比亚迪F3R手动变速器设计【说明书+CAD】
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比亚迪F3R手动变速器设计【说明书+CAD】,说明书+CAD,F3R,手动,变速器,设计,说明书,CAD
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毕业设计（论文）任务书学生姓名赵磊系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆BW07-8指导教师姓名赵国迁职称高级实验师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称比亚迪F3R手动变速器设计一、设计（论文）目的、意义 比亚迪轿车在我国国产车当中比较普及，变速器的功用是在不同的使用条件下, 改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速, 使汽车得到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。通过对变速器的设计，使其变速器性能更好，同时使学生全面复习过去所学知识，因此具有一定的实际意义。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）（一）设计内容 利用比亚迪F3R相关发动机参数，完成变速器结构布置和设计。设计的主要内容包括：选择发动机参数，确定变速器结构类型，对变速器中的各级齿轮和轴等零部件进行设计，并对主要零部件进行校核。（二）研究方法1、 查阅相关资料，对比各种变速器优缺点，初步确定设计方案。2、 参照比亚迪F3R实车，为最终设计方案提供依据。3、 利用Autocad画出装配图及零件图。三、设计（论文）完成后应提交的成果（一）计算说明部分完成设计说明书1.5万字。包括变速器各级齿轮和轴等零部件设计及强度校和。（二）图纸部分变速器装配图零件图若干张，共计折合3张A0图纸。四、设计（论文）进度安排（1）调研、查阅相关资料、完成开题报告 第12周（3月3日3月16日） （2）确定总体方案 第34周（3月17日3月30日） （3）对变速器结构进行设计第56周（3月31日4月13日） （4）对变速器尺寸进行设计78周（4月14日4月27日）（5）画变速器的零件图第第89周（4月21日5月4日） （5）画变速器的装配图第910周（4月28日 5月11日） （6）完成设计说明书第1113周（5月12日6月2日） （7）设计审核、修改 第1416周（6月3日6月23日） （8）毕业设计答辩准备及答辩 第17周（6月24日7月1日）五、主要参考资料1 余志生 汽车理论M，机械工业出版社，19872工程中的有限元方法(第3版)机械工业出版社，20043 吴镇著.理论力学.上海:上海交通大学出版社，19974孙桓主编.机械设计.机械工业出版社出版5 蒋崇贤，何明辉专用汽车设计 武汉工业大学出版社6陈家瑞主编.汽车构造.人民交通出版社出版7 黄天泽，黄金陵汽车车身结构与设计机械工业出版社，20008吕慧瑛.机械设计基础.北京:清华大学出版社，20029相关期刊，网络六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日毕业设计开题报告设 计 题 目: 比亚迪F3R手动变速器设计 院 系 名 称: 汽车与交通工程学院 专 业 班 级: 车辆BW07-8班 学 生 姓 名: 赵 磊 导 师 姓 名: 赵 国 迁 开 题 时 间: 2011.03.16 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日目录一课题研究现状，选题目的、依据和意义31.课题研究现状32.选题的目的依据和意义5二、设计（论文）的基本内容，拟决的主要问题51.设计的基本内容52.拟解决的主要问题5三、技术路线（研究方法）6四、进度安排6五、参考文献7六、备注7七、指导教师意见7SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名赵磊系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程BW07-8指导教师姓名赵国迁职称高级实验师从事专业汽车运用是否外聘是否题目名称比亚迪F3R手动变速器设计一课题研究现状，选题目的、依据和意义1.课题研究现状21世纪，汽车工业成为各国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统部件的设计需求旺盛。其实，汽车与人一样，也是有着整套健康系统的有机结合体。发动机是心脏，车轮、底盘与悬挂是躯干与四肢，然而连接它们的，是类似于人体经脉的变速器系统。如果汽车丧失了变速器这个中心环节，心脏、四肢与躯干再好，汽车只能如同植物人般成为废铁一堆！可以说，变速器是伴随着汽车工业出现的必然产物，是汽车上的必需品。在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高，这是变速箱演变过程的首要催产素1。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。由于汽油机的转速较高,而产生的扭矩又较小,因此需要一种降速增扭的机构变速器,以保证汽车在各种道路条件下均能正常地行驶。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。发动机是汽车的心脏，发动机产生的动力必须经过传动系统才能驱动车轮转动2。变速器是传动系统的心脏。由于发动机的转速和转矩的变化范围小，而汽车行驶速度的变化范围广，所以一开始传动系统就设置了变速器。变速器的作用：改变汽车的传动比，扩大驱动车轮转矩和转速的范围，使车辆适应各种变化的行驶工况，同时使发动机在理想的工况下工作；在发动机转矩方向不变的前提下，实现汽车的倒退行驶；实现空挡，中断发动机传递给车轮的动力，使发动机能够起动、怠速。100多年中，变速器经历了用变速杆改变链条的传动比一手动变速器一有级自动变速器一无级自动变速器的发展历程3。早期的汽车传动系统，从发动机到车轮之间的动力形式很简单。发动机驱动一组锥齿减速齿再传动到一根轴和皮带轮。皮带轮和驱动桥上的内齿轮啮合，使汽车行驶，大齿轮用来加速，能使汽车达到32 kmh的速度。如果遇到上坡，而爬坡能力不够时，驾驶员就停下车子，把小链轮啮合后进行驱动.。（1）变速器类型及特点现在市场上的变速器细分为5类手动变速器(MT)，手动自动一体变速器(AMT)，无级变速器(CVT)、双离合器变速器(DCT)和自动变速器(AT)，各自都有不同的优势。按变速器功能可分为两类：手动变速器和自动变速器。手动变速器即MT，自动变速器包括传统AT、AMT、CVT及DCT。如果按变速结构可分为三类：圆柱齿轮、行星齿轮及锥盘。圆柱齿轮类包括MT、AMT、DCT；行星齿轮类包括传统AT及使用了多片湿式离合器替代液力变矩器的AT。锥盘类包括金属钢带CVT及半环面锥轮无级变速器等。控制技术和电子信息技术的高速发展，使得自动变速器得到快速发展，手动变速器向自动变速器发展的趋势越发明显。新技术的发展一方面仍在不断改善现有变速器的性能。我所要设计的是手动变速器也就是MT。MT的优势是传动效率高及成本低，但换档复杂。AMT传动效率也高。且具备自动换档功能，但换档冲击性有待解决4MT主要工作原理是通过变速操纵杆拨动不同齿轮组问的啮合套从而组成不同的档位，因为每档齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是一定的，属于有级变速器。在低速时，让传动比大的齿轮副工作；而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。“两轴一中间轴”，它们构成了变速器的主体，还有一根倒挡惰轮轴常见的手动变速器由铸铁或铝制变速器壳体、轴、轴承、齿轮、同步器和换挡机构组成MT变速器应用的历史时间最长，其产品技术发展十分有限，凭借与其它形式变速器相比的成本优势及较高的传动效率，仍然占据乘用车变速器市场上相当的市场份额5。（2）国外手动变速器研究现状 国外在手动变速器的研究上开始趋于自动变速器，这是为了节省燃油以及缓解驾驶者在频繁换挡中产生的疲劳感等一系列缺点。据预测，2013年欧洲变速器市场上，配备手动变速器的汽车将占52%，配备自动手动变速器的将占10%，配备无极变速器的将占2%，配备双离合器变速器的将占16%，配备自动变速器的将占20%。,可见手动变速器依然占据着半壁江山，这证实了手动变速器在消费者心中的分量。国外专家指出，新变速器产品还在不断研发的过程中，因此，今后汽车市场的变速器情况可能还会出现一些变化。 目前许多变速器生产企业正在研发一些燃油经济性更好、换挡性能更高的变速器，以满足市场上的多层次需求。例如，某公司正在研制一种传动效率可达92%、换挡性能更好的变速器。（3）国内手动变速器研究现状及发展改革开放30年来，我国汽车变速器行业随着整车行业的快速发展而不断发展壮大，形成了一批颇具规模的变速器企业。大多数本土变速器企业在引进消化吸收国外先进技术方面取得了突出成绩，并不断坚持自主创新，在手动变速器领域,，尤其是在重型车用和微型车用手动变速器上，涌现了大量自主创新的产品。另外，一些跨国公司独资或合资的变速器企业开始陆续在中国设厂，为满足持续高速增长的中国汽车市场需求作出了非常大的贡献。随着中共十七届五中全会召开，中国政府起草并通过了国家“十二五”规划，规划中明确提出，中国迫切需要完成从汽车大国到汽车强国的转变。中国要成为汽车强国，首先要克服自主技术这块短板。而汽车的核心部分动力总成，仍是国内一直没有完全掌握的关键汽车零部件技术之一。目前，在中国乘用车手动变速器市场，国产品牌已占主导地位，随着中国乘用车市场的快速发展，对变速器的要求无论从数量上还是从技术水平上均不断提高，但技术落后严重阻碍着国产品牌变速器企业的发展。虽然现在越来越多的人在买车的时候选择了自动变速器，但是在中国，手动变速器仍然是车用变速器的主流。具体有两个原因：首先，目前国内企业已经基本掌握对手动变速器的开发，所以在一定程度上加大了手动变速器的价格优势；另外，绝大多数中国驾驶者在学车时就用的是手动车，他们更加享受手动车带来的驾驶乐趣 2006年中国手动档乘用车共销售354.54万辆，较2005年增长20.54%。2007年19月份，手动档乘用车共销售308.65万辆，同比增长21.70%。在中国乘用车用手动变速器市场中，国产品牌占主导地位，进口量很小，因而随着手动档乘用车销量的快速增长，手动变速器市场也将不断扩大6。2.选题的目的依据和意义比亚迪股份有限公司由王传福创立于1995年，2002年7月31日在香港主板发行上市，是一家拥有IT和汽车两大产业群的高新技术民营企业。2003年，比亚迪收购西安秦川汽车有限责任公司（现“比亚迪汽车有限公司”），正式进入汽车制造与销售领域，开始民族自主品牌汽车的发展征程。发展至今，在整车制造、模具研发、车型开发等方面都达到了国际领先水平，产业格局日渐完善并已迅速成长为中国最具创新的新锐品牌。汽车产品包括各种高、中、低端系列燃油轿车，以及汽车模具、汽车零部件、双模电动汽车、纯电动汽车等。代表车型包括F0、F3、F3-R两厢、F6、S8硬顶敞篷跑车、F3DM双模电动汽车、S6（SUV）、M6（MPV）等。应用在比亚迪F3R车型上的手动变速器技术比较落后，但是手动变速器在变速器市场一直占据重要份额，在中国，更是赢得了大多数消费者的偏爱。无论是燃油经济型上的优势，实施上的低成本，还是驾驶者的操纵感，都使得手动变速器成为OEM在设计某款汽车时的重要考虑。然而手动变速器也有其自身的缺点，由于手动变速器在稳定性、燃油经济性和舒适性上存在着一定的不足，而且在当今的大城市中，堵车”现象愈演愈烈，驾驶员需频繁地踩离合器换档，体力消耗大，发动机很难工作在最佳的状态，动力性没有完全发挥，经济性差，排气中有害物质含量高，污染严重，所以鉴于以上缺点必须设计出一款克服这些缺点并应用到比亚迪F3R轿车上的手动变速器使得手动变速器的路能够走的更远。二、设计（论文）的基本内容，拟决的主要问题1.设计的基本内容（1）研究国内外汽车变速器研究现状及发展历史，理解本课题研究的意义（2）分析各种汽车变速器的基本原理和优缺点（3）利用比亚迪F3R相关发动机参数，完成变速器结构布置和设计。（4）选择发动机参数，确定变速器结构类型，对变速器中的各级齿轮和轴等零部件进行设计，并对主要零部件进行校核。2.拟解决的主要问题（1）通过文献资料，熟悉汽车变速器设计和CAD的相关知识，掌握汽车变速器设计计算方法。（2）调研，掌握汽车变速器设计过程。（3）巩固以往所学的理论知识，熟悉变速器结构，掌握变速器的设计方法和CAD软件在变速器设计中的应用步骤，提高动手能力为以后打下良好基础（4）确定汽车变速器设计的各项参数，计算确定主要零件的参数和尺寸，完成CAD图纸三、技术路线（研究方法）完成毕业设计和设计说明书调查研究变速器结构分析与类型选择变速器设计计算齿轮大小与齿数计算轴参数计算变速器主要参数校核利用AUTOCAD进行绘图四、进度安排（1）调研、查阅相关资料、完成开题报告 第12周（3月3日3月16日） （2）确定总体方案 第34周（3月17日3月30日） （3）对变速器结构进行设计第56周（3月31日4月13日） （4）对变速器尺寸进行设计78周（4月14日4月27日）（5）画变速器的零件图第第89周（4月21日5月4日） （5）画变速器的装配图第910周（4月28日 5月11日） （6）完成设计说明书第1113周（5月12日6月2日） （7）设计审核、修改 第1416周（6月3日6月23日） （8）毕业设计答辩准备及答辩 第17周（6月24日7月1日）五、参考文献1 向立明 汽车变速器的发展历史及未来趋势 石家庄 2007，12工程中的有限元方法(第3版)机械工业出版社，20043 郑劲，张子成 中国汽车变速器市场高速发展中机系（北京）信息技术研究院 2008,124孙桓主编.机械设计.机械工业出版社出版5 余志生 汽车理论M，机械工业出版社，19876 余志生汽车理论M第3 版北京:机械工业出版社，20007 理论力学.上海:上海交通大学出版社，19978 濮良贵，纪名刚.机械设计（第七版）北京：高等教育出版社，1990.9 孙桓，陈作模.机械原理（第六版） 北京：高等教育出版社，200010 肖生发，赵树朋.汽车构造 北京：中国林业出版社，200611 刘惟信.汽车变速器设计 北京：清华大学出版社，200112 浙江省交通学校 编.汽车构造图册（底盘） 北京：人民交通出版社，199113 关文达.汽车变速器设计（第二版） 北京：机械工业出版社，200614 郝京顺汽车变速器的发展 2005(04)15 胡朝峰.