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毕业设计（论文）评语毕业设计（论文）评语姓名： 班号： 专业： 毕业设计（论文）题目： 二轴五档变速器设计 工作起止日期： 指导教师对毕业设计（论文）进行情况，完成质量及评分意见：_指导教师签字： 指导教师职称： 评阅人评阅意见：_评阅教师签字： 评阅教师职称： 答辩委员会评语：_根据毕业设计（论文）的材料和学生的答辩情况，答辩委员会作出如下评定：学生 毕业设计（论文）答辩成绩评定为： 对毕业设计（论文）的特殊评语：_答辩委员会主任（签字）： 职称：_答辩委员会副主任（签字）： 答辩委员会委员（签字）：_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 年 月 日毕业设计（论文）任务书毕业设计（论文）任务书 姓 名： 院 （系）： 汽车工程系 专 业： 班 号： 任务起至日期： 毕业设计（论文）题目： 二轴五档变速器 立题的目的和意义：随着社会的快速发展和人们生活水平的迅速提高，汽车（尤其是轿车）作为一种必不可少的交通工具已走进千家万户。总之，汽车工业的发展水平直接代表着一个国家基础工业和国民经济的实力。中国未来 10 年，经济型轿车至少应翻一番。因此设计一种适合我国国情的经济型轿车的变速器具有十分重要的意义，而且也符合全球对环境保护的要求，小排量低排放的经济型轿车肯定是未来汽车的主力。汽车的发展经历了三大革命，动力革命（内燃机的使用） ，传动革命（机械传动的完善和液体传动的使用）和控制革命（用传感器、微机和电液阀进行信息处理） 。两轴式变速器与三变速器相比，其结构简单、紧凑且除到档外其他各档的传动效率高、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、操纵性好且使汽车质量降低 6%10%。两轴式变速器纵置时，传动系的结构简单（即输出轴与主减速器主动齿轮做成一体从而简化了制造工艺，降低了成本） 。 技术要求与主要内容：1. 机械式变速器方案的确定2. 变速器主要参数的选择与主要零件的设计3. 变速器齿轮的强度计算与材料的选择4. 变速器轴的强度计算与校核5. 变速器同步器的设计6. 主减速器的设计7. 差速器的设计8. 主要零部件设计及校核9.AutoCAD 绘制装配图及零件图 进度安排：第 12 周：选题，进行调研，收集资料，完成开题报告。第 34 周：确定总体方案，对所选参数进行计算，完成总体详细计算任务。第 56 周：进行总体设计，完成一张草图。第 78 周：进行详细设计，完成总装图和 CAD 图。第 910 周：完成设计修改，进行对变速器设计性能分析；整理完成设计论文。第 11 周：解题，完成图纸和论文错误修改，打印提交正式稿。第 12 周：准备答辩。 同组设计者及分工： 指导教师签字_ 年 月 日 系主任意见： 系主任签字_ 年 月 日距 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。使用最早的是手动变速器。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。传统的变速器利用不同的齿轮搭配实现了换挡変扭的目的，而齿轮搭配的变换就只有靠脚踩离合手拉挡杆来实现，这就是所谓的手动变速器。为实现轻松换挡，取消离合脚踏和手动挂挡的 AT(AutomaticTransmission)变速器出现了，它主要利用液力变扭器配合传统机械齿轮箱实现换挡功能。其实早在 1948年的通用的奥兹莫比尔汽车上就已经出现了如今自动变速器的雏形，不过那时的自动变速器仅仅是加了液力耦合器的手动变速器而已。因为 AT 使用得较早，所以英文定名就叫“自动变速器” 。然而，AT 并不等同于自动变速器。只要能实现自动换挡变速的便可叫自动变速器，要达到此目的其实途径很多：除 AT 外，还包括了无级变速器等其它形式。但以前的命名也无法推翻，所以我们姑且这样认为：自动变速器（AT）包括：液力变速（AT）,电控变速（ECT）,无极变速（CVT）.1908 年，福特 T 型车最早采用一种两个速比的自动变速器。其构造是采用多组齿轮，并且分成中央齿轮和周边齿轮，最外边则是一个转轮，随着中央齿轮从发动机引入的扭矩不同，齿轮组相机行事，从而得到高低不一的转速，包括倒车档的反向旋转。转轮式自动变速器存在一个缺点，即起步加速时令人有一种车轮打滑的感觉，于是驾车人会猛加油门，但车速又并不随即增高。目前已有一些厂家，如日产和菲亚特，求助于电子装置来设法消除这一缺点，日产Primera 的 6 速变速器与菲亚特 Punto 的 7 速变速器便是这番努力的结果。驾车者根本无需扳动手柄，便可以轻松自如地改变车速。虽然自动变速器不断地演变进步，但始终有缺点，即车速的反应与踏板的动作之间总有一定的差距，驾驶中缺乏直觉的印象。1969 年出现的电子控制系统及 1982 年出现的数字技术对此作了改进。随着发动机燃油喷射与点火装置的不断完善，自动变速器也有新的花样，如设置了“运动式或“雪地行驶”等不同的操控方式，有的在仪表盘上设有一个印有 S 字母的按钮，可以在加速时变得格外迅捷；或者印有雪花图案代表雪地行驶的按钮，可避免在起步时打滑。更有甚者，新一代“随机应变式”变速器还可以顺应驾车者不同的习惯、相应的反应、使驾驶变得更加得心应手。将自动变速器智能化，并且普及到大众化的汽车上，这是法国人的功劳。1997年标致 206 与雷诺 Clio 率先采用了最先进的电脑控制技术及被称为“fuzzylogie”的原理，即“模糊逻辑” 。这样的汽车可以依据驾车者的性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，在 9 种程式中挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。如今无级变速器即 CVT(ContinuouslyVariableTransmission)也已大量使用，无级变速器在变速系统中不使用齿轮，提供平稳和“无级的”速比转换的变速系统，同时具有重量轻、体积小、零件少的特点，是公认的理想的汽车传动装置。相比较 AT，CVT 无极变速器主要是在传动方式上有所不同。后者是采用传动钢带和工作直径可变的主、从动轮相配合来传递动力，从而实现传动比的连续改变。然而，传统 CVT 在技术上存在着的弱点，如传动带容易损坏，无法承受较大的载荷等等，使得该变速器一直以来多应用在小排量、低功率的汽车上。随着技术的发展，能源危机引发全球性的节约能源和环境保护意识的提高，在总结第一代的 CVT 的经验基础上，人们开发出了性能更佳，转矩容量更大的CVT。但目前在要求打扭矩的车型上无级变速器依然无法担当重任。与无级变速器共同发展的电控自动变速器又迎来了 DSG（双离合器自动变速器）的普及，如今大众汽车已经开始将以前只应用于超级跑车的技术应用到了普通家用轿车上来了。DSG 技术使得自动变速器换挡更加迅捷，动力损失更小，因此更加节油。自动变速器的发展使汽车好像有了人的智慧，甚至比人更善于思索。它根据外界路面的变化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。附录 2From 1894, a French engineer to a car fitted with the worlds first transmission date, transmission has been car a hundred years of development. Important for the automotive transmission component of the commitment to enlarge the engine torque, torsional characteristics of reactive power with the engine, to achieve the desired power transmission, and thus adapt to various road conditions to achieve the main devices driving. The first is the use of manual transmission. Later, for the convenience of motorists, in the collar between adjacent gear fitted with a synchronizer, the synchronizer rely on, and we do not need to shift to judge the speed. Manual transmission is still present in the automotive industry a wide range of applications, automatic transmission is a trend, but the manual transmission is great fun, embodied persons. The traditional gear transmission with the use of different shift achieved the purpose of twisting, but with the change of gear by foot only hand-off to achieve, and this is the so-called manual transmission. Easily shift to achieve the abolition of clutch pedal and manual the AT (AutomaticTransmission) transmission occurred, it is the main browser using hydraulic Torque traditional mechanical gearbox with the shift function to achieve. In fact, as early as the 1948 Oldsmobile car GM has already emerged on the automatic transmission is now taking shape, but then the automatic transmission is only the addition of hydraulic coupler manual transmission only. AT used because earlier, so the English name is called automatic transmission. However, AT is not the same as in the automatic transmission. As long as we can to achieve the automatic transmission shift automatic transmission can be called, it is necessary to achieve this in fact means a lot: In addition to AT, but also includes other forms of CVT. However, before the overthrow of the name can not, so let us not think so: automatic transmission (AT) including: hydraulic transmission (AT), Electronically Controlled Transmission (ECT), non-polar transmission (CVT).1908 Ford Model T the first use of a two-speed ratio automatic transmission. Constructed using multiple sets of gear, and gear into