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瑞麒G52010款梅西版2.0TCI汽车 两轴式六档手动 带同步器 8张CAD图纸和说明书全套终稿 HLJIT6H 240 变速器 设计 瑞麒 G52010 款梅西版 2.0 TCI 汽车 两轴式六档

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SY-025-BY-1毕业设计（论文）题目审定表指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称HLJIT6H-240变速器设计课题适用专业车辆工程课题类型其它 课题简介：（主要内容、意义、现有条件、预期成果及表现形式。） 指导教师签字： 年 月 日教研室意见1选题与专业培养目标的符合度好较好一般较差2对学生能力培养及全面训练的程度好较好一般较差3选题与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度好较好一般较差4论文选题的理论意义或实际价值好较好一般较差5课题预计工作量较大适中较小6课题预计难易程度较难一般较易 教研室主任签字： 年 月 日系（部）教学指导委员会意见： 负责人签字： 年 月 日注：课题类型填写 W.科研项目；X.生产（社会）实际；Y.实验室建设；Z.其它。SY-025-BY-5毕业设计（论文）中期检查表填表日期迄今已进行 8 周剩余 8 周学生姓名贲书海系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-10指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称HLJIT6H-240变速器设计学生填写毕业设计（论文）工作进度已完成主要内容待完成主要内容 （1）调研、收集资料、完成开题报告 第1-2周 （2）整体方案设计，完成机构示意图 第3周 （3）结构设计计算，有限元分析第4-8周（4）绘制设计图9-12周（5）编写设计说明书13周（6）毕业设计（论文）审核、修改 第14、15周（7）毕业设计（论文）答辩准备及答辩 第16周 存在问题及努力方向 再设计过程中对有些知识点理解不透彻，思路还不够清晰，在老师的指点下问题得到解决。学生签字： 指导教师意 见 指导教师签字： 年 月 日教研室意 见教研室主任签字： 年 月 日SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名贲书海系部汽车与交通工程专业、班级车辆工程07-10指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘否题目名称HLJIT6H-240变速器设计一、设计（论文）目的、意义为了往复活塞式发动机的工作特性，满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求，所以对变速器的性能要求也更高。现代汽车上广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点，但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，因此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器，以达到减速增矩的目的。手动变速器有成本低、可靠性高、维护简便的特点。随着汽车对安全、节能、环保的不断重视，汽车变速器作为整车的一个关键部件，其产品的质量对整车的安全使用及整车性能的影响是非常大的，因而对汽车后桥进行有效的优化设计计算是非常必要的。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）基本参数驱动型式：4*2总质量：2t驱动桥满载：1T;最高车速200km/h最大爬坡：30%最大输入转矩：240N.m设计6档二轴式变速器设计的主要内容：（1）研究汽车机械变速器的组成、结构与设计；（2）建立有限元计算模型；（3）研究汽车机械变速器的载荷；（4）加载进行应力分析与结果分析；（5）对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计。技术要求（研究方法）：（1）要求研究汽车有限元分析、优化设计基本理论，并将其与机械制图、机械设计、材料力学、计算机软件等相关知识有机结合、熟练运用；（2）要求运用CAD/CAM/CAE软件进行建模；（3）运用有限元分析软件进行有限元静力学分析，重点进行弯曲强度分析；（4）实现变速器参数的优化设计。三、设计（论文）完成后应提交的成果 设计图纸（合0号图纸2.5张）； 设计说明书（2万字左右）； 相关外文翻译（1篇2千字左右）；基于有限元分析软件的输出轴静力学分析；四、设计（论文）进度安排 （1）调研、资料收集、完成开题报告 第2周 （2）整体方案设计，完成结构示意图（手绘）第3周 （3）结构设计计算，有限元分析，4-8周 （4）绘制设计图9-12周 （5）编写设计说明书13周 （6）毕业设计（论文）审核、修改 第14、15周 （7）毕业设计（论文）答辩准备及答辩 第16周5、 主要参考资料 1 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,20012 王望予.汽车设计M.第3版.北京:机械工业出版社,2000 3 成大先机械设计手册M北京:化学工业出版社，20044 余志生.汽车理论M.第3 版.北京:机械工业出版社,20005 张洪欣.汽车底盘设计M.北京:机械工业出版社,19986 刘选变速器锁销式同步器的设计计算J机械工程与自动化，2006，10 7 冯樱. 汽车变速器自顶向下设计方法研究J. 北京汽车，2007，58 石允国. 汽车变速器的现状与前景J.机械研究与应用, 2007,49 韦志林. 汽车变速器轴承寿命的校核计算J. 广西工学院学报,2000,610 林绍义. 一种汽车变速器设计J. 机电技术,2004,111 丁华.汽车变速器齿轮的强度分析J. 机械研究与应用,2001,1212 罗春香. 汽车变速器设计中速比分配问题的研究J. 西南民族大学学报,2004,613 刘法顺.乘用车两轴式机械变速器的设计J.交通科技与经济,2008,414 李爱琴.浅谈汽车变速器技术的发展.科技咨询导报J.2007.1515 胡朝峰，过学讯，汪斌.汽车变速器技术发展与展望J.汽车研究与开发.2005.516 Leitermann.Modern manual transmissions innovative solutions for a mature technology.VDI Berichte Nr.1943,2006(Germany) 17 Domian,Grumbach.Passenger car transmissions today and in the future；ATZ, Germany,2006,2 18 Julian Happian Smith.An Introduction to Modern Vehicle Design. Butterworth-HeinenMann. 2002.六、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）过程管理材料题 目HLJIT6H-240变速器设计学生姓名贲书海院系名称汽车与交通工程学院专业班级车辆工程07-10班指导教师崔宏耀职 称副教授教研室车辆工程起止时间2011年2月28日-6月24号教 务 处 制SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名贲书海系部汽车与交通工程专业、班级车辆工程07-10指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称HLJIT6H-240变速器设计一、课题研究现状,选题的目的、依据和意义1、研究现状1）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，变速器的结构形式选择、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。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行业的发展，他的设计是汽车设计的一个重要组成部分。从现代汽车变速器的市场状况和发展来看全世界各大厂商都对提高AT的性能及研制无级变速器（CVT)表现积极，汽车业界非常重视CVT在汽车上的使用化进程。然而，因无级变速器技术难度很大，发展相对较慢，从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器（MT)、电控液力自动变速器（ECT）、金属带（链）式无级变速器（CVT）、电控机械式自动变速器（AMT)、双离合器变速器（DCT）及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器（IVT)等数种。手动变速器（MT)在汽车的使用垄断近百年，自从汽车的问世，汽车变速器一直伴随着手动变速器的身影。手动变速器主要采用齿轮传动的变速原理，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，从而达到变速的目的。一般来说，手动变速器的传动效率要比自动变速器的高，因此驾驶技术好，手动变速器的汽车在加速、超车时比自动变速器快也省油。手动变速器之所以应用广泛，是由于优点众多：（1） 结构简单 传动机件均使用齿轮、花键毂、接合套等机械性零部件组装而成，传动可靠、结构简单 是传动系统中最传统的设计思想，并得到了广泛的应用。（2）体积较小 由于结构简单，制造起来可以使其变速箱体设计较小，所以汽车传动系统结构紧凑，有利于减小汽车整体的外形尺寸。（3） 制造成本低 由于结构简单，机械零件设计与制造精度不十分高，装配精度也比较低。所以工人装配与修理均比较容易。手动变速器以其特点，换挡操作完全遵从驾驶者的意志，且结构简单，故障率相对较低。价廉物美等等，占据大部分市场份额。大部分轻型轿车都是装备二轴变速器，在汽车向节能方向发展的今天，二轴变速器将是新时代的宠儿。 2）手动变速器的发展趋势 手动变速箱的许多最近的发展集中在为降低成本和体积的新制造方法上。传统来说，变速箱制造包含大量的昂贵的机器，以及为机械加工和装配操作所需留出空间限制的设计。最新的技术包括，比如说在最新的Ford/Getrag6速变速箱总可以看到的激光焊接冲压钢滑动齿轮选择器轴套。为替代前一代变速箱的铸铁拨叉，这种精铁而坚固的设计方案可以导致更少的对内部的伤害。齿轮盘片的激光和摩擦焊接同时保证了所需机器设计空间的降低，这是一种由雷诺公司在5速副轴原型变速箱设计中发明的技术，命名为EM1，曾在2000年展出并因为它的简单和轻便仅22公斤却能提供140N.m的转矩而出名。另一个方面上，设计人员也在其齿轮提供高转矩输出的设计上认真地研究过，提高了耐久性和低噪声水平。 2、目的、依据和意义 （1）目的：设计一台匹配性好的变速器，是汽车设计的一项重要工作。在设计过程中可以详细了解、掌握变速器中齿轮、轴的设计方法，不同条件下轴承的选取方法，操纵机构的设计和分析方法以及箱体的设计方法。（2）依据：运用CAD/CAE/CAM等现代设计方法并结合设计经验公式进行设计。（3）意义:变速器是汽车的重要部件之一，主要是在汽车行进过程中改变传动比，从而改变汽车的行驶速度和驱动轮上的转矩，以适应变化的行驶条件；或利用倒档实现汽车的倒向行驶；在发动机不熄火的情况下利用空挡中断动力传递，便于汽车起动、怠速、换挡和动力输出。它由几十个零件组成，零件直接的装配关系复杂。对于车辆工程的本科生，通过本毕业设计可以充分复习所学知识，并能提高计算机及CAD软件的使用水平，为以后的工作打下坚实的基础。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、研究的基本内容（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、分配和设计计算；（4）变速器轴和轴承的设计计算；（5）同步器及箱体的设计；（6）加载进行应力分析和结构分析；（7）建立有限元计算模型，变速器参数整体优化设计。2、拟解决的主要问题（1）变速器各参数的确定；（2）变速器齿轮的设计、计算及校核；（3）变速器的设计、计算及校核轴承的设计计算；（4）同步器的操纵机构及箱体的设计；（5）利用CAD画装配图和零件图。