高：齿根高：齿全高：齿顶圆直径：齿根圆直径：当量齿数：3.5.3确定常啮合齿轮副齿数常啮合齿轮选用斜齿圆柱齿轮，模数=3mm，初选螺旋角=30。由式(3.15)求出常啮合传动齿轮的传动比 (3.16)常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，即 (3.17)由式(3.16)、(3.17)得=23.38，=34.36取整为=24，=34，则：对常啮合齿轮进行角度变位：确定实际螺旋角： 理论中心距： 端面压力角 ： 端面啮合角 ： 中心距变动系数n： 变位系数之和： 查变位系数线图得： 齿顶降低系数n： 计算常啮合齿轮1、 2参数：分度圆直径: 齿顶高: 齿根高: 齿全高: 齿顶圆直径: 齿根圆直径: 当量齿数: 3.5.4确定其他各档齿轮齿数1二档齿轮为斜齿轮，模数=3mm，初选=30 (3.18) (3.19)由式（3.18）、（3.19）得=40.76，=16.98取整为=41，=17对二档齿轮进行角度变位：确定实际螺旋角： 理论中心距： 端面压力角 ： 端面啮合角 ： 中心距变动系数n： 变位系数之和： 查变位系数线图得： 齿顶降低系数n： 计算二档齿轮7、8参数：分度圆直径：齿顶高：齿根高：齿全高：齿顶圆直径：齿根圆直径：当量齿数：2三档齿轮为斜齿轮，模数=3mm，初选=30 (3.20) (3.21)由式(3.20)、(3.21)得=35.53，=22.21取整为=36，=22对三档齿轮进行角度变位：确定实际螺旋角： 理论中心距： 端面压力角： 端面啮合角： 中心距变动系数n： 变位系数之和： 查变位系数线图得： 齿顶降低系数n： 计算三档齿轮5、6参数：分度圆直径： 齿顶高：齿根高：齿全高：齿顶圆直径：齿根圆直径：当量齿数：3四档齿轮为斜齿轮，模数=3mm，初选=30 (3.22) (3.23)由式(3.22)、(3.23)得=29.85，=27.89取整为=30，=28对四档齿轮进行角度变位：确定实际螺旋角： 理论中心距： 端面压力角 ： 端面啮合角 ： 中心距变动系数n： 变位系数之和： 查变位系数线图得： 齿顶降低系数n： 计算四档齿轮3、4参数：分度圆直径：齿顶高：齿根高：齿全高：齿顶圆直径：齿根圆直径：当量齿数：3.5.5确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用直齿圆柱齿轮，选用的模数=3.5mm，倒档齿轮的齿数一般在2123之间，初选后，可计算出中间轴与倒档轴的中心距。初选=23，=11，则：=59.5mm为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为=21003.5(11+2)1=153.5mm=2=41.86 取=42计算倒档轴和第二轴的中心距：=113.75mm计算倒档传动比： =5.41分度圆直径： 齿顶高：齿根高： 齿全高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 3.6本章小结本章根据汽车理论的知识计算出变速器的各档传动比；确定了中心距与齿轮各参数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各档传动比计算出各档齿轮齿数，同时对各档齿轮进行变位。第4章 变速器齿轮设计及校核4.1 齿轮材料的选择变速器齿轮的损坏形式主要有三种：齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合。1齿轮折断齿轮在啮合过程中，轮齿表面承受有集中载荷的作用。可以把轮齿看作悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。2齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。3齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间滑动油模破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面强度，选择适当的齿面表面处理方法和镀层等，是防止齿面胶合的措施。齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多，下述几点可供选择材料时参考：1齿轮材料必须满足工作条件的要求。2应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成型方法及热处理和制造工艺。3正火碳钢。4合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮。5飞行器中的齿轮传动，要求齿轮尺寸尽可能小，应采用表面硬化处理的高强度合金钢。对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表面的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，大大提高了其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑其加工性能及制造成本。现在汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnCr5的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下： 渗碳层深度0.81.2mm3.55 渗碳层深度0.91.3mm 渗碳层深度1.01.6mm渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为5863HRC，心部硬度为3348HRC。某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（）齿轮，采用了40Cr或35Cr钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制。4.2各轴的转矩计算发动机最大扭矩为260Nm，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。轴： =26098%96%=244.608Nm中间轴： =244.60896%99%34/24=329.340Nm轴： 一档=329.3400.960.9945/13=1083.478Nm二档=329.3400.960.9941/17=754.894Nm三档=329.3400.960.9936/22=512.190Nm四档=329.3400.960.9930/28=335.362Nm倒档=1079.494Nm倒档轴： =329.3400.960.9923/11=654.464Nm4.3齿轮强度校核汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或磨齿精加工，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。