the central and peripheral gear, the outside is a runner, with the introduction of the central gear of the torque from the engine is different from camera gear groups so as to be different levels of speed, including Reverse rotation reversing file. Runner-type automatic transmission, there is a drawback, that is, when people start to accelerate there is a feeling of spin the wheels, so drivers will be meng refueling door, but does not immediately increase the speed again. At present, some manufacturers such as Nissan and Fiat, have recourse to some electronic device to try to eliminate this shortcoming, Nissan Primera and the 6-speed transmission Fiat Punto 7-speed gearbox is the result of this effort. Drivers pulled no need to handle, they can easily change the speed.Although the automatic transmission continue to evolve and progress, but there will always be a drawback, that is, the response speed of action and between the pedal there will always be a gap, driving in the impression of a lack of intuition. Appeared in 1969 and the electronic control systems appeared in 1982, which was to improve digital technology. With the engine fuel injection and ignition devices continued to be refined, automatic transmission is also new tricks, such as set up a campaign-style or snow road , such as the manipulation of different ways, some in the instrument panel has a bearing S letter button, you can become extremely rapid acceleration; or snowflake patterns are printed on the button on behalf of the snow moving to avoid slipping in the start. Even worse, a new generation of adaptable style Transmission can also adapt to motorists different habits, the corresponding reaction, so that drivers will become more user-friendly. the intelligent automatic transmission, and spread to the vehicle mass, which is a credit to the French. in 1997 with the Renault Clio Peugeot 206 took the lead in the most advanced computer-controlled technology and is known as fuzzylogie the principle that fuzzy logic. This car can drive based on the temperament, road conditions, vehicle load and the surrounding environment and other factors, in the nine kinds of programs select the most suitable function, the realization of intelligent driving, in order to give full play to the vehicle performance and reduce fuel consumption and ensure safety. now that is, continuously variable transmission CVT (ContinuouslyVariableTransmission) also have been widely used, continuously variable transmission system in the non-use of gears, to provide smooth and no class conversion ratio of the transmission system at the same time light weight, small size, the characteristics of small parts, is recognized as the ideal vehicle transmission. compared to AT, CVT transmission wuji primarily in the drive way there different. The latter is the use of drive belts and the work of the main variable diameter driven wheel to transfer power line in order to achieve the continuous transmission ratio change. However, the traditional CVT technical weaknesses exist, such as the transmission belt easily damaged, can not afford a larger load, etc., makes the transmission has been used in more than a small displacement, low-power vehicles. As technology advances, the energy crisis triggered a global energy conservation and environmental protection awareness, at the conclusion of the first generation of CVT based on the experience, people develop a better performance, greater torque capacity CVT. However, playing in the torque requirements on the CVT model is still unable to take on heavy responsibilities. Continuously Variable Transmission and the common development of electronically controlled automatic transmission also ushered in DSG (dual clutch automatic transmission) the popularity of Volkswagen has now started to apply only to the super sports car before the technology is applied to the ordinary family car has been up. DSG automatic transmission shifting technology enables faster, less power loss, so more fuel-efficient. The development of automatic transmission car seems to have wisdom, and even more good than people think. It changes according to the road outside, after the calculation, instead of smart people to make an accurate decision.毕毕业业设设计计（论论文文） 题 目 二轴五档变速器设计 专 业学 号学 生指 导 教 师答 辩 日 期 -1-摘 要变速器是汽车传动系统中比较关键的部件，它的设计好坏将直接影响到汽车的实际使用性能。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工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。本文设计研究了两轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。关键词 挡数；传动比；齿轮；轴；强度校核-2-AbstractTransmission is more cruical in automotive driveline components, it is dseigned to ditectly affect the quality of the actual use of performance automobiles. Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function.Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of two-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords Block Transmission ratio Gear Axis Checking-3-目 录摘 要.IAbstract.II第 1 章 绪论.11.1 概述.11.1.1 设计二轴五档变速器的目的和意义 .21.1.2 汽车变速器设计要求 .21.1.3 研究变速的现状 .31.2 变速器的设计思想.3第 2 章 变速器传动机构与操纵机构的布置.42.1 变速器传动机构的布置方案.42.1.1 变速器传动方案分析与选择 .42.1.2 倒档布置方案 .52.2 操纵机构布置方案.62.2.1 概述.62.2.2 典型的操纵机构以及锁止装置 .72.3 本章小结.9第 3 章 变速器设计的总体方案.103.1 变速器主要参数的选择.103.1.1 档数.103.1.2 传动比范围 .103.1.3 变速器各档传动比确定 .113.1.4 中心距的选择 .123.1.5 齿轮参数的选择 .133.1.6 各挡齿轮的分配及传动比的计算 .143.2 变速器齿轮强度校核.203.2.1 变速器齿轮弯曲强度的校核.213.2.2 轮齿接触应力的校核.223.2.3 变速器齿轮的材料及热处理.233.3 轴的结构和尺寸设计.243.3.1 初选轴的直径.24-4-3.3.2 轴的强度验算.253.4 主减速比的计算.333.4.1 主减速齿轮计算载荷的确定.333.4.2 主减速器基本参数的选择.343.4.3 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算.363.4.4 主减速器齿轮的材料及热处理.393.5 差速器设计.393.5.1 差速器齿轮的基本参数选择.403.5.