三、技术路线（研究方法）调查研究形成研究成果绘制图纸零部件结构变速器操纵机构变速器传动机构同步器齿轮、轴与轴承外壳及操纵机构变速器设计计算变速器结构分析与类型选择四、进度安排 （1）调研、资料收集、完成开题报告 第1-2周(2月28日3月13日） （2）整体方案设计，完成结构示意图（手绘）第 3周（3月14日3月20日） （3）结构设计计算，有限元分析 第4-8周（3月21日4月24 日） （4）绘制设计图 第9-12周（4月25日5月22日） （5）编写设计说明书 第13周（5月23日5月29日） （6）毕业设计（论文）审核、修改 第14、15周（5月30日6月12日） （7）毕业设计（论文）答辩准备及答辩 第16周（6月13日6月19日）五、参考文献 1 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,20012 王望予.汽车设计M.第3版.北京:机械工业出版社,2000 3 成大先机械设计手册M北京:化学工业出版社，20044 余志生.汽车理论M.第3 版.北京:机械工业出版社,20005 张洪欣.汽车底盘设计M.北京:机械工业出版社,19986 刘选变速器锁销式同步器的设计计算J机械工程与自动化，2006，10 7 冯樱. 汽车变速器自顶向下设计方法研究J. 北京汽车，2007，58 石允国. 汽车变速器的现状与前景J.机械研究与应用, 2007,49 韦志林. 汽车变速器轴承寿命的校核计算J. 广西工学院学报,2000,610 林绍义. 一种汽车变速器设计J. 机电技术,2004,111 丁华.汽车变速器齿轮的强度分析J. 机械研究与应用,2001,1212 罗春香. 汽车变速器设计中速比分配问题的研究J. 西南民族大学学报,2004,613 刘法顺.乘用车两轴式机械变速器的设计J.交通科技与经济,2008,414 李爱琴.浅谈汽车变速器技术的发展.科技咨询导报J.2007.1515 胡朝峰，过学讯，汪斌.汽车变速器技术发展与展望J.汽车研究与开发.2005.516 Leitermann.Modern manual transmissions innovative solutions for a mature technology.VDI Berichte Nr.1943,2006(Germany) 17 Domian,Grumbach.Passenger car transmissions today and in the future；ATZ, Germany,2006,2 18 Julian Happian Smith.An Introduction to Modern Vehicle Design. Butterworth-HeinenMann. 2002.六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日毕业设计指导教师评分表学生姓名贲书海院系汽车与交通工程 学院专业、班级车辆07-10班指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称HLJIT6H-240变速器设计序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力205计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）106插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）58科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度10得 分 X= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）工作态度： 好 较好 一般 较差 很差研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 指导教师签字： 年 月 日毕业设计评阅人评分表学生姓名贲书海专业班级车辆07-10班指导教师姓名崔宏耀职称副教授题目HLJIT6H-240变速器设计评阅组或预答辩组成员姓名出席人数序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力255计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）156插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）5得 分 Y= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 评阅人或预答辩组长签字： 年 月 日注：毕业设计（论文）评阅可以采用2名评阅教师评阅或集体评阅或预答辩等形式。毕业设计答辩评分表学生姓名贲书海专业班级车辆07-10班指导教师崔宏耀职 称副教授题目HLJIT6H-240变速器设计答辩时间月 日 时答辩组成员姓名出席人数序号评 审 指 标满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况，题目难易度、工作量、与实际的结合程度102设计（实验）能力、对实验结果的分析能力、计算能力、综合运用知识能力103应用文献资料、计算机、外文的能力104设计说明书撰写水平、图纸质量，设计的规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）、实用性、科学性和创新性155毕业设计答辩准备情况56毕业设计自述情况207毕业设计答辩回答问题情况30总 分 Z= 答辩过程记录、评语：自述思路与表达能力：好 较好 一般 较差 很差回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 答辩组长签字： 年 月 日SY-025-BY-10优秀毕业设计（论文）推荐表题 目HLJIT6H-240变速器设计类别其他学生姓名贲书海系、专业、班级汽车与交通工程学院车辆工程07-10班指导教师崔宏耀职 称副教授设计成果明细：答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）： 系部公章： 年 月 日备 注： 注：“类别”栏填写毕业论文或毕业设计SY-025-BY-9毕业设计（论文）成绩评定表学生姓名贲书海性别男院系汽车与交通工程学院专业车辆工程班级07-10设计（论文）题目HLJIT6H-240变速器设计指导教师姓名崔宏耀职称副教授指导教师评分（X）评阅教师姓名职称评阅教师评分（Y）答辩组组长职称答辩组评分（Z）毕业设计（论文）成绩百分制五级分制答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）： 系部公章： 年 月 日注：1、指导教师、评阅教师、答辩组评分按百分制填写，毕业设计（论文）成绩百分制=0.3X+0.2Y+0.5Z 2、评语中应当包括学生毕业设计（论文）选题质量、能力水平、设计（论文）水平、设计（论文）撰写质量、学生在毕业设计（论文）实施或写作过程中的学习态度及学生答辩情况等内容的评价。黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要汽车作为人类的代步工具，在生活中起着至关重要的作用。汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。它用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速。目的是在各种工作状况下，使汽车获得不同的牵引力和速度。从而使汽车拥有良好的动力性和燃油经济性。而且，变速器的结构要求对汽车换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率都有直接的影响。所以变速器设计的质量高低一直是汽车行业竞争的焦点。本文设计研究了两轴式六档手动变速器，以瑞麒G52010款梅西版2.0TCI汽车的整车参数和发动机参数为设计依据，进行手动变速器的设计。首先，本文将概述变速器的现状和发展趋势，介绍变速器领域的最新发展状况。其次，对工作原理做了阐述，对不同的变速器传动方案进行比较，选择合理的结构方案进行设计。再次，对变速器的各挡齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算,并为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。最后，本文将对变速器换档过程中的重要部件同步器以及操纵机构进行阐述，讲述同步器的类型、工作原理、设计方法以及重要参数。关键词：变速器；传动比；齿轮；轴；校核 ABSTRACTAutomobile as a means of transport of human life plays an increasingly important role. Drivetrain is the core components of automobile.Its task is transforming and regulateing the performance of engine. Transmission can effectively and economically conveyed the power to the wheel which can meet the requirement of vehicles. It is used to change the engines torque spread and wheel speed. Aim is to work in a variety of conditions，different vehicle traction and speed，so that the car has good power and fuel economy。The transmission of the structure of the manipulation of car shift required reliability and portability, transmission stability and efficiency will have direct influence. Therefore, the design of transmission quality has been the focus of competition in the automotive industry.This paper studies the two shafts type design six manual shift transmission,By Rachel G52010 paragraph messi version 2.0 wenqi TCI automobile vehicle parameters and engine parameters for the design basis, the design of manually transmission.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design.Key words:Transmission；Transmission Ratio；Gear；Axis；Check.II目 录摘 要IABSTRACTII第1章 绪论11.1 概述11.2汽车变速器设计的目的和意义11.3汽车变速器国内外现状和发展趋势2 1.3.1汽车变速器国内外现状2 1.3.2汽车变速器的发展趋势31.4手动变速器的特点和设计要求及内容3 1.4.1手动变速器的特点3 1.4.2手动变速器的设计要求4 1.4.3变速器设计的主要内容4第2章 变速器传动机构与操纵机构的布置62.1变速器传动方案布置机构6 2.1.1变速器传动方案分析与选择6 2.1.2倒档布置方案分析8 2.1.3零部件结构方案分析92.2变速器操纵机构布置方案11 2.2.1 概述11 2.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置122.3本章小结14第3章 变速器主要参数的选择153.1档数的确定153.2 传动比范围153.3变速器各挡传动比的确定163.4中心距的选择193.5变速器的外形尺寸193.6齿轮参数的确定203.