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压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 全全日日制制普普通通本本科科生生毕毕业业设设计计 防后溜手动汽车变速箱设计防后溜手动汽车变速箱设计AFTER ANTI SLIP DESIGN OF THE MANUAL TRANSMISSION学生姓名学生姓名： 学学 号：号： 年级专业及年级专业及指导老师及指导老师及学学 院：院： 提交日期： 年 5 月压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 全日制普通本科生毕业设计诚 信 声 明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985目 录摘要1关键词11 前言21.1 变速器的发展环绕现状31.2 本次设计目的和意义31.3 变速器的基本设计要求41.4 本次设计要求42 传动机构布置方案分析及设计42.1 传动机构结构分析与类型选择42.2 变速器主传动方案的选择 62.3 倒档传动方案62.4 变速器零、部件结构方案设计72.4.1 齿轮形式 72.4.2 换档机构形式 82.4.3 防脱档措施 82.4.4 变速器轴承设计 92.5 传动方案的最终确定93 齿轮设计及计算校核103.1 传动比范围 103.2 齿轮参数113.3 各档齿轮齿数的分配和各档传动比133.3.1 确定一档齿轮的齿数 133.3.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数 14压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709853.3.3 确定其他各档的齿数 143.3.4 确定倒档齿轮齿数 153.3.5 变速器齿轮的变位 163.3.6 齿轮主要参数 173.4 齿轮强度计算及校核 193.4.1 各轴的转矩计算 193.4.2 斜齿齿轮弯曲强度校核 193.4.3 斜齿齿轮接触应力校核 214 轴和轴承的设计计算224.1 轴的功用及设计要求224.2 初选轴的尺寸224.3 轴的刚度与强度计算234.3.1 轴的刚度校核 234.3.2 轴的强度校核 244.4 键的设计与校核255 防后溜装置单向离合器的设计255.1 单向离合器的选择265.2 楔块式单向离合器的基本机构和工作原理265.3 单向离合器的计算276 同步器的设计306.1 锁环式同步器的工作原理306.2 同步环主要尺寸的确定317 变速器的操纵机构327.1 互锁装置 337.2 自锁装置33结论33参考文献34致谢35压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709851防后溜手动变速箱的设计防后溜手动变速箱的设计 摘 要：变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。特别对于一款手动档的汽车而言，一个简单且完美的变速器具有非常重要的意义。在生活中，我们经常可以看到许多手动档的汽车在起步或者上坡换档的时候出现溜车现象。本文设计研究的防后溜手动变速箱，主要利用汽车构造、汽车设计、材料力学等相关知识解决汽车怎样防后溜的问题。在原有变速箱的主动轴上增设一个阻止逆转防后溜装置。其允许变速器主动轴按发动机驱动方向单向旋转，而不允许主动轴反向旋转。从而实现汽车在发动机的牵引下运动，能进不能退。设计给出了防后溜变速箱设计方案，经过严谨设计过程完成了一款变速器设计，并经过校验，证明设计的变速器能够符合现实功用要求，设计方案具有比较强的可借鉴性。关键词：变速器；防后溜装置；主动轴；同步器；传动比；After anti slip design of the manual transmission Abstract: transmission is one of the most important components in automobile transmission system. Especially for a manual transmission car, a simple and perfect transmission has a very important significance. In life, we often can see a lot of manual transmission car appears sliping phenomenon when starting or upslope shift. Study on the anti slip after manual gearbox, the main use of automobile structure, automobile design, mechanics of materials and other related knowledge to solve the car how to prevent slips problem. A stop reversal after anti slip device of the driving shaft in the gear box. It allows the transmission drive shaft by the engine driving the direction of rotation, and does not allow the drive shaft reverse rotation. In order to achieve the car in the engine under the traction motor, can not retreat. Design is given after anti slip design of gearbox, after rigorous design process completed a gearbox design, and through the verification, proof of transmission design can meet the practical function requirements, design scheme has a strong reference.Key words: the transmission; After the sneak device; The driving shaft; Synchronizer; Transmission ratio1 前言变速器是汽车动力系统中的重要部件，它直接影响着驾驶的操控感觉和乘坐的舒压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709852适性。曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久的将来被淘汰，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，手动变速器仍然占有一定的比例，可以看出手动变速器不会过早的离开2。首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此重的载荷，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲” ，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历较深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。最后，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是 5 档手动变速。所以，我相信变速器永远不会被淘汰，那么设计一款具有防后溜的手动变速箱具有明显的社会效益和经济效益。