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算.413.6 本章小结.44第 4 章 变速器同步器其它零件设计.464.1 运惯性式同步器.464.1.1 锁环式同步器的结构.464.1.2 锁环式同步器的工作原理.464.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定.474.2 主要参数的确定.484.2.1 摩擦因数 f .484.2.2 同步环主要尺寸的确定.484.2.3 锁止角.504.2.4 同步时间.504.3 变速器箱体设计原则.504.4 本章小结.51结 论.52致 谢.53参考文献.54附录 1 .55附录 2 .57-I-摘 要变速器是汽车传动系统中比较关键的部件，它的设计好坏将直接影响到汽车的实际使用性能。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工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。本文设计研究了两轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。关键词 挡数；传动比；齿轮；轴；强度校核-II-AbstractTransmission is more cruical in automotive driveline components, it is dseigned to ditectly affect the quality of the actual use of performance automobiles. Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function.Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of two-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords Block Transmission ratio Gear Axis Checking-III-目 录摘 要.IAbstract.II第 1 章 绪论.11.1 概述.11.1.1 设计二轴五档变速器的目的和意义 .21.1.2 汽车变速器设计要求 .21.1.3 研究变速的现状 .31.2 变速器的设计思想.3第 2 章 变速器传动机构与操纵机构的布置.42.1 变速器传动机构的布置方案.42.1.1 变速器传动方案分析与选择 .42.1.2 倒档布置方案 .52.2 操纵机构布置方案.62.2.1 概述.62.2.2 典型的操纵机构以及锁止装置 .72.3 本章小结.9第 3 章 变速器设计的总体方案.103.1 变速器主要参数的选择.103.1.1 档数.103.1.2 传动比范围 .103.1.3 变速器各档传动比确定 .113.1.4 中心距的选择 .123.1.5 齿轮参数的选择 .133.1.6 各挡齿轮的分配及传动比的计算 .143.2 变速器齿轮强度校核.203.2.1 变速器齿轮弯曲强度的校核.213.2.2 轮齿接触应力的校核.223.2.3 变速器齿轮的材料及热处理.233.3 轴的结构和尺寸设计.243.3.1 初选轴的直径.24-IV-3.3.2 轴的强度验算.253.4 主减速比的计算.333.4.1 主减速齿轮计算载荷的确定.333.4.2 主减速器基本参数的选择.343.4.3 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算.363.4.4 主减速器齿轮的材料及热处理.393.5 差速器设计.393.5.1 差速器齿轮的基本参数选择.403.5.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算.413.6 本章小结.44第 4 章 变速器同步器其它零件设计.464.1 运惯性式同步器.464.1.1 锁环式同步器的结构.464.1.2 锁环式同步器的工作原理.464.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定.474.2 主要参数的确定.484.2.1 摩擦因数 f .484.2.2 同步环主要尺寸的确定.484.2.3 锁止角.504.2.4 同步时间.504.3 变速器箱体设计原则.504.4 本章小结.51结 论.52致 谢.53参考文献.54附录 1 .55附录 2 .57-1-第第 1 章章 绪论绪论1.1 概述随着社会的快速发展和人们生活水平的迅速提高，汽车（尤其是轿车）作为一种必不可少的交通工具已走进千家万户。总之，汽车工业的发展水平直接代表着一个国家基础工业和国民经济的实力。中国未来 10 年，经济型轿车至少应翻一番。因此设计一种适合我国国情的经济型轿车的变速器具有十分重要的意义，而且也符合全球对环境保护的要求，小排量低排放的经济型轿车肯定是未来汽车的主力。 汽车的发展经历了三大革命，动力革命（内燃机的使用），传动革命（机械传动的完善和液体传动的使用）和控制革命（用传感器、微机和电液阀进行信息处理）。从先进国家来看，动力革命和传动革命已经完成，目前正处于控制革命阶段，要解决的主要是机械太 “机械”，没有灵性的问题，过去机械全靠人来操纵控制，然而人的生理和心理能力（感觉器官的功能、头脑分析的能力和体能）是有限的，操纵汽车这样复杂的机械对于人来说体力和脑力负担是很重要的，更主要的是单靠人力操纵将阻碍汽车的发展和其性能的提高。因此必须对汽车各部分（发动机、变速器、悬架、制动和转向机构等）进行自动控制，并从各部分的单独控制向整车一体化控制发展，从一般控制向智能控制发展。要解决机械信息处理能力问题，机械本身是无能为力的，液压控制在性能上也达不到要求，必须引入具有良好控制性能和信息处理能力的电子技术。但是仅仅采用机电液技术还不够，还需要应用声学、光学、和化学等多学科技术才能使机械具有良好的信息处理能力，实现高度自动化。变速器是汽车传动系中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽车的使用性能。随着汽车工业的告诉发展和现汽车现代设计方法的开发和应用，人们对汽车变速器的设计要求是越来越高。其中，减少变速器体积，提高变速器可靠性以及改善其与发动机的匹配更是当前急需解决的重要问题！两轴式变速器与三变速器相比，其结构简单、紧凑且除到档外其他各档的传动效率高、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、操纵性好且使汽车质量降低 6%10%。-2-两轴式变速器纵置时，传动系的结构简单（即输出轴与主减速器主动齿轮做成一体从而简化了制造工艺，降低了成本）。1.1.1 设计二轴五档变速器的目的和意义变速器是汽车传动系中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽车的使用性能。随着汽车工业的告诉发展和现汽车现代设计方法的开发和应用，人们对汽车变速器的设计要求是越来越高。其中，减少变速器体积，提高变速器可靠性以及改善其与发动机的匹配更是当前急需解决的重要问题！本课题将可靠优化二轴五档变速器设计理论应用汽车机械式变速器齿数系的设计中，根据汽车的动力性要求，在保证零件结构强度和刚度可靠使用的条件下，以变速器体积最小化和功率使用最大化为目标函数，通过可靠性优化设计结果与原始数据的对比，使变速器设计得到一个更可靠的优化。1.1.2 汽车变速器设计要求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。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。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。（1）正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；（2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；（3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶；（4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出；（5）换挡迅速、省力、方便；（6）工作可靠；（7）变速器应有高的工作效率；-3-（8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。1.1.3 研究变速的现状众所周知，中国国内市场的轿车车型，90%都来自日本和德国技术，更确切地说，是来自于日本丰田和德国大众技术。国内的许多车厂在研发、生产方式上，或是购买技术，或是与德日方联合经营，自主独立开发的能力相对欠缺。因此，我国的轿车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。但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对轿车的需求，在短时间内，甚至相当长的一段时间内轿车仍然具有一定的发展的空间。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。1.2 变速器的设计思想根据发动机匹配的轿车的基本参数，及发动机的基本参数。（1）发动机排量 2.0 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。-4-第第 2 章章 变速器传动机构与操纵机构的布置变速器传动机构与操纵机构的布置2.1 变速器传动机构的布置方案2.1.1 变速器传动方案分析与选择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。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。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。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，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在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。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。而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与一轴在同一条直线上，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，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。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5。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，此次设计变速器是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。