过学迅.汪斌汽车变速器技术的发展与展望-汽车研究与开发 2005(05)16汽车变速器传动系统综合分析 -制造技术与机床2007(9) 期刊论文17王荣霞 Masta软件在汽车变速器设计中的应用 2008会议论文18期刊论文徐枭.周荣.XU Xiao.ZHOU Rong 轻型汽车变速器市场分析与预测 -汽车工程师2009(6)19会议论文肖婷玲.钟福东O形圈在汽车变速器中的质量整改实例 200820Shichi Sano，Yoshimi furukawa，etc.Four Wheel Steering System with RearWheel Steer Angle:SAE Technical Paper Series，1986，521A.Higuchi，Y. Saitoh. Optimal Control of Four Wheel Steering Vehicle:Vehicle System Dynamic，1993，2六、备注七、指导教师意见签字： 年 月 日8本科学生毕业设计比亚迪 F3R 车型变速器设计 系部名称： 汽车工程系 专业班级： 车辆工程 B07-8 班 学生姓名： 赵磊 指导教师： 赵国迁 职 称： 高级实验师 黑黑 龙龙 江江 工工 程程 学学 院院二一一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign on transmission of BYD F3R Candidate：ZhaoLeiSpecialty：Vehicle engineeringClass：B07-8Supervisor：Senior Technician. ZhaoGuoqianHeilongjiang Institute of Technology2011-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计I摘 要本文设计研究了三轴式五挡手动变速器。首先，对于变速器的工作原理做了阐述，从传动机构到倒档布置方案都一一做了详细的说明，完成了换挡机构形式和轴承的选择等，特别值得一提的是在倒档的选择和布置上。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。紧接着对变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，包括了档数、传动比、中心距以及各档齿轮的齿数，并且进行了强度校核，紧接着对一些标准件进行了选型，其中包括同步器、操纵机构、固定件以及密封件等等。最后进行的是齿轮、轴以及轴承的校核，其中齿轮校核包括弯曲强度和接触应力，轴校核包括强度和刚度的计算，轴承校核的则是其寿命计算，并讲述了变速器中各部件材料的选择。关键字：变速器；设计；齿轮；轴；校核黑龙江工程学院本科生毕业设计IIABSTRACTThis design of a three-axis five-speed manual transmission. First, the working principle of transmission are described in detail, from the transmission to reverse layout programs are all doing a detailed description, complete the form and bearing of shift the choice of institutions and so on, is particularly worth mentioning is the reverse of the on the selection and arrangement. Because the role of transmission in low-grade work, a greater force, it is generally low-grade gearbox are arranged near the support at the rear axle. Then each block of the transmission gears and shafts made a detailed design calculations, including the gears, transmission ratio, center distance and the number of teeth of the gear profile and strength check carried out, followed by a number of standard parts were selected type, including synchronization, control mechanism, fixed fittings and seals and so on. Finally, the gear, shaft and bearing checking, checking gear which includes bending strength and contact stress, axial strength and rigidity checking, including the calculation of the bearing checking is its life span, and about each transmission component materials of choice. . Keywords : Transmission; Design; Gear; Axis;Checking黑龙江工程学院本科生毕业设计目 录摘 要.IABSTRACT.II第 1 章 绪 论.11.1 选题的背景.11.2 设计目的及意义.21.3 国内外研究现状.21.3.1 国内研究现状.21.3.2 国外研究现状.31.4 设计主要内容.3第 2 章 变速器总体方案设计.52.1 设计初始数据.52.2 变速器设计应满足的基本要求.52.3 传动机构布置方案分析.62.3.1 两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析.62.3.2 倒挡布置方案.62.3.3 其他问题.72.4 各档齿轮位置安排.72.5 变速器齿轮形式与自动脱档分析.82.5.1 齿轮形式.82.5.2 变速器自动脱档分析.92.6 换挡机构形式.92.7 本章小结.10第 3 章 变速器主要参数设计.123.1 挡数的选择和确定.123.2 各档传动比的确定.12黑龙江工程学院本科生毕业设计3.2.1 主减速器传动比.123.2.2 最低档传动比计算.133.2.3 各档传动比.143.2.4 初选中心距.143.2.5 变速器的外形尺寸.153.3 齿轮参数计算.153.3.1 模数的选取.153.3.2 齿形、压力角及螺旋角的确定.153.4 各挡齿轮齿数的分配.173.4.1 确定一挡齿轮的齿数.173.4.2 对中心距进行修正.183.4.3 确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数.183.4.4 确定其他各挡的齿数及变位系数.183.4.5 确定倒挡齿轮齿数及变位系数.203.5 本章小结.21第 4 章 变速器的校核.224.1 齿轮的损坏形式.224.2 齿轮强度计算.224.2.1 轮齿的弯曲应力.234.2.2 轮齿的接触应力.244.2.3 各档齿轮的强度校核.254.3 轴的结构尺寸设计.324.4 轴的强度验算.334.4.1 轴的刚度的计算.334.4.2 轴的强度的计算.374.5 轴承寿命计算.404.6 本章小结.43第 5 章 同步器的选择.445.1 锁销式同步器.445.2 锁环式同步器.455.3 本章小结.46黑龙江工程学院本科生毕业设计第 6 章 变速器操纵机构的选择.476.1 直接操纵手动换挡变速器.476.1.1 变速操纵杆的布置.476.1.2 换档锁装置.476.2 本章小结.49结 论.50参考文献.51致 谢.52附 录.53黑龙江工程学院本科生毕业设计1第 1 章 绪 论1.1 选题的背景21 世纪，汽车工业成为各国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统部件的设计需求旺盛。其实，汽车与人一样，也是有着整套健康系统的有机结合体。发动机是心脏，车轮、底盘与悬挂是躯干与四肢，然而连接它们的，是类似于人体经脉的变速器系统。如果汽车丧失了变速器这个中心环节，心脏、四肢与躯干再好，汽车只能如同植物人般成为废铁一堆！可以说，变速器是伴随着汽车工业出现的必然产物，是汽车上的必需品。在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高，这是变速箱演变过程的首要催产素。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。随着汽车工业的不断发展，人们对汽车的性能要求越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等很大程度取决于变速器的性能，因此必须重视对变速器的设计。它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒档安全装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档；采用同步器可使换档轻便，无冲击及噪声；采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。众多汽车工程师在改进汽车变速器性能的研究中倾注了大量心血，使变速器技术得到飞速的发展。目前许多变速器生产企业正在研发一些能大幅提高离合器、同步器寿命和行车安全性，且保留了传统有级机械变速器传动效率高、体积小、机构简单、使用可靠、易于制造、成本低、燃油消耗少和维护与使用费用低、多档位、大速比变化范围改善了汽车的动力性、燃油经济性和换档平顺性的变速器。现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。手动变速器即 MT，自动变速器包括传统AT、AMT、CVT 及 DCT。如果按变速结构可分为三类：圆柱齿轮、行星齿轮及锥盘。圆柱齿轮类包括 MT、AMT、DCT；行星齿轮类包括传统 AT 及使用了多片湿式离合器替代液力变矩器的 AT。锥盘类包括金属钢带 CVT 及半环面锥轮无级变速器等。控制技术和电子信息技术的高速发展，使得自动变速器得到快速发展，手动变速器向自动变速器发展的趋势越发明显。新技术的发展一方面仍在不断改善现有变速器的性能。黑龙江工程学院本科生毕业设计2我所要设计的是手动变速器也就是 MT。MT 的优势是传动效率高及成本低，但换档复杂。AMT 传动效率也高。且具备自动换档功能，但换档冲击性有待解决。1.2 设计目的及意义汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程，其设计的成功与否决定着车辆的平顺性、动力性和燃油经济性等多方面的设计要求。这就对变速器设计人员提出较高的要求。我们除了要对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构。本设计研究基本内容是比亚迪 F3R 的机械变速器的组成、结构与原理，弄清楚同步器、齿轮、轴等零部件之间的配合关系。选择标准齿轮模数在总当数和一档传动比确定后，合理分配各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图，根据经验公式初步计算出所有轴的基本尺寸，对每个档位下对轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构与尺寸，绘制出各个轴的结构与尺寸，对现有传统变速器的结构进行改进、完善，最终完成变速器的零件图和装备图的绘制。利用计算机辅助设计软件绘制变速器的各零件的零件图，并完成变速器的总装配图。在此次设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案进行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设计。 1.3 国内外研究现状1.3.1 国内研究现状 改革开放 30 年来，我国汽车变速器行业随着整车行业的快速发展而不断发展壮大，形成了一批颇具规模的变速器企业。大多数本土变速器企业在引进消化吸收国外先进技术方面取得了突出成绩，并不断坚持自主创新，在手动变速器领域,，尤其是在重型车用和微型车用手动变速器上，涌现了大量自主创新的产品。另外，一些跨国公司独资或合资的变速器企业开始陆续在中国设厂，为满足持续高速增长的中国汽车市场需求作出了非常大的贡献。随着中共十七届五中全会召开，中国政府起草并通过了国家“十二五”规划，规划中明确提出，中国迫切需要完成从汽车大国到汽车强国的转变。中国要成为汽车强国，首先要克服自主技术这块短板。而汽车的核心部分动力总成，仍是国内一直没有完全掌握的关键汽车零部件技术之一。黑龙江工程学院本科生毕业设计3目前，在中国乘用车手动变速器市场，国产品牌已占主导地位，随着中国乘用车市场的快速发展，对变速器的要求无论从数量上还是从技术水平上均不断提高，但技术落后严重阻碍着国产品牌变速器企业的发展。虽然现在越来越多的人在买车的时候选择了自动变速器，但是在中国，手动变速器仍然是车用变速器的主流。具体有两个原因：首先，目前国内企业已经基本掌握对手动变速器的开发，所以在一定程度上加大了手动变速器的价格优势；另外，绝大多数中国驾驶者在学车时就用的是手动车，他们更加享受手动车带来的驾驶乐趣2006 年中国手动档乘用车共销售 354.54 万辆，较 2005 年增长 20.54%。2007 年19 月份，手动档乘用车共销售 308.65 万辆，同比增长 21.70%。在中国乘用车用手动变速器市场中，国产品牌占主导地位，进口量很小，因而随着手动档乘用车销量的快速增长，手动变速器市场也将不断扩大，随着全球能源及原材料价格的不断上涨，汽车销售价格的下降，要求汽车变速器向着体积小质量轻、承载能力大、结构紧凑上发展。这就要求零件设计结构机械性能也要相应有所改变，向着小巧紧凑高强度，高刚性方向改进，进而也要求有新技术新工艺来保证能够制造出来。1.3.2 国外研究现状国外在手动变速器的研究上开始趋于自动变速器，这是为了节省燃油以及缓解驾驶者在频繁换挡中产生的疲劳感等一系列缺点。