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算223.8变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整253.9变速器齿轮尺寸的确定273.10 本章小结28第4章 变速器齿轮及轴强度校核29 4.1 变速器齿轮强度校核29 4.1.1变速器齿轮弯曲强度校核29 4.1.2轮齿接触应力校核34 4.1.3倒档齿轮的校核39 4.1.4齿轮材料的选择原则41 4.1.5变速器壳体材料的选用43 4.1.6齿轮损坏的原因和形式434.2轴的结构和尺寸设计444.3轴的强度验算45 4.3.1轴的刚度计算45 4.3.2 轴的强度计算534.4轴承选择与寿命计算56 4.4.1 输入轴轴承的选择与寿命计算56 4.4.2输出轴轴承的选择与寿命计算594.5 本章小结60第5章 变速器同步器及结构元件设计625.1 同步器设计62 5.1.1 同步器的功用及分类62 5.1.2 惯性式同步器62 5.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定63 5.1.4 主要参数的确定645.2 变速器壳体665.3 本章小结66第6章 轴的有限元分析686.1ANSYS简介686.2有限元分析基本理论686.3有限元求解问题的基本步骤686.4变速器输出轴的有限元分析的主要步骤696.5本章小结76结论77参考文献78致谢79 本科学生毕业设计 HLJIT6H-240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 B07-10班 学生姓名： 贲书海 指导教师： 崔宏耀 职 称： 副教授 黑 龙 江 工 程 学 院二一一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign Of HLJIT6H-240 Auto Transmission Candidate:Ben ShuhaiSpecialty: Vehicle EngineeringClass: B07-10Supervisor: Associate Prof. CuiHongyaoHeilongjiang Institute of Technology2011-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计1黑龙江工程学院本科生毕业设计 第1章 绪 论1.1 概述近几年国内外汽车工业迅猛发展，车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，变速器用于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。因此变速器的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器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。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。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，倒挡安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧措施以及其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。1.2汽车变速器设计的目的和意义 现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速的变化范围很小，而复杂的使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器，用来改变传动比，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，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在最有利的工况范围下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。变速器设计的目的就是为了满足上述的要求，使汽车在特定的工况下稳定的工作。变速器除了要能满足一定的使用要求外，还要保证使其和汽车能有很好的匹配性，可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。这就要求设计人员依据汽车的技术参数，合理的选择变速器的参数，使所设计的变速器能和整车具有很好的匹配性。1.3汽车变速器国内外现状和发展趋势1.3.1汽车变速器国内外现状早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传动形式是很简单的。1892年法国制造出第一辆带有变速器的汽车。1921年英国人赫伯特福鲁特采用耐用的摩擦材料进一步完善了变速器的性能。现代汽车变速器是1894年由法国人路易斯雷纳本哈特和艾米尔拉瓦索尔推广使用的。目前为止，变速器经历了几个发展阶段，主要为：1、手动变速器手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内的不同的齿轮副工作。手动变速器又称手动齿轮式变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合达到变速变矩的目的。手动变速器的换挡操作可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、故障率相对较低、价廉物美。2、自动变速器自动变速器是根据车速和负荷（油门踏板的行程）来进行双参数控制，挡位根据上面的两个参数来自动升降。自动变速器与手动变速器的共同点，就是二者都属于有级式变速器，只不过自动变速器可以根据车速的快慢来自动实现换挡，可以消除手动变速器“顿挫”的换挡感觉。自动变速器是由液力变矩器、行星齿轮和液压操纵机构组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩的目的。3、无级变速器无级变速器又称为连续变速式无级变速器。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化。4、无限变速式机械无级变速器（IVT）无限变速式机械无级变速器与其它自动变速器的差别之一是不使用变矩器。变矩器的作用是通过油液介质将发动机动力传递给变速器，它的传递效率通常只有80%。IVT由于不使用变矩器，与其它变矩器比较，IVT具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工艺复杂造价高昂的金属传送带、结构简单、成本低等一系列优点，加上传递扭矩大，长时间使用也不会过度发热，不但使用于轿车，也使用于越野车，是一种新型变速器。1.3.2汽车变速器的发展趋势回顾汽车变速器的发展可以清楚的知道，变速器作为汽车传动系统的重要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一个重要依据。现代汽车变速器的发展趋势，是向着可调自动变速器或无级变速器的方向发展。自动变速器多挡化虽能扩大自动变速的范围，但它并非安全迅速。理想的无级变速器是在整个传动范围内能连续的、无挡比的切换变速比，是变速器始终按最佳换挡规律自动变速。无级化是对自动变速器的理想追求。现代无级变速器传动效率提高，变速反应快、油耗低。随着电子技术的发展，变速器的自动控制进一步完善，在各种使用工况下能实现发动机与传动系的最佳匹配，控制更加精确、有效，性能价格比大大提高。无级变速器装有自动控制装置，行车中可以根据车速自动调整挡位，无需人工操作，省去了换挡及踩踏离合器踏板的操作。其不足之处在于价格昂贵、维修费用很高，而且使用起来比手动挡车费油，尤其是低速行驶或堵车中走走停停时，更会增大油耗。当今世界各大汽车公司对无级变速器的研究都十分活跃。不久的将来，随着电子控制技术的进一步完善，电子控制式的无级变速器可望得到广泛的发展和应用。1.4手动变速器的特点和设计要求及内容1.4.1手动变速器的特点手动变速器的挡数通常在6挡以下，当挡数超过6挡时，可以在6挡以下的主变速器的基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般采用4-5个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车多用5个挡。商用车变速器采用4-5个挡或多挡。载质量在2.0-3.5t的货车采用五挡变速器，载质量在4.0-8.0t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野车上。某些汽车的变速器，设置有用在良好的路面上轻载或空车驾驶的场合的超速挡，超速挡的传动比小于1。采用超速挡，可以提高汽车的燃油经济性。但是如果发动机功率不高，则超速挡使用频率很低，节油效果不显著，甚至影响汽车的动力性。从传动机构布置上来说，目前，两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。三轴式变速器的第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡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转矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也仅传递转矩。因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，因为直接挡的利用率要高于其它挡位，因此提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，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和第二轴之间的距离（中心距）不大的情况下，一挡仍有较大的传动比；挡位高的齿轮采用长啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用或不采用长啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。手动变速器的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍微复杂且在工作时有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿圆柱齿轮所取代。当然，常啮合齿轮副的增多将导致旋转部分总惯性力矩的增大。1.4.2手动变速器的设计要求(1)、正确选择变速器的挡位数和传动比，使其和发动机参数优化匹配，以保证汽 车具有良好的动力性和经济性；(2)、设置空挡以保证汽车在必要时能将发动机和传动系长时间分离，设置倒挡使汽车能倒退行驶；(3)、操纵简单、方便、迅速、省力；(4)、传动效率高，工作平稳、无噪声；(5)、体积小、质量轻、承载能力强，工作可靠；(6)、制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；(7)、贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；(8)、需要时应设置动力输出装置。1.4.3变速器设计的主要内容本设计主要是依据瑞麒G52010款梅西版2.0TCI手动舒适性汽车的有关参数，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6档手动变速器，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。本文主要完成下面一些主要工作：1、对变速器传动机构的分析与选择通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。2、变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。