选择5档变速器，并且五档为超速档。大体结构可参考如图2-1所示的结构。-5-图2-1 发动机前置前轮驱动布置示意图2.1.2 倒档布置方案常见的倒档布置方案如图 2-2 所示。图 2-2b 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 2-2c 方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图 2-2d 方案对 2-2c 的缺点做了修改；图 2-2e 所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图 2-2f 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2-2 倒档的布置方案-6-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 2.2f 所示方案。2.2 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9：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。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。-7-2.2.2 典型的操纵机构以及锁止装置图 2-3 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、 换档机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，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。同上述两种换档方法比较，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。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。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-8-图 2-4 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 2-4，a 为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图 2-4，b、c、d 为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。（2）摆动锁块式图 2-5 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 2-6 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 2-5 摆动锁块式互锁机构图 2-6 转动钳口式互锁机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。-9-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 本章小结本章主要介绍了变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统的分析，并给出了此次设计的具体方案，即设计两轴式变速器，倒挡布置方案如图 2-2（f）所示，前进挡皆为斜齿圆柱齿轮，倒挡为直齿圆柱齿轮，采用全同步器式换挡形式，圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。并且对操纵机构做了详细的介绍，说明了常用的锁止机构的结构及原理。-10-第第 3 章章 变速器设计的总体方案变速器设计的总体方案3.1 变速器主要参数的选择本次变速器设计的主要参数如下表 4-1 所示。表 4-1 主要参数发动机最大功率115kw车轮型号215/60R15发动机最大转矩189Nm最大功率时转速6300r/min最大转矩时转速4300r/min最高车速200km/h总质量1430kg整备质量2500kg3.1.1 档数近年来，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。载质量在 2.03.5t 的货车采用五档变速器，载质量在 4.08.0t 的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。3.1.2 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 0.70.85。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。传动比范围的选择要求：1、相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下。2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，本次设计的轿车变速器为 5 档变速器，最高档传动比初定为 0.8 左右。-11-3.1.3 变速器各档传动比确定（1）主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系为： （3.1）0377. 0iirnuga式中 汽车行驶速度（km/h） ；au 发动机转速（r/min） ；n 车轮滚动半径（m） ；r 变速器传动比；gi 主减速器传动比。0i由上文可知最高车速=189km/h；最高档为超速档，传动比maxaumaxav=0.75；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 215/60R15 得到 =267.65（mm） ；5gir发动机转速=4300（r/min） ；由公式（4.1）得到主减速器传动比计算公npn式： 00.3774ganrii u（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间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：，则由最大爬坡度要求的变速器max 1 0maxmaxmax(cossin)eTrTi img fmgr一挡传动比为1： max1max0rTmgriTei （3.2）式中：m汽车总质量，1430kg；g重力加速度，9.8；N kg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maxf=0.0180.020，故取 f=0.019；最大爬坡度，故坡角maxtan0.34imax，所以为 0.359；017.74max驱动车轮滚动半径，0.267mm；rr发动机最大转矩，189Nm；maxTe-12-主减速比，4；0i汽车传动系的传动效率，轿车可取 0.90.92，故选为 0.9。TT由公式（2.2）得：；13.49i 根据驱动车轮与路面的附着条件，求得变速器一挡传动max 1 02TrTei iGr比为1： 21max0rTGriTei （3.3）式中：汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于2G发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占 55%65%，故取=60%mg；2G道路的附着系数，计算时取=0.550.65，故选为 0.6；，见式（3.2）下说明。rrmaxTe0iT由公式（3.3）得：；最终取。13.52i 13.5i （3）变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即： qiiiiiiii54433221450. 177. 04 . 34451iiq1223343.42.431.4502.3451.681.4501.6181.161.450iiqiiqiiq3.1.4 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算14： （3.4）31maxgeAiTKA式中：-13-A 变速器中心距（mm） ； 中心距系数，乘用车=8.99.3；AKAK发动机最大输出转距为 189（Nm） ；maxeT 变速器一档传动比为 3.5；1i 变速器传动效率，取 96%。g（8.99.3）=（8.9-9.3） 8.375=74.5477.89mmA396. 04 . 3180轿车变速器的中心距在 6080mm 范围内变化。初取A=80mm。3.1.5 齿轮参数的选择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.压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角15。 国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、25、30等，普遍采用 30压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角 20。3.螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的-14-抗弯强度出发，并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，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为 28。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。，其中cbK m为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮=4.58.0；常啮合及cKcK其他挡位用斜齿圆柱齿轮=6.08.5。cK5.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，为一般汽车变速器01.0f 齿轮所采用。3.1.6 各挡齿轮的分配及传动比的计算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=56，修正后得2 coshnAZm。27.87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、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声6。凑配中心距；12()802cosnZZmAmmA斜齿端面模数；2.80cosntmmmm啮合角，得；910cos()cos0.92122tmZZA20由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高120.32,0.32xx 故不变。一挡齿轮参数如表 3.1。表 3.13.1 一挡齿轮基本参数-15-序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.409,22.24cosntt2分度圆直径138tdZ mmm2120tdZ mmm3齿顶高01()3.3anhfmmm02()1.7anhfmmm4齿根高01()3.26fnhfcmmm 02()4.06fnhfcmmm 5齿顶圆直径244aaddhmm2124aaddhmm6齿根圆直径230ffddhmm2112ffddhmm7当量齿数1318.8919cosnZZ2363cosnZZ8齿宽7 2.517.5cbK mmm7 2.517.5cbK mmm（2）确定二挡齿轮的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与一档啮合齿轮不同，由得：21625ZiZ （3.5）562()2cosm ZZA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： （3.6）625tantanZZ联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.4）212.3（3.5）求出。