4.3.1轮齿的弯曲应力1直齿轮弯曲应力公式为：式中：弯曲应力(MPa)；圆周力(N)，；计算载荷(Nm)；节圆直径(mm)；应力集中系数，可近似取=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽(mm)；端面齿距(mm)，；模数；齿形系数。因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得： (4.1)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa范围。2斜齿轮弯曲应力公式为：式中：圆周力()，；计算载荷(Nm)；节圆直径(mm)，法向模数(mm)，齿数， 斜齿轮螺旋角()；应力集中系数，；齿面宽(mm)；法向齿距(mm)，；齿形系数，可按当量齿数在图4-1中查得；重合度影响系数，。将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为： (4.2)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围。4.3.2轮齿的接触应力 (4.3)式中：轮齿的接触应力（MPa）齿面上的法向力（N），；端面内分度圆切向力，；计算载荷(Nm)；节圆直径(mm)；节点处压力角()；齿轮螺旋角()；齿轮材料弹性模量(MPa)，=20.6104 Nmm-2；齿轮接触实际宽度(mm)；，主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径(mm)，其中：斜齿轮，；直齿轮，。、 主动及被动齿轮节圆半径(mm)。其中：斜齿轮，直齿轮所以：斜齿轮，；直齿轮，。斜齿轮法向模数直齿轮模数斜齿轮当量齿数直齿轮齿数将所有参数带入式(4.3)得：斜齿轮 (4.4)直齿轮 (4.5)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4.1。表4.1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa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130014006507004.3.3各档齿轮的强度校核1计算倒档直齿轮11，12，13的弯曲应力 =42，=11，=23，=0.132，=0.143，=0.110，=3.5mm，=7.0，=1079.494Nm，=329.340Nm，=654.464Nm=613.651MPa400850MPa= 806.474MPa400850Mpa= 815.248MPa400850MPa2计算一档斜齿轮9，10的弯曲应力=45，=13，=0.128，=0.142，=1083.478Nm，=329.340Nm，=29.54，=3mm，=8.5=340.640MPa180350MPa=323.081MPa180350MPa3计算二档斜齿轮7，8的弯曲应力=41，=17， =0.125，=0.145，=754.894Nm，=329.340Nm，=29.54，=3mm，=8.5=266.741MPa180350MPa=241.950MPa180350MPa4计算三档斜齿轮5，6的弯曲应力=36，=22，=0.121，=0.153，=512.190Nm，=329.340Nm，=29.54，=3mm，=8.5=212.932MPa180350MPa=177.186MPa180350MPa5计算四档斜齿轮3，4的弯曲应力=30，=28， =0.113，=0.158，=335.362Nm，=329.340Nm，=29.54，=3mm，=8.5=179.148MPa180350MPa=134.812MPa180350MPa6计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力=24，=34， =0.154，=0.119，=244.608Nm，=329.340Nm，=29.54，=3mm，=8.5=119.850MPa180350MPa=147.407MPa180350MPa7计算一档斜齿轮9，10的接触应力=45，=13，=155.17，=44.83，=1083.478Nm，=329.340Nm，=29.54，=8.5，=3mm=10.13mm=35.06mm = =1238.32MPa19002000MPa =1270.18MPa19002000MPa8计算二档斜齿轮7，8的接触应力=41，=17，=141.38，=58.62，=754.894Nm，=329.340Nm，=29.54，=8.5，=3mm=13.24mm=31.94mm=992.14MPa13001400MPa=1017.70MPa13001400MPa9计算三档斜齿轮5，6的接触应力=36，=22，=124.14，=75.86， =512.190Nm，=329.340Nm，=29.54，=8.5，=3mm=17.14mm=28.05mm=817.95MPa13001400MPa=839.04MPa13001400MPa10计算四档斜齿轮3，4的接触应力=30，=28，=103.45，=96.55，=335.362Nm，=329.340Nm，=29.54，=8.5，=3mm=21.81mm=23.37mm=704.24MPa13001400MPa=722.40MPa13001400MPa11常啮合斜齿轮1，2的接触应力=24，=34，=82.76，=117.24， =244.608Nm，=329.340Nm，=29.54，=8.5，=3mm=18.70mm=26.493mm=682.16MPa13001400MPa=665.04MPa13001400MPa12计算倒档直齿轮11，12，13的接触应力=42，=11，=23，=147，=38.5，=80.5，=3.5mm，=7.0，=1079.494Nm，=329.340Nm，=654.464N.m=6.58mm =13.77mm=25.14mm=1135.77MPa19002000MPa=1733.54MPa19002000MPa=1561.44MPa19002000MPa4.4计算各档齿轮的受力1一档斜齿轮9，10的受力=155.17mm，=44.83mm，=1083.478Nm，=329.340Nm，=29.542二档斜齿轮7，8的受力mm，mm，=754.894Nm，=329.340Nm，3三档齿轮5，6的受力mm，mm，=512.190Nm，=329.340Nm，=29.544四档斜齿轮3，4的受力mm，mm，=335.362Nm，=329.340Nm，=29.545常啮合齿轮1，2的受力mm，mm，=244.608Nm，=329.340Nm，=29.546倒档齿轮11，12，13的受力=147mm，=38.5mm，=80.5mm， =1079.494Nm，=329.340Nm，=654.464Nm4.5本章小结本章介绍了齿轮材料的选择原则，然后计算出各档齿轮的转矩。