3、变速器齿轮强度的校核变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。4、轴的基本尺寸的确定及强度计算。对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。5、轴承的选择与寿命计算。对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为30万公里。本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识，在老师的正确指导下进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；同时对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析设计；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。 第2章 变速器传动机构与操纵机构的布置2.1变速器传动方案布置机构 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。2.1.1变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。1.两轴式变速器的特点分析与中间轴式变速器相比较，两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高挡外其他各挡的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。如图2.1ac所示为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。图2.1c中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；图2-1a所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。图2.1 两轴式变速器传动方案2.中间轴式变速器特点分析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的飞轮上，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2.2ad所示为中间轴式变速器的传动方案，其中ab为中间轴式五挡变速器，cd为中间轴式六挡变速器的传动方案。中间轴式变速器的共同特点为：变速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。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，且保证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，可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率要高于其他挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其他前进挡位工作时，变速器传递的动 图2.2中间轴式变速器传动方案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，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案件中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或接合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或接合套换挡，各挡同步器或接合套多数情况下装在第二轴上。在除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。以上各方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡形式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 综上所述，由于此次设计的变速器驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。2.1.2倒档布置方案分析倒挡布置应注意以下几点：（1）倒挡齿轮在非工作位置时，不得与第二轴的齿轮有啮合现象；（2）换入倒挡时不得与其他齿轮发生干涉；（3）倒挡轴在变速器壳体上的支承不得与与中间轴的齿轮相碰。常见的倒档布置方案如图2.3所示。图2.3b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图2.3c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2.3d方案对2.3c的缺点做了修改；图2.3e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2.3f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。 图2.3倒档布置方案变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良情况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴具有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。 综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图2.3f所示方案。2.1.3零部件结构方案分析1.齿轮分析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；缺点是制造时稍有复杂，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。所以本设计全部选用斜齿轮。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： （2.1）式中：花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图2.4中的尺寸可取为花键内径的1.251.40倍。 图2.4 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。要求齿轮制造精度不低于7级。2变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与m，硬度不低于5863HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。3.变速器轴承的选择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。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。2.2变速器操纵机构布置方案2.2.1 概述根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。1、直接操纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，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档功能的手动换档变速器，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。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。2、远距离操纵手动换档变速器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，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。3、电动自动换档变速器20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档，这种变速器成为电动自动换档变速器。由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换档变速器。2.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置 图2.5 为典型的操纵机构图定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。1、换挡机构形式（a） 直齿滑动齿轮换挡 （b）啮合套换挡 （c）同步器换挡 图2.6换挡机构形式如图2.6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。直齿滑动齿轮换挡要求驾驶员有熟练的操作技术（如两脚离合器）才能使换挡时齿轮无冲击；换挡行程长，换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。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、倒挡已很少使用。啮合套换挡不能消除换挡冲击，而且要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。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、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。2、防脱档设计互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有： （1）互锁销式图2.7是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。图2.7，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.7，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。图2.7 互锁销式互锁机构（2）摆动锁块式图2.8为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。（3）转动钳口式图2.9为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。 图2.8 摆动锁块式互锁机构 图2.9 转动钳口式互锁机构操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。本次设计属于前置前轮驱动的轿车，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。2.3本章小结本章主要依据变速器几种常见的传动机构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速器的结构特点作了简要说明，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的倒挡机构布置方案，并比较了各个方案的优缺点。在零部件的选择部分，对变速器齿轮、换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结合本次设计所依据车辆的主要技术参数，选择了本设计的传动机构布置方案和零、部件的结构形式，作为以后各章节设计的基础。 第3章 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择本设计是根据瑞麒G52010款梅西版2.0TCI手动舒适性汽车的技术参数来设计的一种汽车变速器，其具体参数如表3.1 ： 发动机最大功率125km车轮型号205/60 R16 发动机最大转矩235km最大功率时转速5500rpm最大转矩时转速1900rpm最高车速210km/h 整备质量1598kg变速器形式手动六档 表3.1 瑞麒G5的主要技术参数3.1档数的确定变速器的挡数可在320个挡位范围内变化，通常变速器的挡数在6挡以下，当挡数超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。