6545,18ZZ再把代入式（3.6） ，检查近似满足轴向力平衡关系562ZZ、及凑配中心距；56()802cosnZZmAmmA斜齿端面模数；2.60cosntmmmm啮合角，得；56cos()cos0.96232tmZZA20由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。-16-。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿560.28,0.28xx 故高不变。二挡齿轮参数如表 3.2。表 3.23.2 二挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.38,20.08cosntt2分度圆直径546tdZ mmm6114tdZ mmm3齿顶高01()3.2anhfmmm02()1.8anhfmmm4齿根高01()3.36fnhfcmmm 02()4.76fnhfcmmm 5齿顶圆直径253.7aaddhmm296.3aaddhmm6齿根圆直径240.575ffddhmm283.175ffddhmm7当量齿数5318.8919cosnZZ6349cosnZZ8齿宽7 2.517.5cbK mmm7 2.517.5cbK mmm（3）确定三挡齿轮的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与一档啮合齿轮不同，由得：31827ZiZ （3.5）872()2cosm ZZA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： （3.6）827tantanZZ联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.4）317.5（3.5）求出。7823,38ZZ再把代入式（3.6） ，检查近似满足轴向力平衡关系783ZZ、及凑配中心距；78()802cosnZZ mAmmA斜齿端面模数；2.60cosntmmmm啮合角，得；78cos()cos0.93642tmZZA20-17-由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿780.08,0.08xx 故高不变。三挡齿轮参数如表 3.3。表 3.33.3 三挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.378,20.75cosntt2分度圆直径760tdZ mmm899tdZ mmm3齿顶高01()2.5anhfmmm02()2.4anhfmmm4齿根高01()3.4fnhfcmmm 02()4.6fnhfcmmm 5齿顶圆直径265aaddhmm2104aaddhmm6齿根圆直径252ffddhmm290ffddhmm7当量齿数7326.8927cosnZZ8390cosnZZ8齿宽7 2.517.5cbK mmm7 2.517.5cbK mmm（4）确定四挡齿轮的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与一档啮合齿轮不同，由得：而411029ZiZ （3.5）1092()2cosm ZZA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： （3.6）1029tantanZZ联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.4）822（3.5）求出。91027,31ZZ再把代入式（3.6） ，检查近似满足轴向力平衡关系9104ZZ、及凑配中心距；910()812cosnZZmAmmA斜齿端面模数；2.80cosntmmmm-18-啮合角，得；910cos()cos0.93472tmZZA20由于凑配中心距与原中心距相不等即为角度度变位。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高1090.02,0.04xx故不变。四挡齿轮参数如表 3.4。表 3.43.4 四挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.3956,21.58cosntt2分度圆直径976tdZ mmm1085tdZ mmm3齿顶高01()2.5anhfmmm02()3.5anhfmmm4齿根高01()4.5fnhfcmmm 02()4fnhfcmmm 5齿顶圆直径281aaddhmm290aaddhmm6齿根圆直径267ffddhmm273ffddhmm7当量齿数9335.8936cosnZZ10341cosnZZ8齿宽7 2.517.5cbK mmm7 2.517.5cbK mmm（5）确定五挡齿轮的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与一档啮合齿轮不同，由得：5112211ZiZ （3.5）此12112()2cosm ZZA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： （3.6）12211tantanZZ联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.4）822（3.5）求出。121124,29ZZ再把代入式（3.6） ，检查近似满足轴向力平衡关系12115ZZ、及凑配中心距；1112()802cosnZZmAmmA-19-斜齿端面模数；3.0cosntmmmm啮合角，得；1112cos()cos0.91372tmZZA20由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿11120.09,0.09xx 故高不变。五挡齿轮参数如表 3.5。表 3.53.5 五挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.43,23.4cosntt2分度圆直径1287tdZ mmm1172tdZ mmm3齿顶高01()2.1anhfmmm02()2.4anhfmmm4齿根高01()4.3fnhfcmmm 02()3.9fnhfcmmm 5齿顶圆直径292aaddhmm277aaddhmm6齿根圆直径278ffddhmm264ffddhmm7当量齿数11350.8951cosnZZ12342cosnZZ8齿宽7 2.517.5cbK mmm7 2.517.5cbK mmm（6）确定倒挡齿轮齿数初选倒档轴上齿轮齿数为=25，输入轴齿轮齿数=13，为保证倒档齿13z3z轮的啮合不产生运动干涉齿轮和齿轮的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上3Z4Z的间隙，即满足以下公式： （3.7）3130()20.52cosnnrzzmmA已知：，把数据代入（3.7）式，齿数取整，28r2.5nm 800A解得：，则倒档传动比为：440z 43403.113Rziz输入轴与倒档轴之间的距离：mm313()2.5 (1325)55.972cos2cos28nrm zzA-20-输出轴与倒档轴之间的距离：mm413()2.5 (4025)86.902cos2cos28nrm zzA表 3.63.6 倒挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1分度圆直径333dZ mmm1372.5dZ mmm2齿顶高01()3.3ahfmmm02()3.675ahfmmm3齿根高01()2.8fhfcmmm 02()2.7fhfcmmm 4齿顶圆直径24.0aaddhmm278aaddhmm5齿根圆直径227ffddhmm267ffddhmm6基圆直径cos31.33bddmmcos59bddmm7齿宽7 2.517.5cbK mmm7 2.517.5cbK mmm序号计算项目计算公式1分度圆直径4100dZ mmm2齿顶高04.2ahf mmm3齿根高0()2.8fhfc mmm4齿顶圆直径2108aaddhmm5齿根圆直径294ffddhmm6基圆直径cos98bddmm7齿宽7 2.517.5cbK mmm3.2 变速器齿轮强度校核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-21-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。3.2.1 变速器齿轮弯曲强度的校核1）直齿轮弯曲应力 （3.8）32gfcT K Km ZK y式中：计算载荷（Nmm） ；gT应力集中系数，可近似取=1.65；KK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，fK对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；fKfK齿宽系数；cKy齿形系数。倒挡主动轮 3，查手册得 y=0.165，代入（3.8）得；686.33800MpaMpa倒挡传动齿轮13，查手册得y=0.173，代入（ 3.8）得；394.56400MpaMpa倒挡从动轮 11，查手册得 y=0.182，代入（3.8）得；261.19800MpaMpa当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许maxTe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，弯曲强度足够。（2）斜齿轮弯曲应力 （3.7）32cosgncTKZm yK K式中：计算载荷（Nmm） ；gT斜齿轮螺旋角；（）应力集中系数，可近似取=1.50；KKZ齿数；-22-法向模数（mm） ；nmy齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数；cK重合度影响系数，=2.0。KK一挡齿轮 1，查图得 y=0.154，代入（3.7）得=346.3Mpa；一挡齿轮 2，查图得 y=0.164，代入（3.7）得=.107.Mpa；二挡齿轮 5，查图得 y=0.157，代入（3.7）得=158.26Mpa；二挡齿轮 6，查图得 y=0.160，代入（3.7）得=337Mpa；三挡齿轮 7，查图得 y=0.130，代入（3.7）得=306.3Mpa；三挡齿轮 8，查图得 y=0.147，代入（3.7）得=163.7Mpa；四挡齿轮 9，查图得 y=0.137，代入（3.7）得=234.6Mpa；四挡齿轮 10，查图得 y=0.141，代入（3.7）得=196.57Mpa；五档齿轮 11，查图得 y=0.139，代入（3.7）得=1981Mpa；五档齿轮 12，查图得 y=0.137，代入（3.7）得=242.9Mpa；当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常gTmaxTe啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350Mpa 范围，所有斜齿轮满足，故弯曲强度足够。3.2.2 轮齿接触应力的校核 （3.9）110.418()jzbFEb式中：轮齿的接触应力（Mpa） ；jF齿面上的法向力（N） ， ；1coscosFF圆周力（N） ，；1F12gTFd计算载荷（Nmm） ；gTd节圆直径（mm） ；节点处压力角；（）齿轮螺旋角；（）-23-E齿轮材料的弹性模量，合金钢取 E=；52.06 10 Mpab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zb，斜齿轮；、为主、从动sin,sinzzbbrr 22sinsin,coscosbzzbrrzrbr齿轮的节圆半径（mm） 。