据预测，2013 年欧洲变速器市场上，配备手动变速器的汽车将占 52%，配备自动手动变速器的将占 10%，配备无极变速器的将占 2%，配备双离合器变速器的将占 16%，配备自动变速器的将占 20%。,可见手动变速器依然占据着半壁江山，这证实了手动变速器在消费者心中的分量。国外专家指出，新变速器产品还在不断研发的过程中，因此，今后汽车市场的变速器情况可能还会出现一些变化。 目前许多变速器生产企业正在研发一些燃油经济性更好、换挡性能更高的变速器，以满足市场上的多层次需求。例如，某公司正在研制一种传动效率可达 92%、换挡性能更好的变速器。1.4 设计主要内容 本次设计的变速器是在原有比亚迪 F3R 的变速器的基础上，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。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。黑龙江工程学院本科生毕业设计42、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、轴的基本尺寸计算及强度校核 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计5第 2 章 变速器总体方案设计2.1 设计初始数据 变速器设计所需的汽车基本参数如表2.1:表2.1 设计基本参数表发动机型号BYD473QB排量1500ml发动机最大功率75kw 最高车速 170km/h 总质量1170kg 最大转矩135 Nm最大功率转速5800 r/min最大扭矩转速4800 r/min2.2 变速器设计应满足的基本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；黑龙江工程学院本科生毕业设计6（6）工作可靠；（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。2.3 传动机构布置方案分析2.3.1 两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析1两轴式变速器 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他档位均采用常啮合齿轮传动。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声低。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏；受结构限制其一档速比不能设计的很大；对于前进档，两轴式变速器输入轴的传动方向与输出轴的传动方向相反。2中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档，变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。2.3.2 倒挡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。与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。黑龙江工程学院本科生毕业设计7图 2.2 倒档的布置方案综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图 2.2f 所示方案。2.3.3 其他问题 经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于1（为 0.70.8）的超速挡，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶 1km 所需发动机曲轴的总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速挡会使传动效率降低，噪声增大。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造精度等。 2.4 各档齿轮位置安排各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排应考虑以下四个方面：1整车总布置 根据整车的总布置，对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。2驾驶员的使用习惯 人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列黑龙江工程学院本科生毕业设计8来换档。值得注意的是倒档，虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不接合。从安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。3提高平均传动效率 为提高平均传动效率，在中间轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。4改善齿轮受载状况 各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高档顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。2.5 变速器齿轮形式与自动脱档分析2.5.1 齿轮形式变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比较，有运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度b（图 2-2）影响齿轮强度。要求尺寸b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C，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求：2)4 . 12 . 1 (dC 式中：2d花键内径。图 2-2 变速器齿轮尺寸控制图黑龙江工程学院本科生毕业设计9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80. 040. 0Ram 范围内选用。2.5.2 变速器自动脱档分析自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：1将两接合齿的啮合位置错开，如图 2-3a 所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的 13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱档。2将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.30.6mm） ，这样，换档后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档，如图 2-3b 所示。3将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 23） ，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图 2-3c 所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱档的效果。a） b) c)图 2-3 防止自动脱挡的机构措施2.6 换挡机构形式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。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器），时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会黑龙江工程学院本科生毕业设计10过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍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。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。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，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种：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 2.4 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。图 2.4 互锁销式互锁机构（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。2.7 本章小结 本章首先先确定了设计变速器所需的汽车主要参数以及设计变速器所应满足的基黑龙江工程学院本科生毕业设计11本要求，对自己的设计也有了一定的规范。然后又对变速器的传动机构和档位的布置形式的进行了简单的介绍，分析了各个传动方案的优缺点，选取了合理高效的的传动方案和一些在设计变速器时常遇的问题，为后面齿轮和轴的计算打下了良好的基础。最后对齿轮的形式做了介绍和优缺点的比较，通过以上比较合理的选择齿轮形式。分析了几种换挡形式，和容易出现的问题，并提供了相关的解决方法黑龙江工程学院本科生毕业设计12第 3 章 变速器主要参数设计3.1 挡数的选择和确定在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在 1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用 45 个挡位，级别高的轿车变速器多用 5 个挡，货车变速器采用 45 个挡位或多挡。装载质量在23.5T 的货车采用 5 挡变速器，装载质量在 48T 的货车采用 6 挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。本设计为 5 挡变速器。3.2 各档传动比的确定3.2.1 主减速器传动比发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： （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=170km/h；最高档为超速档，传动比=0.7；车maxaumaxav5gi轮滚动半径由所选用的轮胎规格 19/60R15 得到 =226.5（mm） ；发动机转速r=4800（r/min） ；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式： npn4377. 00aguinri黑龙江工程学院本科生毕业设计133.2.2 最低档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气max阻力忽略不计） 。用公式表示如下： （3. .2）maxmax0maxsincosGGfriiTtge式中 G 车辆总重量（N） ；滚动阻力系数，对良好路面 =0.010.02；f发动机最大扭矩（Nm） ；maxeT主减速器传动比；0i变速器传动比；gi为传动效率（0.750.85） ；tR 车轮滚动半径；最大爬坡度本设计为能爬 30%的坡，大约。max7 .16由公式（3.2）得： （3. .3）tegiTrGGi0maxmaxmax1)sincos(已知：m=4060kg；r=0.3775m； Nm；012. 0f7 .16max210maxeT；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：66. 40i9 . 0t4816. 064. 31352265. 0)7 .16sin8 . 911707 .16cos015. 08 . 91170(1gi满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下：ntgeFriiT10max （3. .4）tengiTrFi0max1黑龙江工程学院本科生毕业设计14式中 驱动轮的地面法向反力，；nFgmFn1 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取 0.50.6 之间。取 0.55，把数据代入（3.4）式得：4816. 064. 31352265. 075. 08 . 911701gi所以，一档转动比的选择范围是：4196. 11gi初选一档传动比为 4。3.2.3 各档传动比变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速挡，在本设计中最高档即为超速挡。中间档的传动比理论上按公比为（其中 n 为档位数）的几何级数排列，实际上与理论值略有出入，max111minnggnnggiiqii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。 qiiiiiiii5443322153. 114451iiq1 . 153. 169. 169. 153. 159. 259. 253. 14342312qiiqiiqii3.2.4 初选中心距初选中心距可根据经验公式计算： （3. .5）31maxgeAiTKA式中 变速器中心距（mm） ；A 中心距系数， =8.69.6；AKAK发动机最大输出转距为 135（Nm） ；maxeT黑龙江工程学院本科生毕业设计15变速器一档传动比为 4；1i变速器传动效率，取 96%。g（8.6-9.6）=75mmA396. 05 . 2135变速器的中心距在 60100mm 范围内变化。所以根据计算结果，初取 A=75m。3.2.5 变速器的外形尺寸变速器的外形尺寸主要指变速器的轴向尺寸，其轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参照下列关系式初选。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四档 （2.22.7）A五档 （2.73.0）A六档 （3.23.5）A此变速器为五档，故初选外形尺寸为（2.73.0）A=270300mm。 。