增加变速器的挡数，能够改变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。在最低挡传动比不变的条件，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高档区相邻挡位之间的传动比比值，要比低档区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来，为了进一步节省燃油，装用手动变速器的轿车普遍采用5挡变速器，也有采用6挡变速器的。本设计采用6挡。3.2 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比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5.08.0之间，其它商用车则更大。由于本设计是二轴变速器，所以最高挡是超速档，传动比范围为0.7-0.8.取最高挡传动比为0.75，即ig=0.75。3.3变速器各挡传动比的确定 1、主减速器传动比的确定 发动比的确定动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： = 0.377 （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。已知：最高车速=200 km/h；最高档为超速档，传动比=0.75；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格205/60R16.得到r=R=162.54102+2050.6=326.2mm=0.326m；发动机转速=5500（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式： =0.377=2、确定最低挡传动比 确定最低挡传动比时，要考虑下列因素：汽车最大爬坡度、驱动轮与地面的附着力、汽车最低稳定车速及主传动比等。1）根据最大爬坡度确定一挡传动比 汽车在最大上坡路面上行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与地面间滚动阻力及上坡阻力，由于汽车上坡行驶时，车速不高，忽略空气阻力，这时 + （3.2）式中 最大驱动力，=； 滚动阻力，= fmgcos；最大上坡阻力，=mgsin。 将上述有关参数代入式（3.2）得mg(fmgcos+mgsin)=mg （3.3）式中发动机最大转矩，=240N.m;主减速比，=4.51;m汽车总质量,m=2000kg;道路最大阻力系数；f滚动阻力系数（良好的沥青或混凝土路面f=0.0100.018取f=0.015）；变速器一挡传动比；汽车传动系效率,=0.9；g重力加速度,g=9.8；驱动轮滚动半径，=0.326m;道路最大上坡角（最大爬坡度为30%，即=16.7，则sinmax=0.287,cosmax=0.958;将上述有关参数代入式（3.3）得=1.97671.982）根据驱动轮与路面的附着力确定一挡传动比汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力，此条件可用下列不等式表示 （3.4） （3.5）式中 -路面附着系数，计算时取 =0.6 Fn-驱动轮的地面法向反力，；已知：kg；取0.6，把数据代入（3.5）式得： =3.94所以，一档转动比的选择范围是：故一挡传动比取=2.6 3） 确定其它各挡传动比一般汽车各挡传动比大致符合如下关系 = q （3.6）式中 q常数，也就是各挡之间的公比，q=1.28421.28因此，各挡传动比为=2.6=0.753.4中心距的选择对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器中心距A，中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度，初选中心距A时，可根据下述经验公式计算： A= （3.7） 式中 A变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：8.99.6，多挡变速器：=9.511.0乘用车取=8.99.3， 发动机最大转矩（Nm）；变速器一挡传动比；变速器传动效率，=0.96。将上述有关参数代入式（3.7）得A=（8.99.6）=75.02580.926取A=78mm3.5变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体的轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。商用车四挡变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：（1）四挡 （2.22.7）A （2）五挡 （2.73.0）A（3）六挡 （3.23.5）A 当变速器选用的挡数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A最好取为整数。轴向尺寸为故初选L=2603.6齿轮参数的确定1.模数的选取齿轮模数是一个重要参数，影响它的选取因素有很多，如齿轮的强度、质量、噪音、工艺要求等。齿轮模数选取的一般原则：1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。 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。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐近线。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1.8-14.0t的货车为2.03.5。表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数车 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模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取各档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。2.压力角的选取齿轮压力角较小时，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。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为20、25、30等，但普遍采用30压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。3.螺旋角的确定斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应注意它对齿轮工作噪声、轮齿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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：（1）乘用车变速器1）两轴式变速器为20252）中间轴式变速器为2234（2）货车变速器：1826所以初选斜齿轮螺旋角。4.齿宽b的确定齿轮宽度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m()的大小来选定齿宽：（1）直齿b=m, 为齿宽系数，取为4.58.0；（2）斜齿轮b=，取为6.08.5。所以本设计斜齿，取为6.08.5，取6.0mm5.齿轮变位系数的选择原则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。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。变位系数的选择原则 ：1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。 6.齿顶高系数的确定齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪音、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。规定齿顶高系数取1.00。7.齿轮材料的选择变速器齿轮可以与轴设计成一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支撑等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿顶圆处的厚b影响齿轮强度。要求尺寸b应该大于或等于齿轮危险断面处的厚度。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大一些，至少满足尺寸，为花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度应满足强度条件下设计得薄些。齿轮表面粗糙度数值降低，则噪音减小，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范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。国内汽车变速器齿轮材料主要采用、。渗碳齿轮表面硬度为。心部硬度为。值得指出的是，采用喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施能使齿轮得到强化。3.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算本设计变速器采用斜齿圆柱轮。斜齿 = （3.8）1.确定一挡齿轮的齿数和传动比一挡传动比为=2.6 =53轿车可在1217之间选取， 为了使尽量大些，应将取得尽量小些，则取=15=38 对中心距A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挡齿轮齿数分配的依据。取整得mm，为标准中心矩。2.确定二挡齿轮的齿数和传动比 （3.9） （3.10）已知：=80mm，=2.031，=2.75，；将数据代入（3.9）（3.10）两式，齿数取整得：，所以二档传动比为：3、确定三档齿轮的齿数和传动比 （3.11） （3.12）已知：=80mm，=1.587，=2.75，；将数据代入(3.11)(3.12)两式，齿数取整得：，所以三档传动比为：4、确定四档齿轮的齿数和传动比 (3.13) (3.14)已知：=80mm，=1.240，=2.75，；将数据代入(3.13)(3.14)两式，齿数取整得：，所以四档传动比为：5、确定五档齿轮的齿数和传动比 (3.14) (3.16)已知：=80mm，=0.969，=2.75，；将数据代入(3.15)(3.16)两式，齿数取整得：，所以五档传动比为：6、确定六档齿轮的齿数和传动比 (3.17) (3.18)已知：=80mm，=0.75，=2.75，；将数据代入(3.17）（3.18）两式，齿数取整得：，所以六档传动比为：7、确定倒档齿轮的齿数和传动比 初选倒档轴上齿轮齿数为=22，输入轴齿轮齿数=15，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式 （3.19）已知：，把数据代入（3.19）式，齿数取整，解得：，则倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：mm输出轴与倒档轴之间的距离：mm 3.8变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整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，耐磨损、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之和等于零。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相接近的程度。