乘用车机械式变速器设计[两轴四档]【轿车】【5张cad图纸+说明书完整资料】
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黑龙江工程学院本科生毕业设计第一章 绪 论1.1 选题的目的和意义 汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分。由于汽油机额定转矩对应的速度范围很小,而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化，因此要用齿轮传动来适应驾驶时车速的变化。变速器是传动系的主要部件,它的性能对整车的动力性、燃油经济性以及乘坐舒适性等方面都有十分重要的影响。手动机械变速器可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、传动效率高、故障率相对较低、经济性好、环保性强、物美价廉,因此在市场上仍占有一席之地，开发手动机械变速器也适应当代世界经济的发展和需要。随着科技的高速发展，节能与环境保护、应用新型材料、高性能及低成本都可将作为汽车新型变速器的研究方向。1.2 变速器发展和国内外研究现状在汽车变速箱100多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手自一体变速器（AMT）、无级变速器（CVT）、双离合变速器（DCT）五种型式。它们各有优缺点：MT的节能效果最好、经济性娱乐性强，但对驾驶技术要求高；AT的节能效果差一些，但是操作简单、舒适性好、元器件可靠性高；AMT具备前两者的优点，但在换挡时会有短暂的中断，舒适性差一些；CVT结构简单、效率高、功率大、车速变化平稳，但它的传动带容易损坏，无法承受较大的载荷；DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。 在我国，据调查2007年手动变速器的市场比重为74%，占据较大的市场份额。从2002到2007年间自动档变速器市场占有率从9%增长到26%，Global Insight公司预计到2012年自动档变速器将占据33%的份额，而乘用车市场自动档所占的比例可能达到44%。从2002-2006年间，女性用户从20.3%增长到30.9%，而自动档变速器使用方便特点深受女性用户群的喜爱。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。同时手动档变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。世界最大的手动变速器制造商德国ZF公司预测说，到2012年北美市场出售的汽车中将只有6%是手动挡，欧洲与美国的情况不同，有机构预测，到2013年欧洲有52%的汽车还是手动挡，配备自动手动的变速器将只有10%,配备无级变速器的将占2%,配备双离合变速器的将占16%，欧洲人崇尚节能 环保，喜欢开小型车，更青睐手动变速器的经济燃油性。而在日本变速器市场，CVT的市场占据绝对优势。1.3变速器设计的要求 保证汽车有必要的动力性和经济性;设置不同档位,满足用来调整与切断发动机动力向驱动轮的传输并使汽车能倒退行驶;工作可靠,汽车行驶过程中,变速器不得有跳档、乱档,以及换档冲击等现象出现;工作效率高,噪声小;结构简单、方案合理;在满载及冲击载荷条件下,使用寿命长。1.4研究的基本内容本次设计的具体内容是结合设计要求，在保证汽车有必要的动力性和经济性的前提下，利用所选定的发动机参数，完成变速器结构布置和设计。需要解决的主要问题包括：使变速器能有效的防止脱档，跳档，乱挡并方便挂档；减小噪音并尽量能达到轻量化、高承载、低噪声、换档操纵性好和经济实用性；使变速器具有良好的动力性与经济性，换挡迅速、省力、方便；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。 第二章 变速器传动机构布置方案2.1传动机构布置方案分析 变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多轴式变速器4。2.1.1两轴式和中间轴式变速器 现代汽车大多数都采用三轴式变速器，而发动机前置前轮驱动的轿车，若变速器传动比小，则常用两轴式变速器。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：1、 结构工艺性 两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮；而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。2、变速器的径向尺寸 两轴式变速器输出轴的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。3、变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因而寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不影响齿轮寿命。4、变速器的传动效率两轴式变速器虽然有等于1的传动比，但仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而中间轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率较高，磨损小，噪声也较小。轿车尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，而中、重型载重汽车则采用中间轴式变速器。2.1.2多中间轴结构 当变速器安装在转矩高于12001300Nm的大功率柴油即时，其齿轮轴和轴承都要承受很大的载荷。为防止过早被破坏，所以才采用多中间轴式5。2.1.3倒挡的形式和布置方案 图2.1 倒档传动方案图2.4为常见的倒挡布置方案。图2.4（b）所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2.1（c）所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2.1（d）所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.1（c）所示方案。图2.1（e）所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.4(f)所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.1(g)所示方案。其缺点是一，倒挡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。本设计采用图2.1(f)所示的传动方案。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，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挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，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挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承。2.2零、部件布置方案分析2.2.1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。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡6。2.2.2换挡的结构形式如图2.2所示，变速器换挡机构形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。（a）滑动齿轮换挡 （b）啮合套换挡 （c）同步器换挡图2.2换挡机构形式1、滑动齿轮换挡通常采用滑动直齿轮换挡，也有采用斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用于一挡和倒挡。