将上述有关参数代入式（3.9） ，并将作用在变速器第一轴上的载荷/2 作为计算载荷时，得出：maxTe一挡接触应力；807.641900jMpaMpa二挡接触应力；746.371300jMpaMpa三挡接触应力；801.71300jMpaMpa四挡接触应力；723.271300jMpaMpa五档接触应力；743.731300jMpaMpa倒挡接触应力（齿轮 12 主动，13 从动） ；1034.681900jMpaMpa（齿轮 13 主动，11 从动） ；969.891900jMpaMpa对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力，一挡和倒挡jj=19002000Mpa，常啮合齿轮和高挡=13001400Mpa。故所有齿轮满足j16 时，取=0.134。max)(195. 0eTaTGG Pf3.4.2 主减速器基本参数的选择（1）主、从动斜齿轮齿数和1z2z选择主、从动斜齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数；1z2z为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于 40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于车一般不小于 9；1z取 12。1z-35-主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；0i1z对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。1z2z （2）从动斜齿轮大端分度圆直径和端面模数2Dm对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又2D2D会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即2D （3.18）322cDTKD 式中：直径系数，一般取 13.016.0；2DK从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为cTmN ceTcsT2382；mN 由式（3.18）得： =（13.016.0）=（168.09199.27）；2D32382mm初选=197 则齿轮端面模数=/=197/48=4.12Dmmm2D2zmm=48 4.1=197.052Dm2zmm由于凑配中心距与原中心距相不等即为高度变位，总变位 0.89斜齿端面模数；4.9cosntmmmm。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高120.41.,0.48xx故不变。主减速器齿轮参数如表 3.6。表 3.63.6 主减速器齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.43,23.4cosntt-36-2分度圆直径153tdZ mmm2197tdZ mmm3齿顶高01()4.5anhfmmm02()2.5anhfmmm4齿根高01()4fnhfcmmm 02()6.5fnhfcmmm 5齿顶圆直径262aaddhmm2202aaddhmm6齿根圆直径245ffddhmm2184ffddhmm7当量齿数1322cosnZZ2387cosnZZ8齿宽7 4.933cbK mmm7 4.933cbK mmm3.4.3 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。斜齿轮的强度计算：（1）主减速器齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力 （3.19）FPp 式中：单位齿长上的圆周力，N/mm;pP作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着力maxeT矩两种载荷工况进行计算；按发动机最大转矩计算时： =846893N/mm （3.20） FdiTpge21013max为一档传动比，取=3.5gigi按最大附着力矩计算时：=5378 （3.21）FdrGpr210232/N mm虽然附着力矩产生的 p 很大，但由于发动机最大转矩的限制 p 最大只有-37-893N/mm,可知，校核成功。轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为)/(2mmNw （3.22）JmzFKKKKTvmSjw203102式中：超载系数 1.0；0K尺寸系数=0.586；sKsK44 .25m载荷分配系数，取=1；mKmK质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、节及径向跳vK动精度高时，取 1；J计算弯曲应力用的综合系数作用下： 从动齿轮上的应力=446.48MPa700MPa；jeT2w作用下： 从动齿轮上的应力=198.37MPa210.9MPa；jmT2w当计算主动齿轮时，/Z 与从动相当，而，故，jT12JJ 1w2w1w2w综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩有关，只能用来检验最大应力，不能作为疲jmTjmjeTT 或劳寿命的计算依据。（2）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（MPa）j为： （3.23）JFKKKKKTdCvfmsjpj3011102式中：材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6；pCmmN/21=1，=1，=1，=1；0KsKmKvK-38-相啮合齿轮的齿数 图 3-6 弯曲计算用综合系数 J1表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取 1；fKJ 计算应力的综合系数。=1750Mpa=1750MPa jmjm=2745.473MPa=2800MPa，故符合要求、校核合理。jeje大齿轮齿数求综合系数 J 的齿轮齿数-39-图 3.7 接触强度计算综合系数 J13.4.4 主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落） 、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：（1）具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；（2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；（3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；（4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号，及，在本CrMnMoCrMnTi 22,20MnVBCrNiMo 20,20TiBMn220设计中采用了。CrMnTi20用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低，当 m8 时为 HRC3245。对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数 m5 时，为 0.91.3mm。小齿轮齿数-40-由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后均予以厚度为0.0050.0100.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。3.5 差速器设计根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路的特征，为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。差速器作用是分配两输出轴转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。 本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。3.5.1 差速器齿轮的基本参数选择（1）行星齿轮数目的选择 越野车多用 4 个行星齿轮,乘用车 2 个。（2）行星齿轮球面半径（mm）的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸BR通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际BR上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定： =36.2（mm） 3jBBTKR 圆整取=36mmBR式中：行星齿轮球面半径系数，2.522.99BK=（0.980.99）=35.2436.62mm 取 35mm 0ABR（3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于 10。半轴齿轮的-41-齿数采用 1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在 1.52 范围内。取=14，=20。1z2z在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数之和，RLzz22,必须能被行星齿轮的数目 n 所整除，否则将不能安装，即应满足： = =20 nzzrL2220202（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角：21, 122112arctan34.9 ;arctan55 ;zzzz式中：行星齿轮和半轴齿轮齿数。21,zz再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：=2.95 220110sin2sin2zAzAm取标准模数 3；式中：在前面已初步确定。210,zzA算出模数后，节圆直径 d 即可由下式求得： 121241;59dmzmm dmzmm（5）压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角，齿高系3022数为 0.8，最少齿数可减至 10，并且再小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。（6）行星齿轮安装孔直径及其深度 L 的确定 行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度 L 就是行星齿轮在其轴上的支承长度。 =54.8（mm） 1 . 1L320101.176.4cTLmmnl=11mmnlTC 1 . 11030-42-3.5.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算表 3.7 为汽车差速器用齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数 见图 3.8。表 3.73.7 汽车差速器齿轮的几何尺寸计算表序号项 目计 算 公 式 及 结 果1行星齿轮齿数114z 2半轴齿轮齿数220z 3模数3m4齿面宽=11.25mm，取 F=11m030. 0AF 5齿工作高=1.6m=4.7mmgh6齿全高h=1.788m+0.051=5.323mm7压力角30228轴交角909节圆直径121235;59dmzmm dmzmm10节锥角122111arctan30.92 ;arctan59 ;zzzz11节锥距A =11sin2d=34.6mm022sin2d12周节t=3.1416m=9.27mm13齿顶高23.05aghhh14齿根高22210.3700.430 m1.65()hZZ15径向间隙0.625gchh16齿根角121200arctan3.7 ,arctan2.6hhAA17面锥角0112022137.56 ,52.718根锥角11122223.26 ;66.4RR19外圆直径01111022222cos42.39,2cos60.68ddhddh20节锥顶点至齿轮外缘距101110222sin27.3,sin16.0822ddhh-43-序号项 目计 算 公 式 及 结 果离21理论弧齿厚1221214.506,()tan23.762tStSShhm 22齿侧间隙（高精度）12. 