对各档轮齿的弯曲应力和接触应力进行校核。最后计算出各档齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。第5章 变速器轴和轴承的设计及校核5.1轴的设计5.1.1轴的设计要求及结构设计变速器在工作时承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强度和刚度，轴上花键型式和尺寸。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。在中间轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其直径根据前轴承内径确定。公差一般选。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总称轴向尺寸确定。确定第一轴后径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，便于装拆第一轴。第二轴前颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针轴承。第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用渐开线花键是以大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承、衬套还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不应低于0.8。表面硬度不应低于5863HRC。第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。轻型汽车变速器各档位常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面有相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很不利的。因此只在轻型汽车上采用。变速器中间轴有旋转式和固定式两种：固定式中间轴是根光轴，近期支撑作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承、或短圆柱滚子轴承。轴常轻压于壳体中。因此光轴有两种配合公差的轴径。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。轻型汽车的中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖。因而多采用固定式中间轴。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小，常和轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。如结构尺寸允许，应尽量用旋转式中间轴而不用固定式中间轴。此次设计的皮卡轻型货车的变速器就是采用的旋转式中间轴。中间轴的轴承运用圆锥滚子轴承，从前至后依次是常啮合齿轮，四档齿轮，三档齿轮，二档齿轮，一档齿轮；除常啮合齿轮和四档齿轮由于尺寸较大外，其他齿轮与中间轴制成一体。5.1.2轴的尺寸设计在已知中间轴式变速器中心距时，可按以下公式初选轴直径：各轴的最小直径9： (5.1)其中：轴的估算最小径计算常数，取决于轴的材料及受载情况，见表5.1轴传递的功率（kW）轴的转速表5.1 轴常用材料的计算常数值轴的材料Q235、20Q275、354540Cr、35SiMn12614911213510312697112第一轴花键部分直径： (5.2)其中： 经验系数，发动机最大转矩第二轴及中间轴最大轴径： 轴的直径与支承跨度长度之间关系可按下式选取：第一轴及中间轴： =0.160.18 (5.3)第二轴： =0.180.21 (5.4)轴的尺寸还与齿轮、轴承花键标准等有一定联系，需要根据具体情况，参照轴承、花键标准进行修正。已知中心距=100mm，=260Nm应用上述公式计算各轴尺寸：第一轴花键部分直径=25.5329.36mm 取30mm；第二轴最大直径=4560mm 取=60mm；中间轴最大直径=4566mm 取=60mm第二轴支承之间的长度=285.71333.33mm；中间轴支承之间的长度=333.33375mm。图5-1 变速器传动机构尺寸图5.2轴的校核5.2.1轴的刚度校核若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式(5.5)、(5.6)、(5.7)计算 (5.5) (5.6) (5.7)式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.06105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算13；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。abLFr图5-2 变速器输出轴的刚度变形简图1第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算2第二轴的刚度校核一档时N，N，mm，mm，mm=0.04mm =0.095=0.0002rad0.002rad二档时N，N，mm，mm，mm=0.038mm =0.09=0.00005rad0.002rad三档时N，N，mm，mm，mm=0.054mm =0.13=0.0003rad0.002rad四档时N，N，mm，mm，mm=0.043mm =0.1=0.0005rad0.002rad倒档时N，N，mm，mm mm=0.014mm =0.038=0.0004rad0.002rad3中间轴的刚度校核abLFr图5-3 变速器中间轴的刚度变形简图 一档时N，N，mm，mm，mm=0.08mm =0.15=0.0005rad0.002rad二档时N，N，mm，mm，mm=0.054mm =0.13=0.00014rad0.002rad三档时N，N，mm，mm，mm=0.02mm =0.048=0.00005rad0.002rad四档时N，N，mm，mm，mm=0.025mm =0.06=0.00005rad0.002rad五档时N，N，mm，mm，mm=0.008mm =0.02=0.0002rad0.002rad倒档时N，N，mm，mm，mm=0.058mm =0.13=0.00185rad0.002rad5.2.2轴的强度校核作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。