本论文将根据汽车变速性能的特点以及实际的需求设计一个防后溜手动变速器。1.1 变速器的发展环绕现状从现代汽车变速器的市场状况和发展来看, 全世界的各大广商都对提高 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 在汽车上的实用化进程。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、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709853式无级变速器等数种, 并具有各自优势, 但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油在高速运动中, 由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率损失, 存在传动效率低油耗较大的不足, 另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了 AT 效率低等缺点, 与 AT 相比, 具有更大的发展优势。可是, AMT 依旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测, 到 2008 年, 欧洲的 50的 MT 将会被AMT 代替, 同时部分市场也将会被占领。总之, 变速器是汽车除发动机外的主要装置之一, 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展, 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。1.2 本次设计目的和意义随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：（1）手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。（2）手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。（3）手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。（4）维修方便，维修成本便宜。（5）可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。但是手动变速箱由于换档结构的特点在安全性上有一定的不足，所以本次设计具有防后溜装置的手动变速箱，在市场经济的形势下，既可以取得足够的社会经济效益，同时还能提高广大驾驶者的安全性。1.3 变速器的基本设计要求变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置， 。变速器的功压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709854用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对防后溜手动变速器的基本设计要求：（1）保证汽车有必要的动力性和经济性。（2）设置空档，用来切断发动机的动力传输。（3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。（4）设置动力输出装置。（5）换档迅速、省力、方便。（6）工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生。（7）变速器应有高的工作效率。（8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应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。1.4 本次设计要求 在上述的要求下，本次设计还要在原有的变速箱上设计一个防后溜装置，为的是克服现有手动变速箱的机动车在坡道上临时停车和从新起步的繁琐和不变，本次设计的防后溜手动变速箱，只要挂上上坡行驶的相应档位。即使踩下离合器及松开手动制动器，该车也不会顺坡反向溜车。2 传动机构布置方案分析及设计2.1 传动机构结构分析与类型选择（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汽车上，变速器传动比较小。两轴式变速器的特点是：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齿轮圆柱齿轮；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较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经过一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。可是两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709855轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。（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客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二周的末端经花键与万向轴连接。（3）三轴式变速器如图 1 所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。由于本设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴1.The first axis; 2.The second axis; 3.Synchronizer图 1 轿车三轴式四档变速器Fig 1 Sedan middle stalk types four file gearboxes2.2 变速器主传动方案的选择图 2 是中间轴式五档变速器传动方案示例2。图 2a 所示方案中，除一、倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图 2b、c、d 所示方案的各前进档均采用常啮合齿轮传动。图 2d 所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置可以提高轴的刚度、减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。以下列各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709856啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。变速器用图 2c 所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图 2c 所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。图 2 中间轴式五档变速器传动方案Fig 2 Diagram of middle stalk type five file gearboxes2.3 倒档传动方案图 3 为常见的倒档布置方案。本设计采用图 3.f 所示的传动方案。因为图 3.f 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。图 4.b 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。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图 4.c 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 3.d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 3.c 所示方案。