3.3 齿轮参数计算3.3.1 模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在 1.814.0t 的货车为am2.03.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。初选齿轮模数 =2.5mm m齿轮法向模数 =2.5mmnm3.3.2 齿形、压力角及螺旋角的确定压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承黑龙江工程学院本科生毕业设计16载力，取大些。变速器齿轮用 20,啮合套或同步器的接合齿压力角用 30。斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同档位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一档和倒档设计为直齿时，在这些档位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些档位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。根据图 3-2 可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：111tannaFF；222tannaFF (3.12)由于 T=2211rFrFnn，为使两轴向力平衡，必须满足2121tantanrr (3.13)式中，1Fa，2Fa为轴向力，1Fn，2Fn为圆周力，1r，2r为节圆半径；T为中间轴传递的转矩。图 3-2 中间轴轴向力的平衡最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：两轴式变速器为 ：2030黑龙江工程学院本科生毕业设计17中间轴式变速器为：22343.4 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、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。3.4.1 确定一挡齿轮的齿数一挡传动比 911021zzzzi（3. .9）如果，齿数确定了，则与的传动比可求出，为了求，的齿数，先9z10z2z1z9z10z求其齿数和hz直齿=2A/m hz（3. .10） 斜齿=2A/ hzcosnm（3. .11）因为一挡用的是斜齿轮，所以=2A/m=55hzcos计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取小些，以便使/的传动比大些，在 已定的情况下，/的传动比可分配小9z10z1i2z1z些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。商用车中间轴式变速器一挡传动比=56 时，中间轴上一挡齿轮数可在 1517 间取，货车在 1217 间取。1i因为 =4 取中间轴上一挡齿轮=13 输出轴上一挡齿轮=-=55-13=421i10z9zhz10z黑龙江工程学院本科生毕业设计18根据确定的中心距 A 求啮合角：=0.9397)(2cos109zzAmcos得： =故总变位 即为高度变位200x根据齿数比 u= 查得： 则23.31342109zz45.09x45.010x两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，合齿高度不变。3.4.2 对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变hzhz位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。故修正后中心距 A 取 90mm3.4.3 确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数 求出传动比 910112zzizz（3. .12）4614412zz而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即A=/2 )(21zzmncos（3. .13） 75=2.5（+）/2cos242z1z求得常啮合齿轮齿数为 =25 =311z2z核算 =4 在误差允许范围内101921zzzzi故可得齿轮 1、2 精确的螺旋角为 21.04凑配中心距 8.75cos)(221zzmAt黑龙江工程学院本科生毕业设计19斜齿端面模数为3.158mm2cosntmm啮合角 高度变位20995.19cos2)(cos21Azzmt0x根据齿数比 查得变位系数 故24.12234zzu09.01x064.02x3.4.4 确定其他各挡的齿数及变位系数二挡齿轮是斜齿轮螺旋角与常啮合齿轮不同82 21287zzizz312553. 2（3.14） （3.15）887cos2)(zzmAn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： （3.16）)1 (tantan8721282zzzzz联解上述三式，采用试凑法，当螺旋角为时，解（3.14） 、 （3.15）得：67.20求得二挡齿轮齿数为 ： 代入上式近似满足轴向力平衡387z198z 凑配中心距 正角度变位AmmmzzAn84.75cos2)(887 斜齿面模数mmmmnt5 . 2cos8 啮合角01.20cos)(cos87zzmn 根据齿数比 查得变位系数 287zz31. 0x02. 01x33. 02x黑龙江工程学院本科生毕业设计20图 3.3 选择变位系数线路图同理：三挡齿轮齿数 时近似满足轴向力平衡关系325z246z216 凑配中心距mmmzzAn98.74cos)(665 斜齿端面模数mmmmnt16. 3cos6 啮合角 93. 0cos)(2cos65,zzAmt6 .21, 根据齿数比 查得变位系数 65. 165zz006. 0x22. 01x226. 02x五挡齿轮齿数 时近似满足轴向力平衡关系273z294z224 凑配中心距mmmzzAn04.75cos)(443 斜齿端面模数mmmmnt5 . 2cos4 啮合角 9395. 0cos)(2cos43,zzAmt03.20,黑龙江工程学院本科生毕业设计21 根据齿数比 查得变位系数 07. 143zz077. 0x18. 01x011. 02x3.4.5 确定倒挡齿轮齿数及变位系数倒档齿轮选用的模数往往与一档相近，倒档齿轮的齿数一般在23 之间13z21初选 计算输入轴与倒档轴的中心距 设2313z,A1312z有中心距 圆整后取mmzzmA452)(1312mmA45为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 11 和 12 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，故取满足输入轴与中间轴距离3911z假设当齿轮 11 和齿轮 12 啮合时中心距：=77.5A 且mmA2)(1211zzm05. 0 AA故倒档轴与中间轴的中心距mmzzmA5 .77)(211311倒3.5 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五挡传动比，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。黑龙江工程学院本科生毕业设计22第 4 章 变速器的校核4.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有三种：齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合。1齿轮折断齿轮在啮合过程中，轮齿表面承受有集中载荷的作用。可以把轮齿看作悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。2齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。黑龙江工程学院本科生毕业设计233齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间滑动油模破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面强度，选择适当的齿面表面处理方法和镀层等，是防止齿面胶合的措施。4.2 齿轮强度计算汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。4.2.1 轮齿的弯曲应力1直齿轮弯曲应力公式为：btyKKFfw1式中：弯曲应力(MPa)；w圆周力(N)，；1FdTFg21计算载荷(Nm)；gT节圆直径(mm)；d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对弯曲应力的影响fK也不同，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；fKfK齿宽(mm)；b端面齿距(mm)，；tmt模数；m齿形系数。y因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得：mzd z黑龙江工程学院本科生毕业设计24 (4.1)yzKmKKTcfgw32当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒档直齿轮许用弯曲应力在gTmaxeT400850MPa 范围。2斜齿轮弯曲应力公式为 ：btyKKFw1式中：圆周力()，；1FNdTFg21计算载荷(Nm)；gT节圆直径(mm)，法向模数(mm)，齿数， 斜dcoszmdnnmz齿轮螺旋角( )；应力集中系数，；K50. 1K齿面宽(mm)；b法向齿距(mm)，；tnmt齿形系数，可按当量齿数在图 4-1 中查得；y3coszzn重合度影响系数，。K0 . 2K将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为 ： (4.2)KyKzmKTCngw3cos2当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用maxeT应力在 180350MPa 范围。4.2.2 轮齿的接触应力 (4.3)bzjbFE11418. 0式中：轮齿的接触应力（MPa）j齿面上的法向力（N） ，；F)cos(cos1FF 黑龙江工程学院本科生毕业设计25端面内分度圆切向力，；1FdTFg21计算载荷(Nm)；gT节圆直径(mm)；d节点处压力角( )；齿轮螺旋角( )；齿轮材料弹性模量(MPa)，=20.6104 Nmm-2；EE齿轮接触实际宽度(mm)；b，主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径(mm)，zb其中：斜齿轮，；2cossinzzr2cossinbbr直齿轮，。sinzzrsinbbr、 主动及被动齿轮节圆半径(mm)。zrbr其中：斜齿轮，直齿轮coszmdnmzd 所以：斜齿轮，；2sinnnzzmz2sinnnbbmz直齿轮，。2sin mzzz2sin mzbb斜齿轮法向模数nm直齿轮模数m斜齿轮当量齿数nzz直齿轮齿数z将所有参数带入式(4.3)得：斜齿轮 (4.4)bzjdbTE11coscos418. 0直齿轮 (4.5)bzjdbTE11cos418. 0将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见2maxeT黑龙江工程学院本科生毕业设计26表 4.1。表 4.1 变速器齿轮的许用接触应力/MPaj齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档130014006507004.2.3 各档齿轮的强度校核1计算倒档直齿轮 11，12，13 的弯曲应力 =42，=11，=23，=0.132，=0.143，=0.110，=3.5mm，=7.0，=10711z12z13z11y12y13ymcK倒T9.494Nm，=329.340Nm，=654.464Nm2T4T11113112yKzmKKTcfw倒=3310132. 00 . 7425 . 39 . 065. 1494.10792=613.651MPa400850MPa121232122yKzmKKTcfw=3310143. 00 . 7115 . 31 . 165. 1340.3292= 806.474MPa400850Mpa131334132yKzmKKTcfw=3310110. 00 . 7235 . 39 . 065. 1464.6542= 815.248MPa400850MPa2计算一档斜齿轮 9，10 的弯曲应力=45，=13，=0.128，=0.142，=1083.478Nm，=329.340Nm，=29.54，9z10z9y10y31T2T109=3mm，=8.5nmcKKKymzKTcnw939109319cos2=33100 . 25 . 8128. 034550. 154.29cos478.10832=340.640MPa180350MPa黑龙江工程学院本科生毕业设计27KKymzKTcnw10310109210cos2=33100 . 25 . 8142. 031350. 154.29cos340.3292=323.081MPa180350MPa3计算二档斜齿轮 7，8 的弯曲应力=41，=17， =0.125，=0.145，=754.894Nm，=329.340Nm，=29.54，7z8z7y8y32T2T87=3mm，=8.5nmcKKKymzKTcnw73787327cos2=33100 . 25 . 8125. 034150. 154.29cos894.7542=266.741MPa180350MPaKKymzKTcnw8388728cos2=33100 . 25 . 8145. 031750. 154.29cos340.3292=241.950MPa180350MPa4计算三档斜齿轮 5，6 的弯曲应力=36，=22，=0.121，=0.153，=512.190Nm，=329.340Nm，=29.54，5z6z5y6y33T2T65=3mm，=8.5nmcKKKymzKTcnw53565335cos2=33100 . 25 . 8121. 033650. 