2、啮合套换挡用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。用啮合套换挡，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纵技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。3、同步器换挡现代大多数汽车的变速器都采用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换挡，而与操纵技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。同上述两种换挡方法相比，虽然它有结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大。同步环使用寿命短缺等缺点，但仍然得到广泛应用。由于同步器的广泛应用，寿命问题已得到基本解决。如瑞典的萨伯-斯堪尼亚（SAAB-Scania）公司，用球墨铸铁制造同步器的关键部件，并在其工作表面上镀上一层钼，不仅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系数，这种同步器试验表明，它的寿命不低于齿轮寿命，法国的贝利埃（Berliet）。德国择孚（ZF）等公司的同步器均采用了这种工艺。上述三种换挡方案，可同时用在一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式；对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套。轿车要求轻便性和缩短换挡时间，因此采用全同步器变速器。2.2.3防止自动脱档的措施自动脱挡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，都会导致自动脱挡。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2.3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挡。2、将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图2.4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挡的轴向力，如图2.5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挡的效果。图2.3防止倒挡的措施 图2.4防止倒挡的措施 图2.5防止倒挡的措施2.2.4轴承形式过去，变速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承，近年来，变速器的设计趋势是增大其传递功率与质量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述轴承形式已不能满足对变速器可靠性和寿命提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的增多。其主要优点如下：滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮沿纵向平面分开或沿中心线所在平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。由于上述特点，滚锥轴承已在欧洲一些轿车、货车和重型货车变速器上得到应用。2.2.5组合式变速器近年来，增加汽车变速器的挡位，是一个重要的发展趋势，这与许多因素有关，如载货汽车上更多地使用柴油发动机，平均车速和汽车总质量增加，以及要求降低燃料耗量等。本次设计初步选择的齿轮形式是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，轴承选取深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。2.3本章小结本章对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2.1（a）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，轴承选取深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。 第三章 变速器齿轮的设计与校核 设计要求：采用两轴式机械式变速器。1.传动比为34.5；2.中心距6080mm；3.挡数为4。 根据要求，两轴式机械式变速器四档的车多为发动机前置的轿车。本设计选的乘用车为轿车。 轿车汽油机的np大多为40006000r/min，转矩适应系数a=Temax/Tp，a值大则换挡次数可减少，从而油耗也可降低。汽油机的a值多为1.21.35，但近年来汽油机高速化结果使其转矩适应系数a值也有所下降，有的低至1.1左右。车用柴油机的a值多为1.11.25（带校正器时）和1.051.10（不带校正器时） 当发动机的最大功率Pemax及相应转速np确定后，可按下式求发动机的最大转矩Temax（单位Nm） Temax=aTp=7019aPemax/ np式中a发动机的转矩适应系数； Tp最大功率时的转矩，Nm Pemax最大功率，kW np最大功率的相应转速，r/min 发动机最大转矩的相应转速nT的选择原则，是使nT与np保持适当关系。因为nT过于接近nP，则会使直接档最低稳定车速偏高，导致在通过繁忙的交叉路口时换档次数变多，甚至需要增多变速器的档位数。因此，成为转速适应系数的np与nT之比不宜小于1.4，通常np/nT=1.42.0，并由发动机设计保证。发动机适应性系数 上述的转矩适应系数a与转速适应系数np/nT之乘积，能表明发动机适应汽车行驶工况的程度，称为发动机适应性系数，并表达=anp/nT=Temax/Tpnp/nT值愈大，则发动机的适应性愈好。采用值大的发动机可减少换档次数，减轻司机的疲劳，减小传动系的磨损和降低油耗。现代发动机的适应性系数值对汽油机=1.42.4；对柴油机=1.62.6.根据查找资料，轿车一般总质量在1.71.9t之间。整备质量11.3t之间。车轮滚动半径0.3m左右。根据以上内容，自行选择设计参数为依据，所选参数全部符合要求。某车参数如下：发动机最大功率Pemax97kw发动机最大转矩Temax170Nm最大功率时转速np5200r/min最大转矩时转速nT3200r/min最高车速Umax160km/h汽车总质量ma1820kg变速器形式手动四档汽车整备质量m01350kg主减速器传动比i04.15车轮半径rr0.3m1、档数的确定近年来，为了降低油耗，变速器的档位有增加的趋势。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，发动机排量小的可选用4个档。本设计采用4个档。2、传动比范围的确定 选择最低档传动比时，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。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，其他商用车更大。3.1 变速器各档传动比的确定 1、变速器最高传动比的确定 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 （3.1）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 （3.2）已知：m=1820kg；r=0.3m； Nm；g=9.8N/kg；，把以上数据代入（3.2）式：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： （3.3）求得的变速器I档传动比为： （3.4）已知：m0=1350kg， Nm，g=9.8N/kg；，g=9.8N/kg；取0.6，rr=0.3m。根据公式（3.4）可得：ig13.55，综上所述，ig1初选3.5。