图 3.e 所示方案是将中间轴上的一，倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图 3.g 所示方案。其缺点是一，倒档须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力，变速器的低档与倒档，布置在在靠压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709857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档齿轮2。图 3 倒档布置方案Fig 3 Gearboxes pour file to spread a project2.4 变速器零、部件结构方案设计变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。2.4.1 齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮具有使用寿命长、运转平稳、工作噪音低等优点；缺点是制造复杂，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。 2.4.2 换档机构形式 变速器换档结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。 直齿滑动齿轮换档方式一般仅用于一档和倒档上，其优点是结构简单、紧凑，制造、拆装和维修工作容易；缺点是因变速器内各传动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿圆柱齿轮换档会在齿轮端面产生冲击，并伴随噪音，这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张。 用啮合套换档方式换档不仅换档行程短，同时因承受换档冲击载荷的接合齿齿数压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709858多，而轮齿又不参与换档，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换档冲击，仍然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转动惯量增大。重型货车档位间的公比较小，换档机构连接件之间的角速度差也小，而且要求换档手感强，因此可采用啮合套换档。与同步器换档比较，啮合套换档具有结构简单，寿命长，维修方便，能够降低制造成本及减小变速器长度等优点。 同上述两种换档方法比较，同步器结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环（摩擦件）使用寿命短。但使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪音，且与驾驶员的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。现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。 凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现，但必须遵循档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档的原则8.9.10。2.4.3 防脱档措施自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都可能导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施之外，目前在结构上采取的有效措施有将两接合齿轮的啮合位置错开；将啮合套做的较长；将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄；将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角，使啮合齿面产生阻止自动脱档的轴向力这几种方案。(1)将两接合齿轮的啮合位置错开。在啮合时，使接合齿轮端超过被接合齿约13mm。使用中粮齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，利于阻止接合齿自动脱档。(2)将啮合套做的较长。在啮合时，是接合齿（主动）超过被接合齿（被动） 。在传动过程中，利用研磨成形成凸肩，以阻止接合齿自动脱开。 (3)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切除 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。 (4)将啮合齿的工作面加工成斜面，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，这种方案应用较多。将接合吃的齿侧设计并加工成台阶状，也具有相同的阻止自动脱档的效果11。2.4.4 变速器轴承设计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。变速器应结构紧凑，大尺寸的轴承布置困难。第二轴上前端支承在第一轴常啮合压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709859齿轮的内腔中，由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、后轴承采用圆锥滚子轴承。2.5 传动方案的最终确定通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图 4 所示。其传动路线：图 4 五档变速器结构图Fig 4 Diagram of structure of five file gearboxes 1 档：一轴12中间轴1099、11 间同步器二轴输出2 档：一轴12中间轴875、7 间同步器二轴输出3 档：一轴12中间轴655、7 间同步器二轴输出4 档：为直接档，即一轴11、3 间同步器二轴输出5 档：加速时：一轴12中间轴14431、3 间同步器二轴输出倒档：一轴12中间轴1213119、11 间同步器二轴输出3 齿轮设计及计算校核本次设计主要是针对汽车市场的绝大部分汽车，所以相关参数接近最常见的车型。具体数据如表 1压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098510表 1 主要参数Table1 main parameters基本参数 参数值主减速比 4.072 最高时速（km/h） 180轮胎型号 195/60R16发动机型号 HR16DE最大扭矩（Nm/rpm） 153 /4400最大功率（kw/rpm） 86 /6000 最高转速（r/min） 6500汽车自重(kg) 1180承载质量(kg) 4803.1 传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值，取决于汽车行驶的道路条件和发动机的功率与汽车的质量之比（比功率）4。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。选择最低档传动比6时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。对于经常在城市和良好公路上行驶的汽车，最大爬坡度在 10左右。在沥青路面上车轮的滚动阻力系数为 0.02。f汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有6maxmaxmax0max)sincos(mgfmgriiTrTgIe则由最大爬坡度要求的变速器档传动比： （1）0maxmaxiTrmgierg式中 m汽车总质量； g 重力加速度；max道路最大阻力系数； 驱动轮的滚动半径；rrTemax 发动机最大转矩； i0主减速比； 汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件：压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098511 （22maxGriTrgIe）求得的变速器 I 档传动比为： （30max2iTrGiergI）式中 G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 路面的附着系数，计算时取=0.50.6。由已知条件：满载质量为 1660kg；=311mm；Te rrmax=153Nm；i0=4.072；=0.96。根据公式（3-1）可得：igI 2.31。根据公式（3-2）可得：igI 4.23。故取igI =3.8超速档的传动比一般为 0.70.8，本设计取五档传动比ig=0.75。汽车变速器各档的传动比应该按等比级数分配： = （4gIVgIIIgIIIgIIgIIgIiiiiiiq） 式中 q常数，各档之间的公比。可得： 1minmaxnggiiq（5）的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得出：=1.5。q故有：=2.53、1.67、1.13（修正为 1） 。gIIigIIIigIVi3.2 齿轮参数（1）齿轮模数 m齿轮模数是一个重要的参数，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。选取齿轮模数，要保证齿轮有足够的强度，同时兼顾对噪音和质量的影响。减小模数，会增加齿宽，会使噪音减小；反之，则能减轻变速器质量。对压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098512乘用车，降低噪音意义较大，一般采用小模数、大齿宽的齿轮，其模数一般为2.253.0;对商用车，减小变速器质量意义较大，一般采用较大模数的齿轮,其模数一般为 3.506.0。另外，所选模数应符合国家标准 GB/T 1357-1987渐开线圆柱齿轮模数的规定，优先选用第一系列模数，尽量不选括号内的模数16.17。本设计一档齿轮模数取 3，其他取 2.5。表 2 汽车变速器常用的齿轮模数（摘自 GB1357-1987） （mm）Table2 Automobile transmission gear modulus (from the GB1357-1987) (mm)第一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00第二系列 1.75 2.25 2.75 (3.25) 3.50 (3.75) （2）压力角力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪音较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于乘用车，为了降低噪音，应选用 14.5、15、16、16、5等小些的压力角。对于商用车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角；啮合套或同步器的压力角有 20、25、30等。国家规定的齿轮标准压力角为 20，啮合套或同步器为 30。所以本设计中选取齿轮压力角为 20，啮合套或同步器的压力角 为 30。（3）螺旋角随着齿轮的螺旋角增大，齿轮啮合的重合度增加，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，以 1525为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度来说，应当选择较大的螺旋角。中间轴上的齿轮螺旋方向应一律右旋，则第一，第二轴上的斜齿轮取为左旋。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：对乘用车，中间轴式变速器为2234。本设计初选取一档、二档、倒档齿轮螺旋角为 23，三档、四档、五档齿轮螺旋角为 27。（4）齿宽 b在选择齿宽时，应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。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽2，对直齿：，为齿宽系数，）n(mmmkbcck取 4.58.0；对斜齿：，取 6.08.5。nckbmck本设计取齿宽系数为 7.0。压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098513（5）齿轮变位系数和齿顶高系数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，且可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。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，最高档和一轴齿轮副的可取-0.20.2。随着c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c值。一档齿轮的值可以选用 1.0 以上。cc规定齿顶高系数 ha*=1，径向间隙系数 c*=0.25。（6）齿轮材料的选取。为提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力，现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢，其表面的硬度高，而心部具有较高韧性。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。值得指出的是，对齿轮进行强力抛丸处理后，齿轮弯曲疲劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，心部硬度为 3348HRC 国外汽车变速器齿轮大都选用铬镍合金钢。3.3 各档齿轮齿数的分配和各档传动比在初选中心距、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。3.3.1 确定一档齿轮的齿数已知一档传动比 （6）10912zzzzigI为了确定 Z9和 Z10的齿数，先求其齿数和：Z （7）nmAzcos2其中 A =77mm、m =3；故有，取整得 47。当乘用车中间轴式的变速器25.47Z压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098514时，则，此处取=16，则可得出=31。8 . 35 . 3gIi范围内选择可在171510Z10Z9Z上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式 7 看Z出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正Z后的中心距作为以后计算的依据。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ZZ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AA据。=76.59mm cos2mAn0Zcos232473取整为 A=78mm。3.3.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数由式 6 求出常啮合齿轮的传动比 （8）91012zzizzgI由已知数据可得： 96. 112zz而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，且斜齿轮中心距： （9）cos2)(21zzmAn由此可得： （10nmAzzcos221）根据已知数据可计算出：。