先求取支点的垂直面和水平面内的反力，计算相应的垂向弯矩、水平弯矩。则轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为： (5.8)式中: (MPa)；为轴的直径(mm)，花键处取内径；为抗弯截面系数(mm)，在低挡工作时，400MPa。1第二轴的强度校核Nmm；一档时挠度最大，最危险，因此校核。求水平面内支反力、和弯矩+= (5.9) (5.10)由以上两式可得=4631.68N，=9333.36N，=920546.39Nmm求垂直面内支反力、和弯矩+= (5.11) (5.12)由以上两式可得=-127N，=5969.37N，=-25241.25N.mm，=588758.96Nmm按第三强度理论得：NmmRVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1LRVARVBFr9M920546.3992925241.253588758.9610834.78839329.58图5-4 第二轴受力图2中间轴强度校核； ； ； 求水平面内支反力、和弯矩、+= (5.13)+ (5.14)由以上两式可得=-478.72N，=8969.07N，=-147144.17Nmm，=256784.47 Nmm2)求垂直面内支反力、和弯矩、+=+ (5.15) (5.16)由以上两式可得=-355.41N，=8926.20N，=-109242.37Nmm，=255557.11 Nmm，=-226240.25Nmm按第三强度理论得：NmmNmm Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt12CDMFr12RVBRVAL3-147144.17256784.47-109242.37255557.11-226240.25329340图5-5 中间轴受力图5.3轴承的选择及校核1第一轴轴承选择及校核图5-6 第一轴轴承受力图（1）初选轴承的型号为323087，正装；=2466.02N，=3347.84N，=-127N，（2）求竖直面内支反力 +=-127+=2466.02N=2593.02N（3）内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.7（4）轴向力和由于所以轴承2被放松，轴承1被压紧（5）求当量动载荷查机械设计课程设计得，径向当量动载荷 因为查机械设计手册得：，取所以（6）校核轴承寿命轴承的使用寿命L以平均速度行驶至大修前总行里程S计算，对轴承寿命要求，轿车为30万公里，货车为25万公里。公式为： 由以上公式得： ，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。=17437.70h=3205.13h 合格2中间轴轴承选择及校核图5-7 中间轴轴承受力图（1）初选轴承的型号：左端32307，右端30306，正装；=-355.41N，=8926.20N，=3181.88N，（2）内部附加力、，由机械设计手册查得Y左=1.9，Y右=1.9（3）轴向力和由于所以轴承1被放松，轴承2被压紧（4）求当量动载荷查机械设计课程设计得，径向当量动载荷 因为， 查机械设计手册得：，取所以（5）校核轴承寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。=40853.29h=3205.13h 合格=4200.70h=3205.13h 合格3第二轴轴承选择及校核图5-8 第二轴轴承受力图（1）初选轴承的型号32307，正装；=5969.37N， =-127N，=7913.91N，（2）内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.9（3）轴向力和由于所以轴承2被放松，轴承1被压紧（4）求当量动载荷查机械设计课程设计得，径向当量动载荷 因为查机械设计手册得：，取所以（5）校核轴承寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。=3880.03h=3205.13h 合格5.4本章小结本章主要对传动机构中的轴进行设计，确定其结构、尺寸，校核轴的刚度和强度，并对各轴选择合适的轴承，且校核各轴承的使用寿命，令其满足要求。第6章 同步器的选择同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但又不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相同）换档的缺点，现已很少使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能确保完成同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。用得最广泛的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器。挂挡时，在轴向力作用下摩擦元件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止元件用于阻止同步前强行挂挡；弹性元件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。6.1锁销式同步器1、4-同步锥环；2-锁销；3-啮合套；5-啮合齿座；6-定位销图6-1锁销式同步器如图6-1所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环1，4和齿轮上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套3的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。滑动齿套与同步环之间为弹性连接。摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。在惯性式同步器中b弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。