由已知式中 ：m汽车总质量； m0汽车整备质量 g重力加速度； rr驱动轮的滚动半径； Temax发动机最大转矩； i0主减速比； t汽车传动系的传动效率。 道路的附着系数，计算时可取0.50.6之间。 G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷，G2=m0g 最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）2、变速器各档传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系为 （3.5） 式中： 汽车行驶速度，=160km/h; n 发动机转速，n=5200r/min; 变速器传动比，最高档传动比为，最低档传动比为；主减速器传动比。 （3.6）计算得 。中间档的传动比理论上按公比为q的等比数列分配：（3.7）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。根据上式可的出：=1.58。计算的各档传动比为：2=2.21 3=1.403、中心距A的确定中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。初选中心距A时，可根据下述经验公式计算 （3.8）式中： 中心距系数。对轿车， =8.99.3；对货车， =8.69.6。 发动机最大转矩。 变速器一档传动比。 变速器的传动效率，取0.96。计算得： A=73.8477.16 mm 取 A=77mm4、轴向尺寸的确定变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸(3.03.4)A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计为轿车四档变速器，其壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A=213241.4mm变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。3.2 齿轮参数的确定变速器四个前进挡采用斜齿圆柱轮，倒档采用直齿圆柱齿轮。1、模数的选取齿轮模数是一个重要参数，影响它的选取因素有很多，如齿轮的强度、质量、噪音、工艺要求等。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐近线。由于工艺上的原因同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.8-14.0t的货车为2.03.5。表3.1汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表3.2汽车变速器常用的齿轮模数 （mm）一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50所有齿轮的模数定为2.5mm。 2、 压力角的选取压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。实际上，因国家规定的标准压力角为200，所以在本设计中变速器齿轮压力角定为。3、 螺旋角的确定斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，为使工艺简便，可将螺旋角设计成一样的，中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋。两轴式变速器为200250中间轴式变速器为；货车变速器：；所以初选斜齿轮螺旋角。4、齿宽的确定齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm5、 齿顶高系数齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪音、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。规定齿顶高系数取1.00。6、 齿轮材料的选择变速器齿轮可以与轴设计成一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支撑等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿顶圆处的厚b影响齿轮强度。要求尺寸b应该大于或等于齿轮危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能大一些，至少满足尺寸，为花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度应满足强度条件下设计得薄些。齿轮表面粗糙度数值降低，则噪音减小，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。国内汽车变速器齿轮材料主要采用、。渗碳齿轮表面硬度为。心部硬度为。值得指出的是，采用喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施能使齿轮得到强。3.3各档齿轮齿数的分配在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构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。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 1、2一档齿轮，3、4二档齿轮，5、6三档齿轮 7、8四档齿轮，9、10、11倒档齿轮。 图3.1 传动方案 本设计变速器四个前进挡采用斜齿圆柱轮，倒档采用直齿圆柱齿轮。（1）直齿= （2）斜齿 = 1、确定一档齿轮的齿数和传动比一档传动比为： 取整58，轿车可在之间取，取，则。 对中心距A进行修正 取整得，为标准中心距。，带入上公式得：2、 确定二档齿轮的齿数和传动比取整，取 则有 带入公式得：。3、确定三档齿轮的齿数和传动比取整，取 ， 4、确定四档齿轮的齿数和传动比取整，取 ， 5、确定倒档齿轮的齿数和传动比倒档采用直齿圆柱齿轮，且传动比与一档相近，取其为3.2则有 ： 试取：，则有：倒档齿轮的齿数一般在之间，取。则二轴与倒档轴的中心距有：3.4变位系数的确定齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿数副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。对斜齿轮传动，还可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲、断裂的现象。为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择来选择大小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大雨零。由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一挡主动齿轮）会造成轮齿根切。这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减少。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。总变位系数减少，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度减小，易于吸收冲击振动故噪声要小一些。另外，值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降噪有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近，弯曲力矩减小，相当于齿根强度提高，对由于齿根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。根据上述理由，为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高挡和一轴齿轮副的可以选为0.20.2。