59.5521 ZZ联立方程式可得：=18、=37。则根据式 6 可计算出一档实际传动比为：igI 1Z2Z=3.98。3.3.3 确定其他各档的齿数二档传动比: （11）8712zzzzigII而故有：，对于斜齿轮：53. 2gIIi3 . 1/87zz压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098515 （12）nmAzcos2故有： 44.5787 ZZ联立方程式得：。根据式 11 可计算出二档实际传动比为：243387ZZ、2.83。gIIi从减少或消除中间轴上的轴向力出发，齿轮还须满足下列关系： （13）zzIV82sinsin发现上述数据刚好满足。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 、2.29；五档齿轮 292665ZZ、gIIIi、0.84。391643ZZ、gVi综上所得修正后的各档传动比如表 3表 3 修正后的各档传动比Table1 Revised each block transmission档位传动比一档3.98二档2.53三档2.29四档1五档0.84倒档5.073.3.4 确定倒档齿轮齿数一般情况下，中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取。1512Z而通常情况下，倒档轴齿轮取 2123，此处取=23。13Z13Z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11eDADDee25 . 021112即：=2822.5151=125.5mm121211eeDAD压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098516可得： =2=48.2 取48。21111mDZe5 . 25 .12511Z本设计取。3711Z 由 （141212131311zzzzzzigr）可计算出。07. 5gri因本设计倒档齿轮也是斜齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距：，取 。mmzzmAn6 .51cos2)(1312mmA53而倒档轴与第二轴的中心距：，取。mmzzmAn1 .82cos2)(1311 mmA84 3.3.5 变速器齿轮的变位（1）一档齿轮的变位端面啮合角：t 得 =21.57 （15）10-9cos/tantanntt端面啮合角：t 得=24.05 ttAAcoscos0t（16）变位系数之和=0.42 （17）nttcinvinvzztan2)(109（齿轮 10 不根切的最小变位系数为： 0588. 0171617min10938. 1zzu109 查变位系数表得： ，35. 01007. 010c9压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098517计算精确值： 得 =25.33 10-9109cos2mAZn10-9（2）二档齿轮的变位端面啮合角： 得 =21.57t8-7cos/tantanntt 啮合角： 得 =24.05 tttAAcoscos0t变位系数之和 =0.53 （18nttcinvinvzztan2)(87（） 375. 1zzu87查变位系数表得： ， 41. 0812. 08c7计算精确值 得 =24.01 10-987cos2mAZn8-7（3）其它各档位齿轮的变位系数。根据以上方法可得：三档参数：， ， =28.1920. 0617. 056-5四档参数：，=28.19185. 01185. 022- 1五档参数：， ， =28.1916. 0421. 034-3倒档参数：， ， =24.0135. 01268. 01113. 013r3.3.6 齿轮主要参数表 4 为渐开线斜齿轮圆柱齿轮的计算公式8：压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098518表 4 渐开线斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算Table4 The geometry size calculation of inclined gear 名称 代号 计算公式 端面模数 tmcos/ntmm 分度圆直径 dcos/zmdn齿顶高 ahnnanamyhh)(齿根高 fhnanfmchh)(齿全高 hfahhh齿顶圆直径 adaahdd2齿根圆直径 fdffhdd2当量齿数 vz3vcos/zz 节圆直径 dzAzd/2注：表中长度单位均为 mm，角度单位均为（） 。 式中 ；ncnyynnmAAy/ )(0由表 4 可以得出齿轮参数，归纳如下表 5：表 5 齿轮主要参数Table5 Gear main parameters 齿轮 齿数 模数(mm) 分度圆直径（mm） 齿顶圆直径(mm) 齿跟圆直径(mm) 16 3 53.12 60.15 47.7210z 31 3 102.89 108.22 95.819z 24 2.5 65.68 71.25 61.488z 33 2.5 90.31 94.43 84.667z 29 2.5 82.26 87.58 77.016z 26 2.5 73.75 78.67 68.355z 39 2.5 110.62 115.79 105.174z 16 2.5 45.38 50.80 40.183z 37 2.5 104.95 107.32 99.632z 18 2.5 51.05 56.32 48.391z 15 2.5 41.05 48.37 36.5512z 23 2.5 62.95 69.02 57.3513z 40 2.5 101.26 108.43 97.0111z压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985193.4 齿轮强度计算及校核3.4.1 各轴的转矩计算发动机最大扭矩为 153 Nm，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 98%，轴承传动效率 96%。第一轴：=15398%96%= 143.94Nm1T承离maxeT中间轴：=143.9496%99%37/18= 281.20Nm2T121iT齿承第二轴：一档：=281.200.960.9931/16=517.80Nm109231iTT齿承 二档：=281.200.960.9933/24=367.47Nm87232iTT齿承三档：=281.200.960.9929/26=298.09Nm65233iTT齿承四档：Nm95.269T234承T五档=281.200.960.9916/39= 109.64Nm43235iTT齿承倒档：=281.200.960.9923/15=409.79Nm12132riTT齿承3.4.2 斜齿齿轮弯曲强度校核 （19）ZtwbtyKKF式中为弯曲应力（MPa） ；为圆周力（N） ，其中为计算载荷WtFdTFgt/2gT（Nmm） ，d为节圆直径；为应力集中系数，可近似取值为 1.50；为重合度影KzK响系数，取=2.0；b 为齿宽（mm） ，取 18；t 为法向齿距（mm） ，；y 为zKnmt齿形系数，如图 6 所示。将，代入式 20 可得：dTFgt/2mt （20ZngwyKzKmKTc3cos2）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，对乘用车常啮合齿轮和maxeT高档齿轮，许用应力2在 180350MPa范围。压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098520图 5 齿形系数图Fig 5 Diagram of form factor（1）计算一档齿轮的弯曲应力。已知参数：， ，319z1610z33.2542v9z21v10zNm， Nm。