6.2锁环式同步器1、4-锁环（同步锥环）；2-滑块 3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套图6-2 锁环式同步器如图6-2所示，锁环式同步器工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，其转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛应用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口，缺口比滑块宽一个接合齿宽。换挡时，啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠，转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵，如图6-3a所示，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，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6-3b所示，锁止斜面脱开，啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的接合齿同步啮合，保证无冲击挂挡。 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置1-锁环；2-啮合套；3-啮合套上接合齿；4-滑块图6-3 锁环式同步器工作原理 综上所述内容，本次设计的变速器换档方式采用锁环式同步器。6.3本章小结本章主要对换挡机构中的同步器进行选择，确定其结构、尺寸与本设计中的变速器相配合，进而选择出适合本变速器的同步器。第7章 操纵机构与箱体的选择7.1操纵机构的选择变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮啮合或同步器移动到规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许两个档位的齿轮、啮合套或同步器同时挂档。变速器的工作与操纵机构有很大关系，往往因操纵机构不好设计，发生挂档困难或挂不上档的情况。而且换档占驾驶员很大一部分劳动量，所以，如何使操纵机构轻便化、自动化是很重要的问题。设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置图的确定主要从换档方便角度考虑。为此，应注意以下三点：1按换档次序来排列；2将常用档放在中间位置，其它档放在两边；3为了避免误挂倒档，往往将倒档放在最靠边的位置，有时和工档组成一排。但往往受变速器结构方案的限制，不能得到最方便的换档程序。图7-1表示了几种常见的变速器换档位置图。图7-1 换档位置图7.1.1 变速操纵杆的布置变速器操纵机构按照变速操纵杆位置的不同，可分为直接操纵式和远距离操纵式两种类型。1.直接操纵式当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。2.远距离操纵式平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器称为远距离操纵手动换挡变速器。7.1.2换档锁装置为了保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，变速器操纵机构一般都具有换档锁装置，包括互锁装置、自锁装置和倒档锁装置。1.互锁装置互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速杆叉轴互被锁住，防止同时挂上两个档位。互锁装置由互锁钢球和互锁销组成。图7-2互锁装置工作示意图1、3、5-拨叉轴；2、4-互锁钢球；6-互锁销当变速器处于空档时，所有拨叉轴的侧面凹槽同互锁钢球、互锁销都在一条直线上。当移动中间拨叉轴3时，如图7-2a所示，轴3两侧的内钢球从其侧凹槽中被挤出，而两外钢球2和4则分别嵌入拨叉轴1和轴5的侧面凹槽中，因而将轴1和轴5刚性地锁止在其空档位置。若欲移动拨叉轴5，则应先将拨叉轴3退回到空档位置。于是在移动拨叉轴5时，钢球4便从轴5的凹槽中被挤出，同时通过互锁销6和其他钢球将轴3和轴1均锁止在空档位置，如图7-2b所示。同理，当移动拨叉轴1时，则轴3和轴5被锁止在空档位置，如图7-2c所示。由此可知，互锁装置工作的机理是当驾驶员用变速杆推动某一拨叉轴时，自动锁止其余拨叉轴，从而防止同时挂上两个档位。2.自锁装置自锁装置的作用是防止因汽车振动或有小的轴向力作用而致变速器自动脱档，保证啮合齿轮以全齿宽进行啮合。大多数变速器的自锁装置都是采用自锁钢球对拨叉轴进行轴向定位锁止。图7-3自锁和互锁装置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-拨叉轴如图7-3所示，在变速器盖中钻有三个深孔，孔中装入自锁钢球和自锁弹簧，其位置正处于拨叉轴的正上方，每根拨叉轴对着钢球的表面沿轴向设有三个凹槽，槽的深度小于钢球的半径。中间的凹槽对正钢球时为空档位置，前边或后边的凹槽对正钢球时则处于某一工作档位置，相邻凹槽之间的距离保证齿轮处于全齿长啮合或是完全退出啮合。凹槽对正钢球时，钢球便在自锁弹簧的压力作用下嵌入该凹槽内，拨叉轴的轴向位置便被固定，不能自行挂档或自行脱档。当需要换档时，驾驶员通过变速杆对拨叉轴施加一定的轴向力，克服自锁弹簧的压力而将自锁钢球从拨叉轴凹槽中挤出并推回孔中，拨叉轴便可滑过钢球进行轴向移动，并带动拨叉及相应的接合套或滑动齿轮轴向移动，当拨叉轴移至其另一凹槽与钢球相对正时，钢球又被压入凹槽，驾驶员具有很强的手感，此时拨叉所带动的接合套或滑动齿轮便被拨入空档或被拨入另一工作档位。3.倒档锁装置在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档，以致造成安全事故和损坏传动系，在操纵机构中都设有倒档锁。图7-4为倒档安全装置。通常装在变速器盖上，当变速器杆头接触安全装置开始换倒档时，由于弹簧或定位钢球的作用，阻力很大，使驾驶员产生明显的手感。由此可见，倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，才能挂入倒档，起到警示注意作用，以防误挂倒档。 (a) （b）图7-4倒档安全装置7.2变速器箱体的设计变速器箱体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，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，而且设计时还应当注意到箱体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有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。