0B注:实际齿根高比上表计算值大 0.051mm。图 3-8 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿系数）1差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左/右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间有相对滚动的缘故。汽车差速器齿轮的弯曲应力为 （3.24）JmFzKKKTKvmsw2203102式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，；mN （3.25）nTTj6 . 00.62382 0.6714.622jejeTT切向修正系数-44-n差速器行星齿轮数目 2；半轴齿轮齿数 20；2z超载系数 1.0；0K质量系数 1.0；vK尺寸系数；sK5 . 04 .254mKs载荷分配系数 1.1；mKF齿面宽 11mm；m模数 3； J计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数 0.229，见图 3.9。相啮合另一齿轮的齿数图 3-9 弯曲计算用综合系数 J1以计算得：=714.6 MPa980 Mpa。jeTww综上所述，差速器齿轮强度满足要求。3.6 本章小结本章主要变速器.主减速器.差速器的主要零件进行设计和计算，其中包括：求综合系数 J 的齿轮齿数-45-齿轮的设计及校核，轴的设计及校核，轴承的设计及校核, 主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了相应的设计计算，对差速器齿轮的几何尺寸及强度进行了相应的计算，最终确定了所设计差速器的各个参数。这些零件是变速器.主减速器.差速器的基石，齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节，轴的设计是变速器传递动力的重要因素，并对主减速器齿轮的材料及热处理，轴承的预紧，主减速器的润滑等做了必要的说明，这些计算的理论基础是设计的关键。此外，本章的一些计算结果，绘图时需要进一步印证。-46-第 4 章 变速器同步器其它零件设计同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。4.1 运惯性式同步器惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，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。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。4.1.1 锁环式同步器的结构锁环示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 上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑快压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑快凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑快两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑快宽一个接合齿。4.1.2 锁环式同步器的工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑快和锁环移动，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，并由滑快予以定位。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，同步器处在锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档哪个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，完成了换档过程的-47-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，啮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，完成换档。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。4.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定接近尺寸，同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的b同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁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。bbb分度尺寸，滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合a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。aa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。ab滑块转动距离 ，滑块在锁环缺口内的转动距离 影响分度尺寸。滑块cca宽度、滑块转动距离 与缺口宽度尺寸之间的关系如下dcE （4.1）cdE2滑块转动距离 与接合齿齿距 的关系如下ct （4.2）214RtRc 式中 滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径） ；1R接合齿分度圆半径。2R滑块端隙，滑块端隙系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，同时，11啮合套端面与锁环端面之间的间隙为，要求。若，则换挡时，22121在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套b可以通过同步环，而使同步器失去锁止作用。为保证0，应使，通b21常取=0.5mm 左右。1锁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。3预留后备行程的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换3挡时，锁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-48-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3出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若锁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锁环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应去=1.22.0mm。3在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在 0.20.5mm。4.2 主要参数的确定4.2.1 摩擦因数 f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。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰。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。摩擦因数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f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。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。4.2.2 同步环主要尺寸的确定1、同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效-49-果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。实验还证明：螺纹的齿顶宽对的影响很大，随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过ff大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存在于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。通常轴向泄油槽为 612 个，槽宽34mm。2、锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=68。=6时，摩擦力ftan矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7时就很少出现咬住现象。3、摩擦锥面平均半径R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RR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R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。R4、锥面工作长度 b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b作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定b （4.3）22 dfRMbm式中 摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，p=1.01.5MPa；pMm摩擦力矩；摩擦因数；f摩擦锥面的平均半径。R上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。5、同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度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R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。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-50-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。4.2.3 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进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面f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R2642。4.2.4 同步时间同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步时间有影响。轴向力大、则同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下述范围选取：对乘用车变速器，高档取 0.150.30s，低档取 0.500.80s；对货车变速器，高档取0.300.80s，低档取 1.000.50s。