154.29cos190.5122=212.932MPa180350MPaKKymzKTcnw6366526cos2=33100 . 25 . 8153. 032250. 154.29cos340.3292黑龙江工程学院本科生毕业设计28=177.186MPa180350MPa5计算四档斜齿轮 3，4 的弯曲应力=30，=28， =0.113，=0.158，=335.362Nm，=329.340Nm，=29.54，3z4z3y4y34T2T43=3mm，=8.5nmcKKKymzKTcnw33343343cos2=33100 . 25 . 8113. 033050. 154.29cos362.3352=179.148MPa180350MPaKKymzKTcnw4344324cos2=33100 . 25 . 8158. 032850. 154.29cos340.3292=134.812MPa180350MPa6计算常啮合齿轮 1，2 的弯曲应力=24，=34， =0.154，=0.119，=244.608Nm，=329.340Nm，=29.54，1z2z1y2y1T2T21=3mm，=8.5nmcKKKymzKTcnw1312111cos2=33100 . 25 . 8154. 032450. 154.29cos608.2442=119.850MPa180350MPaKKymzKTcnw2322122cos2=33100 . 25 . 8119. 033450. 154.29cos340.3292=147.407MPa180350MPa7计算一档斜齿轮 9，10 的接触应力=45，=13，=155.17，=44.83，=1083.478Nm，=329.340Nm，=29.54，9z10z9d10d31T2T109=8.5，=3mmcKnm黑龙江工程学院本科生毕业设计29=10.13mm21010cos/sin2dz=35.06mm299cos/sin2db910931911coscos418. 0bzjbdET =341006.35113.101coscos17.1555 .25106 .20478.1083418. 0 =1238.32MPa19002000MPa9101021011coscos418. 0bzjbdET =341006.35113.101coscos83.445 .25106 .20340.329418. 0=1270.18MPa19002000MPa8计算二档斜齿轮 7，8 的接触应力=41，=17，=141.38，=58.62，=754.894Nm，=329.340Nm，=29.54，7z8z7d8d32T2T87=8.5，=3mmcKnm=13.24mm288cos/sin2dz=31.94mm277cos/sin2db788-7732711coscos418. 0bzjbdET=351094.31124.1319.542cos20cos38.1415 .251006. 2894.754418. 0=992.14MPa13001400MPa788-782811coscos418. 0bzjbdET=351094.31124.13154.29cos20cos62.585 .251006. 2340.329418. 0黑龙江工程学院本科生毕业设计30=1017.70MPa13001400MPa9计算三档斜齿轮 5，6 的接触应力=36，=22，=124.14，=75.86， =512.190Nm，=329.340Nm，=29.54，5z6z5d6d33T2T65=8.5，=3mmcKnm=17.14mm266cos/sin2dz=28.05mm255cos/sin2db566-5533511coscos418. 0bzjbdET=351005.28114.17154. 92cos20cos14.1245 .251006. 219.512418. 0=817.95MPa13001400MPa566-562611coscos418. 0bzjbdET=351005.28114.17154. 92cos20cos86.755 .251006. 2340.329418. 0=839.04MPa13001400MPa10计算四档斜齿轮 3，4 的接触应力=30，=28，=103.45，=96.55，=335.362Nm，=329.340Nm，=29.54，3z4z3d4d34T2T43=8.5，=3mmcKnm=21.81mm244cos/sin2dz=23.37mm233cos/sin2db344-3334311coscos418. 0bzjbdET=351037.23181.21154. 92cos20cos45.1035 .251006. 2362.335418. 0=704.24MPa13001400MPa黑龙江工程学院本科生毕业设计31344-342411coscos418. 0bzjbdET=351037.23181.21154. 92cos20cos55.965 .251006. 2340.329418. 0=722.40MPa13001400MPa11常啮合斜齿轮 1，2 的接触应力=24，=34，=82.76，=117.24， =244.608Nm，=329.340Nm，=29.54，1z2z1d2d1T2T21=8.5，=3mmcKnm=18.70mm211cos/sin2dz=26.493mm222cos/sin2db212- 111111coscos418. 0bzjbdET=351049.26170.18154. 92cos20cos76.825 .251006. 2608.244418. 0=682.16MPa13001400MPa212- 122211coscos418. 0bzjbdET=351049.26170.18154. 92cos20cos24.1175 .251006. 2340.329418. 0=665.04MPa13001400MPa12计算倒档直齿轮 11，12，13 的接触应力=42，=11，=23，=147，=38.5，=80.5，=3.5mm，=7.0，=1079.4911z12z13z11d12d13dmcK倒T4Nm，=329.340Nm，=654.464N.m2T4T=6.58mm20sin21212dz =13.77mm20sin21313b13dz黑龙江工程学院本科生毕业设计32=25.14mm20sin21111db1113111111cos418. 0bzjbdET=351014.25177.13120cos1475 .241006. 2494.1079418. 0=1135.77MPa19002000MPa13121221211cos418. 0bzjbdET=351077.13158. 6120cos5 .385 .241006. 2340.329418. 0=1733.54MPa19002000MPa11121321311cos418. 0bzjbdET=351014.25158. 6120cos5 .805 .241006. 2464.654418. 0=1561.44MPa19002000MPa4.3 轴的结构尺寸设计变速器轴在工作时承受转矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷的作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的经常啮合，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。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AdL范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。Ld /Ld /输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：d （4. . 6）3maxeTKd 式中 经验系数，=4.04.6；KK发动机最大转矩（N.m） 。maxeT输入轴花键部分直径为=20.5223.59mm312106 . 40 . 4 d 黑龙江工程学院本科生毕业设计33初选输入、输出轴支承之间的长度=310mm。L按扭转强度条件确定轴的最小直径为 （4. . 7）333 2 . 0109550nPd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） 。得：mm81.22480075522 . 0109550 2 . 0109550333333nPd所以，选择轴的最小直径为 25mm4.4 轴的强度验算4.4.1 轴的刚度的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。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cf和转角为 ，可分别用下式计算：sf图 4.2 变速器轴的挠度和转角 （4. .8）EILbaFfc3221黑龙江工程学院本科生毕业设计34 （4. .9）EILbaFfs3222 （4. .10）EILababF31式中 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N） ；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ；2F弹性模量（MPa） ，=2.1105 MPa；EE惯性矩（mm4） ，对于实心轴，；I644dI轴的直径（mm） ，花键处按平均直径计算；d、齿轮上的作用力距支座 A、B 的距离（mm） ；ab 支座间的距离（mm） 。L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。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。 cf sf1、计算变速器上个齿轮的圆周力、切向力、轴向力tFrFaF一轴：NdTFt38302111NFFtr66.1489costan111二轴：NdTFt807029129NFFtr3 .3140costan999NdTFt569027227黑龙江工程学院本科生毕业设计35NFFtr306.2211costan777NdTFt447025325NFFtr64.1738costan555NdTFt369023423NFFtr88.1438costan333中间轴： NdTFt3880244中NFFtr96.1513costan444NdTFt4700266中NFFtr45.1829costan666NdTFt5980288中NFFtr58.2326costan888NdTFt850021010中NFFtr34.3305costan1010102、变速器输入轴的刚度计算黑龙江工程学院本科生毕业设计36（1）一档工作时的计算 已知：a=170mm；b=80mm；L=250mm；d=45mm，则有LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 0019. 02703214. 3101 . 23642224847634522cfmm15. 01 . 0048. 02703214. 3101 . 2364248221308736445224221stsfLdEbaFfmm2 . 0052. 004. 0016. 02222scfffradradEILababFr002. 01012. 02703214. 3101 . 2364)22248(2482247633)(3451（2）二档工作时的计算已知：a=145mm；b=105mm；L=250mm；d=45mm，则有2144614. 3101 . 23645 .114992117364345224222222LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 0009. 0cfmm15. 01 . 0023. 02144614. 3101 . 23645 .11499527334522222stsfEILbaFfmm2 . 0025. 0023. 0009. 02222scfffradradEILababFr002. 01026. 12144614. 3101 . 2364)995 .114(5 .1149921173)(5452（3）三档工作时的计算已知 a=77mm；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，则有LdEbaFEILbaFfrrc42232233643=mm10. 005. 0105 . 82144214. 3101 . 23645 .13677158434522cfmm15. 01 . 0021. 02144214. 3101 . 23645 .13677397636445224223stsfLdEbaFfmm2 . 0022. 0021. 0105 . 822322scfff黑龙江工程学院本科生毕业设计37002. 01051. 62144214. 3101 . 2364)775 .136(5 .1367786.21423)(5453EILababFr由于四、五档距离支撑处只有 20mm 左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。3、变速器输出轴的刚度计算（1）一档工作时的计算 已知：a=170mm；b=80mm；L=250mm；d=45mm，则有LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 0021. 02504014. 3101 . 25 . 2170804537884522cfmm15. 01 . 0041. 02234014. 3101 . 25 . 21708045742036445224221stsfLdEbaFfmm2 . 0046. 0041. 0021. 02222scfffradradEILababFr002. 0100 . 32504014. 3101 . 25 . 280)80170(8017037883)(4451（2）二档工作时的计算已知：a=145mm；b=105mm；L=250mm；d=45mm，则有2704014. 3101 . 2364861843709364345224222222LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 0017. 0cf mmfLdEbaFEILbaFfsrts15. 01 . 0044. 02704014. 3101 . 