20.2812T80.51731T查图 6 可知：，158. 09y164. 010yaKKymzKTcnwMP55.2411027158. 0273114. 35 . 1904. 08 .5172cos23939109319aKKymzKTcnwMP86.2441027164. 0271614. 35 . 1904. 02 .2812cos2310310109210、均在许用应力范围内，故满足设计要求。9w10w（2）同理可求其余各档齿轮的弯曲应力。二档： awMP82.3117awMP23.2738三档： awMP01.2745awMP92.2166四档： awMP74.3491awMP02.1722五档： awMP95.1673awMP17.1644、均在许用应力范围内，故满足设计1w2w3w4w5w7w8w6w要求。压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985213.4.3 斜齿齿轮接触应力校核 （21bzgjdbET11coscos418. 0）式中：为轮齿的接触应力（MPa） ；为计算载荷（N.mm） ；为节圆直径(mm)；jgTd为节点处压力角（） ，为齿轮螺旋角（） ；为齿轮材料的弹性模量（MPa） ；E为齿轮接触的实际宽度(mm)；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，斜齿bzb轮、；、为主、从动齿轮节圆半径(mm)。2cossinzzr2cossinbbrzrbr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2/maxeT应力见表 6。j弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽。EncmKb 表 6 变速器齿轮的许用接触应力Table6 Transmission gear of allowable contact stress 齿轮 渗碳齿轮（MPa） 液体碳氮共渗齿轮（MPa）一档和倒档 19002000 9501000常啮合齿轮和高档 13001400 650700（1） 计算一档齿轮的接触应力。mm mm11.53) 1/(210-910uAd90.1021010-99dudmm mm12.11cossin2zzr53.21cossin2bbr已知，Nm， Nm。319z1610z33.2520.2812T80.51731T19002000MPaadbETbzjMP48.117611coscos418. 0931919002000MPaadbETbzjMP79.120611coscos418. 010210（2） 计算二档齿轮的接触应力。mm68.65) 1/(28-78uAdmm32.90108-77dudmm47.13cossin2zzrmm52.18cossin2bbr已知，Nm， Nm。337z248z01.2420.2812T47.36732T压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709852219002000MPaadbETbzjMP18.111811coscos418. 0732719002000MPaadbETbzjMP06.114711coscos418. 0828（3） 其余各齿轮的接触应力。按照上述方法校核其余各档齿轮的接触应力，校核结果如下表 7：表 7 各齿轮的接触应力Table7 The gear contact stress 齿轮 接触应力（MPa） 1120.026z 1092.095z 944.104z 920.363z 938.142z 1317.941z 1368.8011z 1918.6512z 1864.3813z 由此可知，各齿轮接触应力均小于许用接触应力。所以设计满足要求。4 轴和轴承的设计计算4.1 轴的功用及设计要求变速器轴在工作时承受转矩和弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，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。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度、轴上的花键型式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺、装配工艺而最后确定。4.2 初选轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098523中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大直径4： （22Ad）（60. 045. 0）则 mmAd8 .461 .357860. 045. 06 . 045. 0）（）（ 故可取第二轴的最大直径，中间轴的最大直径。mmd42max2mmd39max中第一轴花键部分： （23）3maxeTKd 式中： K 为经验系数，K=4.0-4.6，为发动机的最大扭矩（Nm） 。maxeT则 mmTKde60.2439.211536 . 40 . 433max）（故可取第一轴花键部分直径为 23mm。为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的最大直径与轴的长度L的关系可按下式选取：maxd中间轴：/L=0.160.18； 故中间轴的长度可初选为 243mm。max中d第二轴：/L =0.180.21； 故第二轴的长度可初选为 230mm。max2d 第一轴的长度： L=/(0.160.18)，L取 143mm。d4.3 轴的刚度与强度计算4.3.1 轴的刚度校核变速器的刚度用轴的挠度和转角来评价。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行检验。作用在第一轴上的转矩应取。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常maxeT啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可不必计算。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：cfsf （24）EILbaFfc3221 （25）EILbaFfs3222 （26EILababF31）压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098524式中：为齿轮齿宽中间平面上的径向力（N） ；为齿轮齿宽中间平面上的圆周1F2F力（N） ；为弹性模量（MPa） ，=2.06105MPa；为惯性矩（mm4） ，对于实心轴，EEI；为轴的直径（mm） ，花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力644dIdab距支座、的距离（mm） ；为支座间的距离（mm） 。ABL轴的全挠度为mm。2 . 022scfff轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。 cf sf齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad11。轴的受力分析如图 6 所示中间轴已知：N，N，=39mm，35.1058710tF37.426310rFdmm13.232a10mm mm。6210b13.285L=0.09944210210r10103aF64ELdbfcmm10. 005. 0=0.04ELdbFft42102101010s3a64mm15. 010. 0mm2 . 0107. 021021010scfff=-0.00047rad0.002rad41010101010r103aF64ELdabb其余各档时中间轴与第二轴的刚度校核计算方法同上，可知变速器在各档工作时均满足刚度要求。