4.3 变速器箱体设计原则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。为了放油，在变速器壳体上设计有放油孔。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-51-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。4.4 本章小结本章介绍了同步器的几种类型，重点说明了惯性式同步器中的锁环式同步器的结构及工作原理和其主要尺寸的要求。最后阐述了同步器主要参数的设计要求，包括摩擦因数的确定，同步环主要尺寸如同步环锥面上的螺纹槽、锥面半锥角、平均半径、工作长度，同步环径向厚度的确定，锁止角、同步时间的确定以及转动惯量的计算。最后，简单介绍了变速器箱体的设计要求，为箱体的制图提供了一些规范。-52-结 论本文是根据雅阁汽车的主要技术参数来设计一台两轴式变速器。在变速器的设计过程中，主要的研究内容如下：变速器传动机构布置方案的确定；变速器主要参数的选择；变速器齿轮、轴和校核；主减速器、主差速器；同步器和操纵机构及箱体的设计等。本文就是围绕着上述主要内容展开的。在本次设计的前期，主要进行了变速器传动方案的论证和选择，分析了变速器各传动方案的优缺点，在综合分析的基础上选择了本设计所依据的传动方案；中期就是进行变速器的设计计算以及绘制说明书中要用到的图。变速器的传动方案确定后，对变速器的主要参数进行了选择，分配了变速器各挡的传动比和各挡齿轮的齿数及变位系数，并计算了齿轮的弯曲应力和接触应力。在变速器轴的设计部分，首先是进行了变速器轴的结构设计，分配了各段轴的长度和轴径，然后进行了变速器轴的强度和刚度的校核。现代变速器广泛采用同步器换挡，本文依据所设计变速器的使用要求，选择了各挡同步器的形式。最后分析了变速器操纵机构的特点和操纵方式，选择了远距离操纵手动换挡变速器，并对主减速器、主差速器进行了简单的设计；并简单介绍了变速器箱体的设计原则；后期主要是画图和对设计说明书做修改，因为在设计的过程中有的地方考虑不够周全，在老师的指导之下，不断的进行修改和完善。变速器设计完成后，必须要满足汽车的使用要求，同时要有很好的加工工艺性，满足造价低廉、使用寿命长的特点。在本次设计过程中，由于缺少实际的工作经验，设计过程只是根据一般步骤完成的，具体的细节部分考虑不周，这些原因都造成了所设计的变速器离实际应用还有很大的距离，需要自己在以后的学习和工作中不断提高。-53-致 谢时光飞逝，马上就要离开这个我学习和生活了四年的工大华德学院，同时自己的学生时代即将结束。回顾四年来，从对汽车的一无所知，到现在能进行简单的设计，感慨良多。作为汽车运用工程专业的学生，我们的课程要比其他专业的同学所学的难得多。虽然现在一边工作一边忙毕业设计有点累，但是我一直不懈地努力着，所以我过得很充实，学到了很多知识，这为我以后在工作岗位上奋斗打下了基础。首先要感谢从最初的开题报告和文献综述到最终指导我完成毕业设计的王猛老师，由于我一边在外工作还要一边弄毕业设计给王猛老师添了不少麻烦，感谢他这段时间以来对我的辛勤指导。王老师的精心指导对我本次的毕业设计有很大的帮助。-54-参考文献1赵桂范.郑德林.郭岩汽车设计.哈尔滨工业大学出版社。2汪斌汽车变速器技术的发展与展望J.汽车研究与开发,2005。3刘品.李哲机械精度设计与检测基础.哈尔滨工业大学出版社。4周松鹤工程力学机械工业出版社。5余志生汽车理论机械工业出版社。6程燕平理论力学哈尔滨工业大学出版社。7王春香.张少实.哈跃基础材料力学科学出版社。8王黎钦.陈铁鸣机械设计哈尔滨工业大学出版社。9王望予汽车设计机械工业出版社。10 陈家瑞汽车构造（下） 机械工业出版社11 蔡炳炎，徐勇，林宁.机械式汽车变速器的速比配置分析12 专用汽车结构与设计 机械设计手册 相关论文和产品介绍。13 /p-08568763096.html14 /view/2ea3e981e53a580216fcfeba.html-55-附录 1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。使用最早的是手动变速器。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。传统的变速器利用不同的齿轮搭配实现了换挡変扭的目的，而齿轮搭配的变换就只有靠脚踩离合手拉挡杆来实现，这就是所谓的手动变速器。为实现轻松换挡，取消离合脚踏和手动挂挡的 AT(AutomaticTransmission)变速器出现了，它主要利用液力变扭器配合传统机械齿轮箱实现换挡功能。其实早在 1948年的通用的奥兹莫比尔汽车上就已经出现了如今自动变速器的雏形，不过那时的自动变速器仅仅是加了液力耦合器的手动变速器而已。因为 AT 使用得较早，所以英文定名就叫“自动变速器” 。然而，AT 并不等同于自动变速器。只要能实现自动换挡变速的便可叫自动变速器，要达到此目的其实途径很多：除 AT 外，还包括了无级变速器等其它形式。但以前的命名也无法推翻，所以我们姑且这样认为：自动变速器（AT）包括：液力变速（AT）,电控变速（ECT）,无极变速（CVT）.1908 年，福特 T 型车最早采用一种两个速比的自动变速器。其构造是采用多组齿轮，并且分成中央齿轮和周边齿轮，最外边则是一个转轮，随着中央齿轮从发动机引入的扭矩不同，齿轮组相机行事，从而得到高低不一的转速，包括倒车档的反向旋转。转轮式自动变速器存在一个缺点，即起步加速时令人有一种车轮打滑的感觉，于是驾车人会猛加油门，但车速又并不随即增高。目前已有一些厂家，如日产和菲亚特，求助于电子装置来设法消除这一缺点，日产Primera 的 6 速变速器与菲亚特 Punto 的 7 速变速器便是这番努力的结果。驾车者根本无需扳动手柄，便可以轻松自如地改变车速。虽然自动变速器不断地演变进步，但始终有缺点，即车速的反应与踏板的动作之间总有一定的差距，驾驶中缺乏直觉的印象。1969 年出现的电子控制系统及 1982 年出现的数字技术对此作了改进。-56-随着发动机燃油喷射与点火装置的不断完善，自动变速器也有新的花样，如设置了“运动式或“雪地行驶”等不同的操控方式，有的在仪表盘上设有一个印有 S 字母的按钮，可以在加速时变得格外迅捷；或者印有雪花图案代表雪地行驶的按钮，可避免在起步时打滑。更有甚者，新一代“随机应变式”变速器还可以顺应驾车者不同的习惯、相应的反应、使驾驶变得更加得心应手。将自动变速器智能化，并且普及到大众化的汽车上，这是法国人的功劳。1997年标致 206 与雷诺 Clio 率先采用了最先进的电脑控制技术及被称为“fuzzylogie”的原理，即“模糊逻辑” 。这样的汽车可以依据驾车者的性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，在 9 种程式中挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。如今无级变速器即 CVT(ContinuouslyVariableTransmission)也已大量使用，无级变速器在变速系统中不使用齿轮，提供平稳和“无级的”速比转换的变速系统，同时具有重量轻、体积小、零件少的特点，是公认的理想的汽车传动装置。相比较 AT，CVT 无极变速器主要是在传动方式上有所不同。后者是采用传动钢带和工作直径可变的主、从动轮相配合来传递动力，从而实现传动比的连续改变。然而，传统 CVT 在技术上存在着的弱点，如传动带容易损坏，无法承受较大的载荷等等，使得该变速器一直以来多应用在小排量、低功率的汽车上。随着技术的发展，能源危机引发全球性的节约能源和环境保护意识的提高，在总结第一代的 CVT 的经验基础上，人们开发出了性能更佳，转矩容量更大的CVT。但目前在要求打扭矩的车型上无级变速器依然无法担当重任。与无级变速器共同发展的电控自动变速器又迎来了 DSG（双离合器自动变速器）的普及，如今大众汽车已经开始将以前只应用于超级跑车的技术应用到了普通家用轿车上来了。DSG 技术使得自动变速器换挡更加迅捷，动力损失更小，因此更加节油。自动变速器的发展使汽车好像有了人的智慧，甚至比人更善于思索。它根据外界路面的变化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。-57-附录 2From 1894, a French engineer to a car fitted with the worlds first transmission date, transmission has been car a hundred years of development. Important for the automotive transmission component of the commitment to enlarge the engine torque, torsional characteristics of reactive power with the engine, to achieve the desired power transmission, and thus adapt to various road conditions to achieve the main devices driving. The first is the use of manual transmission. Later, for the convenience of motorists, in the collar between adjacent gear fitted with a synchronizer, the synchronizer rely on, and we do not need to shift to judge the speed. Manual transmission is still present in the automotive industry a wide range of applications, automatic transmission is a trend, but the manual transmission is great fun, embodied persons. The traditional gear transmission with the use of different shift achieved the purpose of twisting, but with the change of gear by foot only hand-off to achieve, and this is the so-called manual transmission. Easily shift to achieve the abolition of clutch pedal and manual the AT (AutomaticTransmission) transmission occurred, it is the main browser using hydraulic Torque traditional mechanical gearbox with the shift function to achieve. In fact, as early as the 1948 Oldsmobile car GM has already emerged on the automatic transmission is now taking shape, but then the automatic transmission is only the addition of hydraulic coupler manual transmission only. AT used because earlier, so the English name is called automatic transmission. However, AT is not the same as in the automatic transmission. As long as we can to achieve