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。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，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。当齿数和多的齿数副采用标准齿轮传动或高度变位时，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，故采用得较多。对斜齿轮传动，还可以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。对于高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及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些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，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。为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择来选择大小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大雨零。由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一挡主动齿轮）会造成轮齿根切。这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减少。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。总变位系数减少，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度减小，易于吸收冲击振动故噪声要小一些。另外，值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降噪有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近，弯曲力矩减小，相当于齿根强度提高，对由于齿根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。变位系数如下图3.1： 图3.1变位系数图倒挡啮合角：计算得：=210查图得：0.42 -0.260.42其余各档啮合角： =21.80查图得：0.35同理计算得：，0.28， -0.22 ， 3.9变速器齿轮尺寸的确定本次设计所有齿轮的几何尺寸如表3.5所示。 表3.3斜齿圆柱齿轮的几何尺寸 (mm)齿数153817362132242927263023模数2.752.752.752.752.752.752.752.752.752.752.752.75变位系数0.37-0.020.280.070.220.130.13-0.220.13-0.220.220.13螺旋角212122222424242424242424压力角202020202020202020202020端面模数2.952.952.972.973.013.013.013.013.013.013.013.01端面压力角21.321.321.421.421.721.721.721.721.721.721.721.7分度圆直径38.3512368.1593.272.9591.493.788.6578.682.7587.573.85齿顶高3.772.702.722.452.363.113.112.422.312.702.162.14齿根高2.423.492.672.942.812.063.082.442.422.032.112.13齿全高6.196.195.395.395.175.174.864.864.734.734.374.37齿顶圆直径43.16130.674.1996.0875.6793.6277.9291.9581.8285.0590.7876.22齿根圆直径33.51116.162.8187.3267.3387.2867.5483.7773.7678.6983.2869.59中心距80基圆直径35.7411056.7488.9860.7487.9871.4874.2376.9868.7478.4863.243.10 本章小结本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定挡数、传动比范围，根据最大爬坡度和驱动轮与地面的附着力确定一挡传动比和六挡传动比，进而确定其它各挡传动比，选择中心距、外形尺寸以及齿轮参数，根据变速器的传动示意图确定各挡齿轮齿数，进行各挡齿轮变位系数的分配。最后列出了各挡齿轮的几何尺寸。这些为之后齿轮、轴的设计计算做好了准备。 第4章 变速器齿轮及轴强度校核4.1 变速器齿轮强度校核 4.1.1变速器齿轮弯曲强度校核直齿轮弯曲应力 （4.1）式中 弯曲应力（M）； 为圆周力(N), 计算载荷（Nmm）； 为节圆直径（mm);应力集中系数；=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合上的摩擦力的方向不同，对弯曲应力影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；-为齿宽（mm);， ，-为端面齿数（mm)m模数；y齿形系数，如图4.1所示；因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入上式后得： = （4.2）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。图4.1齿形系数图斜齿轮弯曲应力 （4.3）式中，为圆周力(N),， 为计算载荷()； 为节圆直径()， ， 为法向模数(mm)； 为齿数； 为斜齿轮螺旋角； 为应力集中系数， ； 为齿面宽(mm); 为法向齿距(mm)， ； 为齿形系数， 可按当量齿数=在图中查得；为重合度影响系数，。 将上述有关参数代入上式，整理后得到斜齿轮弯曲应力为： = （4.4）1、一挡主从动齿轮弯曲应力（1）一挡主动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.191，把以上数据代入（4.4）式，得=318.37其中=2400.960.96=221.184 Nmm=221184 Nm（2）一挡从动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.182，把以上数据代入（4.4）式，得： =271.04其中= 、二挡主从动齿轮弯曲应力（1）二挡主动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.168，把以上数据代入（4.4）式，得：=276.79其中=（2）二挡从动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.175，把以上数据代入(4.4)式，得： =244.66其中= 、三挡主从动齿轮弯曲应力（1）三挡主动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.148，把以上数据代入(4.4)式，得：=254.35其中=（2）三挡从动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.154，把以上数据代入(4.4)式，得： =244.39其中= 4、四挡主从动齿轮弯曲应力（1）四挡主动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.149，把以上数据代入(4.4)式，得：=204.06其中=（2）四挡从动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.151，把以上数据代入(4.4)式，得： =230.82其中= 5、五挡主从动齿轮弯曲应力（1）五挡主动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.152，把以上数据代入(4.4)式，得：=198.83其中=（2）五挡从动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.142，把以上数据代入(4.4)式，得： =207.15其中= 6、六挡主从动齿轮弯曲应力（1）六挡主动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.154，把以上数据代入(4.4)式，得：=171.11其中=（2）六挡从动齿轮弯曲应力已知：；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.154，把以上数据代入(4.4)式，得： =160.69其中= 4.1.2轮齿接触应力校核 （4.5）式中：轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度（mm）；，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；、 主从动齿轮节圆半径（mm）。表4.1 变速器齿轮许用接触应力齿 轮渗碳齿轮液体碳氮公渗齿轮一档和倒挡 19002000 9501000 常啮合齿轮和高档齿轮 13001400 650700将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1：1、一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（4.5）可得：MPa2、二档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（4.5）可得：MPa3、三档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（4.5）可得：MPa4、四档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（4.5）可得：MPa5、五档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（4.5）可得：MPa6、六档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（4.5）可得：MPa以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，所以各档均合格。4.1.3倒档齿轮的校核1、齿面接触疲劳许用应力的计算 （4.6）式中：齿轮的接触疲劳极限应力（MPa）；寿命系数； 润滑油膜影响系数；工作硬化系数；尺寸系数；最小安全系数。查机械设计手册得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1将这些数据代入（3.14）式，得：MPa2、齿根弯曲疲劳许用应力计算 （4.7）式中：齿根弯曲疲劳极限应力；寿命系数；相对齿根圆角敏感系数；尺寸系数； 表面系数；最小安全系数。查机械设计手册得到：=920 MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25将这些数据代入（3.15）式，得：MPa3、接触疲劳强度校核 （4.8）式中： 节点区域系数； 弹性系数； 重合度系数； 齿轮上的圆周力（N）； 表示齿宽（mm）； 齿轮直径； 表示传动比； 使用系数。查机械设计手册得到：=2.33；=189.8；0.73；已知：mm；N将以上数据代入（4.8）式，得：MPaMPa。4、齿根弯曲疲劳强度校核 （4.9）式中：齿形修正系数；重合度系数。查机械设计手册得到：=4.9；=0.64将以上数据代入（3.17）式得：MPa所以倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均合格。4.1.4齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度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。