图 6 变速器轴的绕度和转角Fig6 Transmission shaft around the degree and corner4.3.2 轴的强度校核作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的cFsF弯矩和12。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为：cMsM压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098525 （27 332dMWM）（Nm）222nscTMMM式中d 为计算截面处轴的直径（mm） ，花键取内径；W 为抗弯截面系数（mm） 。在抵档工作时，。 MPa400 变速器的中间轴用与齿轮相同的材料制造，二轴用 45 号钢制造。第一轴的轴应力计算：在垂直方向的弯矩为 MPa37.713762111dFbCMacc在水平方向的弯矩为 MPa2 .92991bCMss则 MPa75.437626222nscTMMM故第一轴的轴应力为 MPa56.366323dMWM 所以第一轴的强度合格。第二轴的轴应力计算：在垂直方向的弯矩为 MPa10.41144-99bAaBMccc在水平方向的弯矩为 MPa64.8789399bAaBMsss则 MPa23.442441222nscTMMM故第二轴的轴应力为 MPa57.288323dMWM 所以第二轴的强度合格。中间轴的轴应力计算：在垂直方向的弯矩 MPa36347.465-)(2222210caEdFcFbFMcarcc在水平方向的弯矩为 MPa31.159)(2210cFcaEbFMsss则 MPa33.543423222nscTMMM故第二轴的轴应力为 MPa43.354323dMWM 所以中间轴的强度合格。4.4 键的设计与校核键是一种标准零件，主要用来实现轴与轴之间的周向固定以传递转矩。根据各类压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098526键的结构特点、使用要求或工作条件选择键的类型，根据轴径和标准来决定键的尺寸。在本设计中，轴与齿轮用平键连接。在中间轴第 5 档齿轮与中间轴以平键连接，其直径 d=25mm,齿轮宽为 20mm，所以平键的尺寸 为：键宽 b=8mm，键高 h=7mm，键长 l=18mm。轴传递的力矩：=281.200.960.9916/39= 109.64Nm432iTT齿承表 8 键联接的许用挤压应力和许用压强 Mpa 许用值 轻微冲击（Mpa） 0120 40 (1)键的挤压强度校核： Mpa23.31102518810964. 0229bld (2)键的许用压强计算： Mpa23.31102518810964. 0229bld 由此可知：改键的许用压力和许用压强都满足条件，同理可求其他键的强度和压力都满足其工作环境。5 防后溜装置单向离合器的设计5.1 单向离合器的选择单向离合器俗称单向轴承，也是仅能单一方向（顺时针方向或逆时针方向）传动的机械传动基础件。当动力源驱动被动元件时只能单一方向传动，若动力源转变方向时， （如顺时针变为逆时针方向） ，被动元件则会自动脱离不产生任何动力传送的功能。 单向离合器的作用是使某元件只能按一定的方向旋转，在另一个方向上锁止。可分为滚子式单向离合器 和楔块式单向离合器 两种类型。本设计采用楔块式单向离合器本设计将其安装于在变速箱的输入轴上，其固定套与变速箱的壳体相固连，转子与变速器的主动轴相连接，固定套与转子之间装有锁环保持架和锁块。5.2 楔块式单向离合器的基本机构和工作原理楔块式单向超越离合器5其工作依赖于楔块的摩擦角，使其楔在两滚道之间以实现传递扭矩、间歇分度、防止逆转功能。楔块的一条对角线A的长度略大于内外圆环之间的距离B，而另一条对角线C的长度则略小于B。当外环相对于内环往顺时针方向旋转压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098527时，楔块在摩擦力作用下相对于自己的中心作顺时针转动而立起，由于自锁作用被卡死在内外环之间，使内外环无法作相对转动，单向离合器处于接合状态。当外环相对于内环往逆时针方向旋转时，楔块在摩擦力的作用下绕自己的中心逆时针旋转而倾斜，自锁解除，内外环可以相对转动，单向离合器处于分离状态。图 8 楔块式超越离合器结构示意图Fig 8 Wedge type overrunning clutch structure diagram5.3 单向离合器的计算（1）楔块的强度计算。楔块与内环凸圆弧接触的强度条件： 3221100tan)1 (216. 02zccEcTDRc楔块与外环接触处的强度条件： 32233tan) 1(216. 02zccEcTDRc式中：为离合器的计算转矩（Nmm） ；为材料的弹性模数（N/mm） ，cTE、为内环外半径和外环内半径（mm） ；z 为楔块数目，一般 z=825，取0RRz=18；、为内、外环接触点上的楔角（） ，取、；为许用切 5 3 应力（Nmm） 。内环为凸圆弧，一般可取： ，5 . 44/01rRc23 . 12/2rlcrRc/3 离合器的计算转矩1： TKKKTc)(213 式中：为离合器的理论转矩（Nm） ；为与原动机类型有关的动载荷系数，T1K取 0.25；为与工作机类型有关的动载荷系数，取 1.60；为精度系数，1K2K2K3K压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098528取 1.20。 由上述公式可以计算出：3K 、mmR5 .190mmR29mmr6 . 4 楔块的高度mmRRH)04. 002. 0(0 楔块的宽度Hb)65. 04 . 0(根据从动盘毂花键尺寸设计轴的直径为25mm,由此可选单向离合器。 单向离合器取值见下表：表 9 楔块式单向离合器的主要尺寸和特性参数 Table9 Main dimensions and parameters of the wedge-way clutch 参数名称 参数值 许用转矩（Nm） 183 超越极限转速（r/min） 6500内环(mm) 30d内环键槽 83.3外环(mm) 68D(mm) 30L(mm) 321L质量（kg） 0.63楔块的高度（mm） 9.53楔块的宽度（mm） 4.675（2）材料的选择。内外环选用 20C，HRC56-62，楔块选用了 T10A，HRC60-62压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098529图 9 楔块式单向离合器Fig9 Wedge-type one-way clutch（3）超越离合器的寿命计算超越离合器的失效主要为其关键件楔块的疲劳破坏。楔块最典型的破坏形式为楔块圆弧工作面疲劳破坏。超越离合器在工作过程中经历楔入、传动、分离和超越的循环过程，其疲劳破坏的机理较复杂。超越离合器楔块与内、外环接触应力分析过程中采用如下假设: 内、外环的变形及应力计算建立在厚壁圆筒，理论基础上，有效长度为楔块的实际长度。 滚子离心力可忽略不计。 楔块均载。 假设内、外滚道在初始载荷时处于同轴位置。斜撑式超越离合器的扭矩T 公式为 )(tan2)1 (22iiiiiDdDdVDln式中: 为接触应力， v为泊松比; E为弹性模量， V为内楔角。用分布迭代法，经过多步迭代运算，最后得到: 初始楔角 W=1.9291， V=2.4336，最终楔角W =3.3861，V = 4.251。内滚道上的法向载荷Ni=14981.1 N，外滚道上的法向载荷No =14895.9 N，楔块和外环之间的接触应力co =2238.5 MPa，楔块与内环之间的接触应力ci =2327.85 MPa。由压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098530于ci大于co，所以在寿命分析时采用ci 。在弹塑性应变范围下，材料到达失效的循环次数Nf与总应变 符合MansonCoffin 方程 cffbffNNE)2()2(222（28）式中: e为弹性应变量；p为塑性应变量；为疲劳延性系数；f为疲劳强度系数；b为疲劳强度指数；c为疲劳延性指数。