2364184869335364345224222222mm2 . 0047. 0043. 0108. 02222scfffradradEILababFr002. 0106 . 22704014. 3101 . 2364)86184(18618437093)(5452（3）三档工作时的计算已知 a=85mm；b=165mm；L=250mm；d=35mm，则有黑龙江工程学院本科生毕业设计38LdEbaFEILbaFfrrc42232233643=mm10. 005. 003. 02503514. 3101 . 23641658544704522cfmm15. 01 . 0077. 02503514. 3101 . 25 . 26419060369036445224223stsfLdEbaFfmm2 . 0082. 011. 007. 02222scfffradradEILababFr002. 01017. 02503514. 3101 . 25 . 264)60190(1906088.14383)(4453由于五档距离支撑处只有 20mm 左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。4.4.2 轴的强度的计算1、输入轴校核变速器在一档工作时，对输入轴校核。计算输入轴的支反力。N3830cos22111111zmTdTFngtN66.148921cos20tan5448costan111ntrFFN61.147221tan5448tan111taFF已知：a=115mm；b=25mm；L=140mm；d=30mm。（1）垂直面内支反力对 B 点取矩，由力矩平衡可得到 C 点的支反力，即 （4. .11）bFLFrA1将有关数据代入（4. .11）式，解得，=5487.6NAF同理，对 A 点取矩，由力矩平衡公式可解得，。NFB4 .2582（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知， （4. .12）bFaFBHAH黑龙江工程学院本科生毕业设计39 （4. .13）1tBHAHFFF将相应数据代入（4. .12） 、 （4. .13）两式，得到：NFNFBHAH88.96322.453（3）计算垂直面内的弯矩B 点的最大弯矩为：Nmm6 .36257aFMABA（4）计算水平面内的弯矩Nmm6 .163723aFMAHBH（5）计算合成弯矩222TMMMBHBANmm85.1637241980056700296700222222TMMMBHBA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之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为BMBHMT （4. .14）332dMWM式中 （N.m） ；222TMMMBHB轴的直径（mm） ，花键处取内径；d抗弯截面系数（mm3） 。W将数据代入得MPa4 .1163014. 3308490323233dMWM在低档工作时，400MPa，符合要求。 2、对中间轴校核齿轮受力N13905cos22111111zmTdTFngt黑龙江工程学院本科生毕业设计40N506121cos20tan13905costan111ntrFF已知：a=278mm；b=22mm；L=300mm；d=32mm。（1）垂直面内支反力对 B 点取矩，由力矩平衡可得到 C 点的支反力，即： （4. .15）bFLFrA1解得： =12885NAF同理，对 A 点取矩，由力矩平衡公式可解得：NFB1020（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知 （4. .16）bFaFBHAH （4. .17）1tBHAHFFF得到：NFNFBHAH1394922（3）计算垂直面内的弯矩B 点的最大弯矩为：Nmm283560aFMABA（4）计算水平面内的弯矩Nmm108284aFMAHBH（5）计算合成弯矩222TMMMBHBANmm421182292000108284283560222222TMMMBHBA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之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为：BMBHMT黑龙江工程学院本科生毕业设计41 （4. .18）332dMWM式中 （N.m） ；222TMMMBHB轴的直径（mm） ，花键处取内径；d抗弯截面系数（mm3） 。W将数据代入得：MPa1313214. 3421182323233dMWM在低档工作时，400MPa，符合要求。 4.5 轴承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，amv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。 （5.19）amvSL 其中，h。1106 . 06 . 0maxaamvv45451106 . 010304L初选轴承型号根据机械设计手册选择 30207 型号轴承KN，KN；30212 型号轴承KN，KN37orC2 .32rC50orC2 .43rC1、变速器一档工作时N，N47639rF130879aF轴承的径向载荷 =1066N；NAF12021BF查机械设计手册得，Y=1.6。 N125.3336 . 12106621YFsAN56.37566 . 121202122YFsBN56.3756125.1342013087125.333291sNFsa所以轴承内部轴向力黑龙江工程学院本科生毕业设计42N130879aFN265071308713420917aaFsF计算轴承当量动载荷p查机械设计手册得到37. 0e，查机械设计手册得到eFFAa6 .121066130879; 2 . 0, 4 . 0yx，查机械设计手册得到。eFFBa2 . 2120212650770.4,2xy当量动载荷)(arpyFxFfP式中 支反力。rF4 . 1pfN394101pN549192p查表 4.1 可得到该档的使用率，所以h 198)(601026PCnLhh58.321 . 0325819800所以轴承寿命满足要求。h198)(601026PCnLh2、变速器五档工作时N63982dTFtN2534costanntrFFN2329tantaFF轴承的径向载荷：=198N；NAF2898BF黑龙江工程学院本科生毕业设计43轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.5N5 .72421YFsBN5 .4922YFsA所以N4301aFN5 .305312aaFsF计算轴承当量动载荷，查机械设计手册得到。p3 . 0eeFFeFFBaAa21100.42xyxy当量动载荷4 . 1)(parpfyFxFfPN6 .35471pN55812phPCnLh2537)5581102 .32(32006010)(60103103626查表 4.1 可得到该档的使用率，于是h2443753788253700所以轴承寿命满足要求。4.6 本章小结本章首先讨论了齿轮的损坏形式，然后计算出各档齿轮的转矩。对各档轮齿的弯曲应力和接触应力进行校核。最后计算出各档齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。最后对轴的尺寸进行了计算，并对其进行了刚度和强度的验算。黑龙江工程学院本科生毕业设计44 第 5 章 同步器的选择同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但又不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相同）换档的缺点，现已很少使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能确保完成同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。用得最广泛的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器。挂挡时，在轴向力作用下摩擦元件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止元件用于阻止同步前强行挂挡；弹性元件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。黑龙江工程学院本科生毕业设计455.1 锁销式同步器1、4-同步锥环；2-锁销；3-啮合套；5-啮合齿座；6-定位销图6-1锁销式同步器如图6-1所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环1，4和齿轮上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套3的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。滑动齿套与同步环之间为弹性连接。摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。在惯性式同步器中b弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。黑龙江工程学院本科生毕业设计465.2 锁环式同步器1、4-锁环（同步锥环）；2-滑块 3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套图6-2 锁环式同步器如图6-2所示，锁环式同步器工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，其转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛应用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口，缺口比滑块宽一个接合齿宽。换挡时，啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠，转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵，如图6-3a所示，此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，如图6-3b所示，锁止斜面脱开，啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的接合齿同步啮合，保证无冲击挂挡。黑龙江工程学院本科生毕业设计47 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置1-锁环；2-啮合套；3-啮合套上接合齿；4-滑块图6-3 锁环式同步器工作原理综上所述内容，本次设计的变速器换档方式采用锁环式同步器。5.3 本章小结本章主要对换挡机构中的同步器进行选择，确定其结构、尺寸与本设计中的变速器相配合，进而选择出适合本变速器的同步器。第 6 章 变速器操纵机构的选择6.1 直接操纵手动换挡变速器变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮啮合或同步器移动到规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许两个档位的齿轮、啮合套或同步器同时挂档。变速器的工作与操纵机构有很大关系，往往因操纵机构不好设计，发生挂档困难或挂不上档的情况。而且换档占驾驶员很大一部分劳动量，所以，如何使操纵机构轻便化、自动化是很重要的问题。黑龙江工程学院本科生毕业设计48设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置图的确定主要从换档方便角度考虑。为此，应注意以下三点：1按换档次序来排列；2将常用档放在中间位置，其它档放在两边；3为了避免误挂倒档，往往将倒档放在最靠边的位置，有时和工档组成一排。但往往受变速器结构方案的限制，不能得到最方便的换档程序。图7-1表示了几种常见的变速器换档位置图。6.1.1 变速操纵杆的布置变速器操纵机构按照变速操纵杆位置的不同，可分为直接操纵式和远距离操纵式两种类型。1.直接操纵式当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。2.远距离操纵式平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器称为远距离操纵手动换挡变速器。6.1.2 换档锁装置为了保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，变速器操纵机构一般都具有换档锁装置，包括互锁装置、自锁装置和倒档锁装置。1.互锁装置互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速杆叉轴互被锁住，防止同时挂上两个档位。互锁装置由互锁钢球和互锁销组成。 图7-2互锁装置工作示意图1、3、5-拨叉轴；2、4-互锁钢球；6-互锁销当变速器处于空档时，所有拨叉轴的侧面凹槽同互锁钢球、互锁销都在一条直线黑龙江工程学院本科生毕业设计49上。当移动中间拨叉轴3时，如图7-2a所示，轴3两侧的内钢球从其侧凹槽中被挤出，而两外钢球2和4则分别嵌入拨叉轴1和轴5的侧面凹槽中，因而将轴1和轴5刚性地锁止在其空档位置。若欲移动拨叉轴5，则应先将拨叉轴3退回到空档位置。于是在移动拨叉轴5时，钢球4便从轴5的凹槽中被挤出，同时通过互锁销6和其他钢球将轴3和轴1均锁止在空档位置，如图7-2b所示。同理，当移动拨叉轴1时，则轴3和轴5被锁止在空档位置，如图7-2c所示。由此可知，互锁装置工作的机理是当驾驶员用变速杆推动某一拨叉轴时，自动锁止其余拨叉轴，从而防止同时挂上两个档位。2.自锁装置自锁装置的作用是防止因汽车振动或有小的轴向力作用而致变速器自动脱档，保证啮合齿轮以全齿宽进行啮合。大多数变速器的自锁装置都是采用自锁钢球对拨叉轴进行轴向定位锁止。图7-3自锁和互锁装置1-自锁钢球；2-自锁弹簧；3-变速器盖；4-互锁钢球；5-互锁销；6-拨叉轴如图7-3所示，在变速器盖中钻有三个深孔，孔中装入自锁钢球和自锁弹簧，其位置正处于拨叉轴的正上方，每根拨叉轴对着钢球的表面沿轴向设有三个凹槽，槽的深度小于钢球的半径。