3、考虑加工工艺及热处理工艺 大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、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到其机械加工性能及制造成本。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi（过去的钢号是18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMOB的。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，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，细化材料晶面粒。为消除内应力还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐范围如下：3.5，渗碳深度0.81.2mm；3.55，渗碳深度0.91.3mm；5，渗碳深度1.01.6mm。渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC5863，心部硬度为HRC3348。某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（3.03.75）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其优点。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。对于氰化齿轮，氰化层的深度一般为0.20.4mm，不应小于0.2 mm，表面硬度为HRC4853。4.1.5变速器壳体材料的选用变速器壳体的尺寸要尽可能小些，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证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，而且设计时还应只一刀壳体侧面的内壁与转动齿轮顶之间留有58mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪音和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪音的大方面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪音。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在的平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了是第一轴或第二轴后支撑的轴承间隙处流出的润滑油再留回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。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。为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁厚取3.54mm。采用铸铁壳体时，壁厚取56mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大并使消耗的材料增加，提高成本。4.1.6齿轮损坏的原因和形式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）、齿面胶合以及移动换挡齿轮端部破坏。齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗粒状表面。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生。而常见的断裂是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要的破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的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。对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高、接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温、高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。在一般的汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。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，提高齿面硬度等，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，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施。用移动齿轮的方法完成换挡的低档和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。4.2轴的结构和尺寸设计变速器轴的设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。设计变速器时主要考虑的问题有： 轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度等。初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：式中： 经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径：=24.8628.59初选输入、输出轴支承之间的长度=261mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径： （4.10）式中： d轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（MPa）；P发动机的最大功率（kw）；n发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（4.10）式，得：mm所以，选择轴的最小直径为25mm。4.3轴的强度验算4.3.1轴的刚度计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，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。图4.2 变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图4.2所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： （4.11） （4.12） （4.13）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），=2.1105 MPa； 惯性矩（mm4），对于实心轴，； 轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、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。一档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=45mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmrad二档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=76mm；b=185mm；L=261mm；d=40mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=76mm；b=185mm；L=261mm；d=42mm，把有关数据代入（4.11、（4.12）、（4.13）得到：mmmmmmrad三档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=99；b=162mm；L=261mm；d=50mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=99mm；b=162mm；L=261mm；d=40mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmrad四档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=150mm；b=111mm；L=261mm；d=50mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=150mm；b=111mm；L=261mm；d=35mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmmm五档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=160mm；b=104mm；L=261mm；d=55mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=160mm；b=104mm；L=261mm；d=30mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmmm六档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=166mm；b=95mm；L=261mm；d=60mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=166mm；b=95mm；L=261mm；d=35mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmmm倒档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=216mm；b=45mm；L=261mm；d=30mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmmm输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=216mm；b=45mm；L=261mm；d=30mm，把有关数据代入（4.11）、（4.12）、（4.13）得到： mmmmmm由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。4.3.2 轴的强度计算1、输入轴强度校核=5266.29N, =1799.18N，=tg=5266.29tg21=1711.12N（1）求H面内支反力、和弯矩输入轴受力如图4.3（a）所示，则+=由以上两式可得=4833.96N，=432.33N，=89428.26Nmm。（a）输入轴水平方向受力图 （b）输入轴垂直方向受力图 图4.3输入轴受力图（2）求V面内支反力、和弯矩输入轴受力如图4.3（b）所示，则+=（+）= 0由以上两式可得=1747.15N，=52.03N，=32322.28Nmm弯矩图如图4.4所示。= =115953.25Nmm=103.74 =89428.26 Nmm =32322.28Nmm（a） 输入轴水平弯矩图 （b）输入轴垂直弯矩图图4.4输入轴弯矩图2、 输出轴强度校核=5213.62N，=1781.19N，=tg=5213.62tg24.11=1694.01N（1）求H面内支反力、和弯矩输出轴受力如图4.5（a）所示，则+=由以上两式可得=1243.54N，=539.63N，=117946.68Nmm（2）求V面内支反力、和弯矩输出轴受力如图4.5（b）所示，则+=（+）= 0由以上两式可得=1243.54N，=539.63N，=31710.27Nmm= =265267.77Nmm=29.67（a）输出轴水平方向受力图 （b）输出轴垂直方向受力图图4.5输出轴受力图弯矩图如图4.6所示。 =17946.68Nmm =31710.27Nmm（a）输出轴水平弯矩图 （b）输出轴垂直弯矩图图4.6输出轴弯矩图4.4轴承选择与寿命计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。式中，h4.4.1 输入轴轴承的选择与寿命计算初选轴承型号根据机械设计手册选择30305型号轴承KN，KN。1、变速器一档工作时N，N轴承的径向载荷：=3314.07N；N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=2NNN所以 N N计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到当量动载荷： NN为支反力。h表4.2 变速器各档的相对工作时间或使用率 车 型 档位数 最高 档传 动比 变速器档位I II III IV V轿车 普通 级以 下31130 69410.53 20 76.54 118 23 68 中 级 以 上31122 77410.52 10.5 87410.53 20 76.5510.52 4 18.5 75510.52 15 57.5 25 查表4.2可得到该档的使用率，所以：h所以轴承寿命满足要求。2、变速器四档工作时NNN轴承的径向载荷：=730.21N；N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=2NNN所以 N N计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到当量动载荷：支反力。NNh查表3.4可得到该档的使用率，于是h所以轴承寿命满足要求。4.4.2输出轴轴承的选择与寿命计算1、初选轴承型号根据机械设计手册选择轴承型号为：右轴承采用30305型号KN，KN左轴承采用30210型号KN，KN变速器一档工作时：一档齿轮上力为：N，N锥齿轮上的力：N轴承的径向载荷：=1668.02N；N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=2NNN所以NN2、计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，查机械设计手册得到：；，查机械设计手册得到：当量动载荷：NNh查表3.4可得到该档的使用率，于是h所以轴承寿命满足要求。4.5 本章小结本章重点对各挡齿轮进行了校核包括对各挡齿轮弯曲应力、接触应力的计算，结合轴在水平和垂直面的受力图以及弯矩图、扭矩图、合成弯矩图，计算轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角以及轴在合成弯矩作用下的应力，最后对输入、输出轴上各轴承进行初选和校核。这节是此次设计中最重要的环节。 第5章 变速器同步器及结构元件设计 5.1 同步器设计5.1.1 同步器的功用及分类目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。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，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构分，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。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。5.1.2 惯性式同步器惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。1、锁环式同步器（1）锁环式同步器结构如图5.1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿。（2）锁环式同步器工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环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，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图5.2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态。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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。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，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图5.2b），完成同步换档。1、4-锁环（同步环） 2-滑块 3-弹簧圈 5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套图5.1 锁环式同步器(a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换档位置1-锁环 2-啮合套 3-啮合套上的接合套 4-滑块图5.2 锁环式同步器的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。5.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定1、接近尺寸同步器换档第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离，称为接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.20.3mm。本设计取为0.2。2、分度尺寸锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于1/4接合齿齿距。尺寸和是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。3、锁销端隙 锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩擦锥环端面之间的间隙为，要求。若，则换档时，在摩擦锥面尚未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻因摩擦锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证0，应使，通常取=0.5mm左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。预留后备行程的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，在换档时，摩擦锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换档，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取=1.22.0mm，取为1.6mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm。5.1.4 主要参数的确定1、摩擦因数汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。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，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。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、铝黄铜和锡黄铜等。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为0.1。摩擦因数对换档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，则换档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。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。2、同步环主要尺寸的确定（1）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。一般取=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市就很少出现咬住现象。本设计取=7。（2）摩擦锥面平均半径设计得越大，则摩擦力矩越大。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，以及取大以后还会影响同步器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，尽可能将取大些。（3）锥面工作长度缩短锥面长度，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。（4）同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，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，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。乘用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，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造时选用锰黄铜等材料，铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.30.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，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孔表面喷上厚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。3、锁止角 锁止角选取得正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面平均半径、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在2642。5.2 变速器壳体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壳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。为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。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。为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.54mm 。采用铸铁壳体时，壁厚取56mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。5.3 本章小结本章主要介绍了同步器结构、分类和功用，并对其主要参数进行了选择，最后简单介绍了变速器壳体应该满足的要求。并对一些变速器附件进行了选择设计，使变速器的结构更加合理。 第6章 轴的有限元分析本次设计采用ANSYS软件进行输出轴的有限元网络划分，然后通过ANSYS软件对建立的模型进行分析计算得出结论。6.1ANSYS简介ANSYS是一种广泛的商业套装工程分析软件，所谓工程分析软件