采用改进通用斜率法估算出材料的应变参数。832. 0)(632. 0EEbf 53. 0155. 0)(0196. 0Ebff 解之可得: b=-0.09 c=-0.26 将上述结果代入（28）式可得：09. 0832. 0)2()(632. 02fbcieNEE 其中查材料手册可得=1250 Mpa bb理论计算楔块与内环之间的接触应力=1126.32 Mpaci在上述接触应力的条件下，可得循环次数大约为22000次。6 同步器的设计同步器是使接合套与准备套入的齿圈迅速同步，并阻止在达到同步之前进行啮合（即锁止） 。它分为常压式、惯性式和惯性增力式三种。锁止式同步器有工作可靠、零件耐用等优点。因此，本设计采用锁止式同步器进行换档。 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098531图 10 锁环式同步器Fig 10 Lock wreath type synchronous machine1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环） 5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套6.1 锁环式同步器的工作原理锁环式同步器实现“同步、锁止”是由三个阶段的动作实现的： 动作一：换档力使接合套动作，滑块随接合套动作，同时同步移动，其底部的倾斜面被推压在结合齿圈（某档齿轮）的锥形倾斜面处。动作二：接合套进一步移动，使接合套的齿与同步环的齿成角度面接触。停止接合套的动作，并进行同步旋转。此时滑块脱离接合套，被顶压在环形弹簧处。动作三：同步作用一结束，转速差消失，同步环影响接合套进行的力也消失，接合套同变速齿轮的接合齿圈相啮合，整个同步作用完成。6.2 同步环主要尺寸的确定（1）摩擦因数。摩擦因数对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到同步有重要作用。f摩擦因数越大则换档胜利或同步时间缩短；反之，会导致失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油墨的细牙螺纹槽和与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面间有足够的摩擦因数。（2）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果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换档费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存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。图 18a 中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图 11b 则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为 612 个，槽宽 34mm。压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098532图 11 同步器螺纹槽形式Fig 11 Synchronization thread groove form（3）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 tanf。一般=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时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取 7。（4）摩擦锥面平均半径 R 。在 F、一定的情况下增大 R，则摩擦力矩可以f增大，还能缩短同步时间。但 R 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 R 取大以后，要求同步环径向厚度尺寸要小，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将 R 取大些。本次设计中采用的 R 为 5060mm。（5）锥面工作长度 b。 22mMbpfR（28）设计中考虑到降低成本取相同的 b 取 5mm。（6）同步环径向厚度。与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，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，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。同步环有锻造和铸造两种形式，其中乘用车比商用车同步环厚度小些，为了提高材料的屈服强度和疲劳寿命，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成。锻造同步环通常选采用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约 0.30.5mm） ，使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，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空压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098533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。本设计中同步器径向厚度取10.5mm。（7）锁止角。锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的f平均半径 R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在 2646范围内变化。本次设计锁止角取 30。（8）同步时间t。同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，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，计算时可在下属范围内选取：对乘用车变速器高档取0.150.3s，低档取0.50.8s；对商用车变速器高档取0.30.8s，低档取1.01.5s。7 变速器的操纵机构用于机械式变速器的换档机构，常见的是由变速杆、拨叉、拨块、变速叉轴及互锁、自锁和倒档锁装置等主要零件组成。换档机构从操纵方式可分为：直接操纵手动换档变速器、远距离操纵手动换档变速器及电控自动换档变速器三种。本次设计中，操纵杆在变速器上采用直接操纵手动换档方式。7.1 互锁装置互锁装置是保证移动某一变速档拨叉时，其他拨叉被锁住，互锁装置的结构主要有互锁销式、摆动锁块式和转动钳口式。本设计采用互锁销式互锁装置，其工作情况如：档变速器处于空档位置时，所有拨叉轴的侧面凹槽同钢球、互锁销都在一条直线上。档移动中间拨叉轴，其两侧的内钢球从侧槽中被挤出，而两外钢球，则分别嵌入拨叉轴的侧面凹槽中，因而将拨叉轴和刚性地锁止在器空档位置。若移动拨叉轴，则应先将拨叉轴退回到空档位置。于是，在移动拨叉轴时，互锁钢球便从拨叉轴的凹槽中被挤出，同时通过互锁顶销和其他钢球拨叉轴锁止在空档位置。同理，当移动拨叉轴时，拨叉轴被锁止在空档位置。由此可知，互锁装置的作用是当驾驶员用变速杆推动某一拨叉轴时，自动锁止其他所有拨叉轴。压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985347.2 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