7.3本章小结本章主要对变速器中的操纵机构和箱体进行了简要介绍，在设计过程中确定了选择形式与设计的依据，用以准确的设计出操纵机构及箱体。结 论在本次奥腾皮卡变速器的设计中，主要完成了变速器传动方案的布置；确定各齿轮传动比以及中心距；对齿轮各参数进行了选择；合理分配各档齿轮齿数；对变速器的齿轮与轴进行设计并校核；以及轴承、同步器和箱体的选择，最后利用AutoCAD绘图软件绘制装配图和零件图等设计。由于本次设计的项目在国内外已是成熟技术，所以这次设计的目的在于掌握设计方法，熟悉设计过程以及理解一些设计原理。本次设计以变速器设计为题。主要是对变速器的两大主要元件齿轮和轴的设计计算。在机械式变速器中，这两大元件对变速器的工作起了主要作用。在设计过程中通过运用材料力学的知识，对轴和齿轮进行了力学分析、校核计算以及选择合理的材料和热处理方法。并且对操纵机构和箱体的设计以及对图纸的绘制等设计工作进行完善，从而更好的完成本次毕业设计。参考文献1 陈家瑞.汽车构造M.北京：机械工业出版社，2002.2 朝峰.汽车变速器技术的发展与展望J.汽车研究与开发，2005.3 王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，2004. 4 刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001.5 张松林.最新轴承手册M.北京：电子工业出版社，2007. 6 马秋生.机械设计基础M.北京：机械工业出版社，2003.7 周松鹤.工程力学M.北京：机械工业出版社，2005.8 张文春.汽车理论M.北京：机械工业出版社，2005. 9 董宝承.汽车底盘M.北京：机械工业出版社，2004.10 彭明涛.汽车带式变速器的发展现状J.重庆工商大学学报，2003,(01) 11 董云海, 殷晨波, 何茂先, 杨敏, 岳刚鹏. 基于MATLAB优化工具箱的齿轮传动优化设计J.组合机床与自动化加工技术, 2005,(11) 12 刘鹤松, 崔胜民. 基于MATLAB的汽车变速器优化设计方法J.哈尔滨工业大学学报, 2004, (01)13 马云超, 阮米庆. 变速器参数的可靠性优化设计J.上海汽车, 2009,(01)14 Lee H.Kim H.Improvement of Fuel Economy by Shift Speed Control for Metal Belt Continuously Variable TransmissionJ.Imeche,2002. 15 Ashloy E.Is CVT the Transmission of the FutureJ.Mechanical Engineer ing,1994.致 谢在本次为期17周的毕业设计过程中，我感觉受益匪浅，通过设计掌握了许多相关学科的知识，也发现了一些自身的不足，为步入社会奠定了一定的基础。在此特地感谢我的指导老师吕德刚老师，在做毕业设计期间得到了吕德刚老师的亲切关怀和耐心的指导。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，吕老师始终给予我细心的指导和不懈的支持。在此谨向吕老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。同时，感谢赵国庆、胡凯等同学对我的帮助，我在设计过程中遇到困难时，他们能热心帮助我解决问题。也衷心的感谢院系的各级领导对我们毕业设计的督促和关心，感谢答辩老师对我的毕业设计给予的细心指导，使我在改正设计中的错误与完善不足时不断的成长与进步。最后我还要感谢我的母校黑龙江工程学院这四年来对我的培养。在此向汽车与交通工程学院车辆工程专业以及我的母校所有的老师表示由衷的谢意。附 录附录A 英文文献原文TransmissionOverviewTransmission gearboxs function the engines output rotational speed is high, the maximum work rate and the maximum torque appears in certain rotational speed area. In order to display engines optimum performance, must have a set of variable speed gear, is coordinated the engine the rotational speed and wheels actual moving velocity. The transmission gearbox may in the automobile travel process, has the different gear ratio between the engine and the wheel, through shifts gears may cause the engine work under its best power performance condition. Transmission gearboxs trend of development is more and more complex, the automaticity is also getting higher and higher, the automatic transmission will be future mainstream.Automotive Transmissions mission is to transfer power, and in the process of dynamic change in the transmission gear ratio in order to adjust or change the characteristics of the engine, at the same time through the transmission to adapt to different driving requirements. This shows that the transmission lines in the automotive transmission plays a crucial role. With the rapid development of science and technology, peoples