中间的凹槽对正钢球时为空档位置，前边或后边的凹槽对正钢球时则处于某一工作档位置，相邻凹槽之间的距离保证齿轮处于全齿长啮合或是完全退出啮合。凹槽对正钢球时，钢球便在自锁弹簧的压力作用下嵌入该凹槽内，拨叉轴的轴向位置便被固定，不能自行挂档或自行脱档。当需要换档时，驾驶员通过变速杆对拨叉轴施加一定的轴向力，克服自锁弹簧的压力而将自锁钢球从拨叉轴凹槽中挤出并推回孔中，拨叉轴便可滑过钢球进行轴向移动，并带动拨叉及相应的接合套或滑动齿轮轴向移动，当拨叉轴移至其另一凹槽与钢球相对正时，钢球又被压入凹槽，驾驶员具有很强的手感，此时拨叉所带动的接合套或滑动齿轮便被拨入空档或被拨入另一工作档位。3.倒档锁装置在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档，以致造成安全事故和损坏传动系，在操黑龙江工程学院本科生毕业设计50纵机构中都设有倒档锁。图7-4为倒档安全装置。通常装在变速器盖上，当变速器杆头接触安全装置开始换倒档时，由于弹簧或定位钢球的作用，阻力很大，使驾驶员产生明显的手感。由此可见，倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，才能挂入倒档，起到警示注意作用，以防误挂倒档。(a) （b）图7-4倒档安全装置6.2 本章小结 本章介绍了变速器的两种操纵形式，对这两种操纵形式的原理进行了介绍，并分析它们的优缺点选择了合理、简单、高效的变速器的操纵形式。结 论在本次比亚迪 F3R 手动变速器的设计中，主要完成了变速器传动方案的布置；确定各齿轮传动比以及中心距；对齿轮各参数进行了选择；合理分配各档齿轮齿数；对变速器的齿轮与轴进行设计并校核；以及轴承、同步器和箱体的选择，最后利用AutoCAD 绘图软件绘制装配图和零件图等设计。由于本次设计的项目在国内外已是成熟技术，所以这次设计的目的在于掌握设计方法，熟悉设计过程以及理解一些设计原理。黑龙江工程学院本科生毕业设计51本次设计以变速器设计为题。主要是对变速器的两大主要元件齿轮和轴的设计计算。在机械式变速器中，这两大元件对变速器的工作起了主要作用。在设计过程中通过运用材料力学的知识，对轴和齿轮进行了力学分析、校核计算以及选择合理的材料和热处理方法。并且对操纵机构和箱体的设计以及对图纸的绘制等设计工作进行完善，从而更好的完成本次毕业设计。参考文献1 向立明 汽车变速器的发展历史及未来趋势 石家庄 2007，12 工程中的有限元方法(第 3 版)机械工业出版社，20043 郑劲，张子成 中国汽车变速器市场高速发展中机系信息技术研究院 2008,124 孙桓主编.机械设计.机械工业出版社出版5 余志生 汽车理论M，机械工业出版社，19876 余志生汽车理论M第 3 版北京:机械工业出版社，2000黑龙江工程学院本科生毕业设计527 理论力学.上海:上海交通大学出版社，19978 濮良贵，纪名刚.机械设计（第七版）北京：高等教育出版社，1990.9 孙桓，陈作模.机械原理（第六版） 北京：高等教育出版社，200010 肖生发，赵树朋.汽车构造 北京：中国林业出版社，200611 刘惟信.汽车变速器设计 北京：清华大学出版社，200112 浙江省交通学校 编.汽车构造图册（底盘） 北京：人民交通出版社，199113 关文达.汽车变速器设计（第二版） 北京：机械工业出版社，200614 郝京顺汽车变速器的发展 2005(04)15 胡朝峰.过学迅.汪斌汽车变速器技术的发展与展望-汽车研究与开发 2005(05)16 汽车变速器传动系统综合分析 -制造技术与机床 2007(9) 期刊论文17 王荣霞 Masta 软件在汽车变速器设计中的应用 2008 会议论文18 期刊论文徐枭.周荣. 轻型汽车变速器市场分析与预测 -汽车工程师 2009(6)19 会议论文肖婷玲.钟福东 O 形圈在汽车变速器中的质量整改实例 200820 Shichi Sano，Yoshimi furukawa，etc.Four Wheel Steering System with RearWheel Steer Angle:SAE Technical Paper Series，1986，521 A.Higuchi，Y. Saitoh. Optimal Control of Four Wheel Steering Vehicle:Vehicle System Dynamic，1993，2 致 谢本设计在赵国迁老师的悉心指导和严格要求下业已完成，感谢我的导师，他严谨细致，一丝不苟的作风是我工作和学习中的榜样他循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪。能够顺利完成毕业设计，离不开他的悉心指导，他对我的设计从确定题目、修改直到完成，给予了我许多的指点和帮助。感谢他在繁忙的工作之余，挤出时间对设计提出精辟的修改意见。在四年的本科学习和生活期间，也始终感受着老师的精心指导和无私的关怀，我受益匪浅。在此向老师表示深深的感谢和崇高的敬意。黑龙江工程学院本科生毕业设计53本设计的完成也凝聚了车辆工程实验室所有老师的辛勤汗水，是他们无私的帮助和支持，才使我的毕业论文工作顺利完成，在此向车辆工程实验室所有的老师表示由衷的谢意。附 录AUTOMATIC TRANSMISSIONThe modern automatic transmission is by far , the most complicated mechanical component in todays automobile . It is a type of transmission that sifts itself . A fluid coupling or torque converter is used instead of a manually operated clutch to connect the transmission to the engine . There are two basic types of automatic transmission based on whether the vehicle 黑龙江工程学院本科生毕业设计54is rear wheel drive or front wheel drive . On a rear wheel drive car , the transmission is usually mounted to the back of the engine and is located under the hump in the center of the floorboard alongside the gas pedal position . A drive shaft connects the transmission to the final drive which is located in the rear axle and is used to send power to the rear wheels . Power flow on this system is simple and straight forward going from the engine , through the torque converter , then trough the transmission and drive shaft until it reaches the final drive where it is split and sent to the two rear transmission . On a front wheel drive car , the transmission is usually combined with the final drive to form what is called a transaxle . The engine on a front wheel drive car is usually mounted sideways in the car with the transaxle tucked under it on the side of the engine facing the rear of the car . Front axles are connected directly to the transaxle and provide power to front wheels . In this example , power floes from the engine , through the torque converter to a larger chain that sends the power through a 180 degree turn to the transmission that is along side the engine . From there , the power is routed through the transmission to the final drive where it is split and sent to the two front wheels through the drive axles . There are a number of other arrangements including front drive vehicles where the engine is mounted front to back instead of sideways and there are other systems that drive all four wheels but the two systems described here are by far the most popular . A much less popular rear and is connected by a drive shaft to the torque converter which is still mounted on the engine . This system is found on the new Corvette and is used in order to balance the weight evenly between the front and rear wheels for improved performance and handling . Another rear drive system mounts everything , the engine , transmission and final drive in the rear . This rear engine arrangement is popular on the Porsche. The modern automatic transmission consists of many components and systems that designed to work together in a symphony of planetary gear sets , the hydraulic system, seals and gaskets , the torque converter , the governor and the modulator or throttle cable and computer controls that has evolved over the years into what many mechanical inclined individuals consider to be an art from . Here try to used simple , generic explanation where possible to describe these systems .1）Planetary gear sets Automatic transmission contain many gears in various combinations . In a manual 黑龙江工程学院本科生毕业设计55transmission , gears slide along shafts as you move the shift lever from one position to another , engaging various sizes gears as required in order to provide the correct gear ratio . In an automatic transmission , how ever , the gears are never physically moved and are always engaged to the same gears . This is accomplished through the use of planetary gear sets . The basic planetary gear set consists of a sun gear , a ring and two or more planet gears , all remaining in constant mesh . The planet gears are connected to each other through a common carrier which allows the gears to spin on shafts called “pinions” which are attached to the carrier . One example of a way that this system can be used is by connecting the ring gear to the input shaft coming from the engine , connecting the planet carrier to the output shaft , and locking the sun gear so that it cant move . In this scenario , when we turn the ring gear , the planets will “walk” along the sun gear ( which is held stationary ) causing the planet carrier to turn the output