car is getting higher and higher performance requirements, vehicle performance, life, energy consumption, such as vibration and noise transmission depends largely on the performance, it is necessary to attach importance to the study of transmission.Transmission gearboxs pattern the automobile automatic transmission common to have three patterns: Respectively is hydraulic automatic transmission gearbox (AT), machinery stepless automatic transmission (CVT), electrically controlled machinery automatic transmission (AMT). At present what applies is most widespread is, AT becomes automatic transmissions pronoun nearly. AT is by the fluid strength torque converter, the planet gear and the hydraulic control system is composed, combines the way through the fluid strength transmission and the gear to realize the speed change bending moment. And the fluid strength torque converter is the most important part, it by components and so on pump pulley, turbine wheel and guide pulley is composed, has at the same time the transmission torque and the meeting and parting function. And AT compare, CVT has omitted complex and the unwieldy gear combination variable transmission, but is two groups of band pulleys carries on the variable transmission. Through changes the driving gear and the driven wheel transmission belts contact radius carries on the speed change. Because has cancelled the gear drive, therefore its velocity ratio may change at will, the speed change is smoother, has not shifted gears kicks the feeling. AMT and the hydraulic automatic transmission gearbox (AT) is the having steps automatic transmission equally. It in the ordinary manual transmission gearboxs foundation, through installs the electrically operated installment which the microcomputer controls, the substitution originally couplings separation which, the joint and the transmission gearbox completes by the manual control elects to keep off, to shift gears the movement, realizes fluid drive. Manual transmission gear mainly uses the principle of deceleration. Transmission within the group have different transmission ratio gear pair, and the car at the time of shift work, that is, through the manipulation of institutions so that the different transmission gear pair work. Manual transmission, also known as manual gear transmission, with axial sliding in the gears, the meshing gears through different speed to achieve the purpose of torque variation. Manual shift transmission can operate in full compliance with the will of the driver, and the simple structure, the failure rate is relatively low, value for money. Automatic transmission is based on speed and load (throttle pedal travel) for two-parameter control gear in accordance with the above two parameters to automatically take-off and landing. Automatic transmission and manual transmission in common,
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