shaft in the same direction as the input shaft but at a slower speed causing gear reduction ( similar to a car in first gear ) . If we unlock the sun gear and lock any two elements together , this will cause all three elements to turn at the same speed so that to output shaft will turn at the same rate of speed as the input shaft . This is like a car that is third or high gear . Another way we can use a planetary gear set is by locking the planet carrier from moving , then applying power to the ring gear which will cause the sun gear to turn in opposite direction giving us reverse gear . The illustration in Figure shows how the simple system described above would look in an actual transmission . The input shaft is connected to the ring gear , the output shaft is connected to the planet carrier which is also connected to a “Multi-disk” clutch pack . The sun gear is connected to drum which is also connected to the other half of the clutch pack . Surrounding the outside of the drum is a band that can be tightened around the drum when required to prevent the drum with the attached sun gear from turning . The clutch pack is used , in this instance , to lock the planet carrier with the sun gear forcing both to turn at the same speed . If both the clutch pack and the band were released , the system would be in neutral . Turning the input shaft would turn the planet gears against the sun gear , but since noting is holding the sun gear , it will just spin free and have no effect on the output shaft . To place the unit in first gear , the band is applied to hold 黑龙江工程学院本科生毕业设计56the sun gear from moving . To shift from first to high gear , the band is released and the clutch is applied causing the output shaft to turn at the same speed as the input shaft . Many more combinations are possible using two or more planetary sets connected in various way to provide the different forward speeds and reverse that are found in modern automatic transmission . 2）Clutch packA clutch pack consists of alternating disks that fit inside a clutch drum . Half of the disks are steel and have splines that fit into groves on the inside of the drum . The other half have a friction material bonded to their surface and have splines on the inside edge that fit groves on the outer surface of the adjoining hub . There is a piston inside the drum that is activated by oil pressure at the appropriate time to squeeze the clutch pack together so that the two components become locked and turn as one . 3）One-way Clutch A one-way clutch ( also known as a “sprag” clutch ) is a device that will allow a component such as ring gear to turn freely in one direction but not in the other . This effect is just like that bicycle , where the pedals will turn the wheel when pedaling forward , but will spin free when pedaling backward . A common place where a one-way clutch is used is in first gear when the shifter is in the drive position . When you begin to accelerate from a stop , the transmission starts out in first gear . But have you ever noticed what happens if you release the gas while it is still in first gear ? The vehicle continues to coast as if you were in neutral . Now , shift into Low gear instead of Drive . When you let go of the gas in this case , you will feel the engine slow you down just like a standard shift car . The reason for this is that in Drive , one-way clutch is used whereas in Low , a clutch pack or a band is used . 4）Torque Converter On automatic transmission , the torque converter takes the place of the clutch found on standard shift vehicles . It is there to allow the engine to continue running when the vehicle comes to a stop . The principle behind a torque converter is like taking a fan that is plugged into the wall and blowing air into another fan which is unplugged . If you grab the blade on the unplugged fan , you are able to hold it from turning but as soon as you let go , it will begin to speed up until it comes close to speed of the powered fan . The difference with a torque converter is that instead of using air it used oil or transmission fluid , 黑龙江工程学院本科生毕业设计57to be more precise . A torque converter is a lager doughnut shaped device that is mounted between the engine and the transmission . It consists of three internal elements that work together to transmit power to the transmission . The three elements of the torque converter are the pump , the Turbine , and the Stator . The pump is mounted directly to the torque housing which in turn is bolted directly to the engines crankshaft and turns at engine speed . The turbine is inside the housing and is connected directly to the input shaft of the transmission providing power to move the vehicle . The stator is mounted to a one-way clutch so that it can spin freely in one direction but not in the other . Each of the three elements has fins mounted in them to precisely direct the flow of oil through the converter . With the engine running , transmission fluid is pulled into the pump section and is pushed outward by centrifugal force until it reaches the turbine section which stars it running . The fluid continues in a circular motion back towards the center of the turbine where it enters the stator . If the turbine is moving considerably slower than the pump , the fluid will make contact with the front of the stator fins which push the stator into the one way clutch and prevent it from turning . With the stator stopped , the fluid is directed by the stator fins to re-enter the pump at a “help” angle providing a torque increase . As the speed of the turbine catches up with the pump , the fluid starts hitting the stator blades on the back-side causing the stator to turn in the same direction as the pump and turbine . As the speed increase , all three elements begin to turn at approximately the same speed . Sine the 80s , in order to improve fuel economy , torque converters have been equipped with a lockup clutch which locks the turbine to the pump as the vehicle reaches approximately 40-50 mph . This lockup is controlled by computer and usually wont engage unless the transmission is in 3rd or 4th gear . 5）Hydraulic System The hydraulic system is a complex maze of passage and tubes that sends that sends transmission flui
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