随着挡位的降低，值应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值，以便获得高强度齿轮副。一挡齿轮的值可以选用1.0以上。 图3.2 选择变位系数线图啮合角： 计算得：查图得：，同理计算得：， ， 3.5齿轮尺寸的确定本次设计所有齿轮的几何尺寸如下所示。 表3.3直齿圆柱齿轮的几何尺寸 (mm)齿数134123模数2.52.52.5变位系数0.230.23-0.23分度圆直径3310358齿顶高3.083.081.93齿根高3.493.494.64齿全高6.566.566.56齿顶圆直径38.7108.763.7齿根圆直径25.5395.5350.53中心距80 表3.4 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸 (mm)齿数1345194025343127模数2.52.52.52.52.52.52.52.5变位系数0.60.850.420.180000螺旋角25025022.8022.8022.8022.8022.8022.80压力角200200200200200200200200端面模数2.662.662.682.682.712.712.762.76分度圆直径351205111768928674齿顶高3.223.853.052.452.52.52.52.5齿根高2.561.943.013.614.064.064.064.06齿全高5.795.796.065.796.566.566.566.56齿顶圆直径41.03127.4156.98112.0172.8097.2190.5179.48齿根圆直径29.46115.8444.8599.8859.6784.0877.8066.35中心距803.6齿轮的校核 1、齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再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很少，后者出现的多。齿轮工作时，轮齿相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。2、齿轮材料的选择原则齿轮材料的选择原则是：（1）满足工作条件的要求； （2）合理选择材料匹配； （3）考虑加工工艺及热处理工艺。3、齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，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，比用于计算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。在这里所选择的齿轮材料为。（1）齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力 （3.13）式中，弯曲应力（MPa）； 计算载荷（）； 应力集中系数，可近似取=1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动=0.9； 图3.3齿形系数图 齿宽，=18，=15，=18； 齿形系数。 将所得出的数据带入式（3.13）得：= 672Mpa = 239Mpa =436Mpa 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，直齿轮的弯曲应力在400850MPa之间。以上结果都符合要求。 斜齿轮弯曲应力 （3.14） 计算载荷； 斜齿轮螺旋角； 应力集中系数； 齿数； 法向模数，取=2.5； 齿形系数；当量齿数 ; 重合度影响系数，=2.0； 齿面宽，斜齿 。将所得出的数据带入式（3.14）得：= 309Mpa = 97Mpa = 225Mpa = 110Mpa=193Mpa = 138Mpa = 151Mpa = 154Mpa当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。（2） 齿轮接触应力轮齿接触应力 =0.418=0.418 （3.15） 式中 轮齿的接触应力（M）；F齿面上的法向力（N），F=；圆周力，=；计算载荷（Nmm）；d节圆直径（mm）；节点处压力角（）；齿轮螺旋角（）；E齿轮材料的弹性模量（M），钢材E=2.110M；b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），直齿轮=,=,斜齿轮=，=；、为主、从动齿轮节圆半径（mm）。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如下：渗碳齿轮：一挡和倒挡=19002000M，常啮合齿轮和高档=13001400M。1、 一挡主从动齿轮接触应力（1）一挡主动齿轮接触应力=0.418 = 0.418=965.2（2）一挡从动齿轮接触应力=0.418 =0.418=960.32、 二挡主从动齿轮接触应力（1）二挡主动齿轮接触应力=0.418 = 0.418=727.5（2）二挡从动齿轮接触应力=0.418 =0.418=723.83、 三挡主从动齿轮接触应力（1）三挡从动齿轮接触应力=0.418 = 0.418=589.3（2）三挡从动齿轮接触应力=0.418 =0.418=572.94、 四挡主从动齿轮接触应力（1）四挡从动齿轮接触应力=0.418= 0.418=530.3（2）四挡从动齿轮接触应力=0.418 =0.418=590.9以上四个档都符合设计要求。按上边步骤，通过计算倒挡也符合要求，此处略去倒挡的步骤。 3.7变速器壳体材料的选用变速器壳体的尺寸要尽可能小些，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴承工作时不会歪斜，变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应只一刀壳体侧面的内壁与转动齿轮顶之间留有58mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪音和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪音的大方面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪音。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在的平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了是第一轴或第二轴后支撑的轴承间隙处流出的润滑油再留回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁厚取3.54mm。采用铸铁壳体时，壁厚取56mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大并使消耗的材料增加，提高成。3.8 本章小结本章主要对变速器的相关参数以及齿轮的主要参数进行确定，包括传动比的确定，中心距的确定，齿轮参数的确定，各档齿轮齿数的分配，各档齿轮的外形尺寸，同时对变速器齿轮进行相关的校核，使之满足在许用应力下进行工作，以及变速器外形尺寸的确定，壳体材料的选择。为下一步的设计奠定基础。 第四章 变速器轴及轴承的设计与校核4.1 变速器轴的设计 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。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，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴： d/L=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。1、第一轴的设计 图4.1 第一轴尺寸的确定如图4.1，第一轴为齿轮轴，第1段安装轴承，d1=20mm，L1=15mm；第2段安装齿轮，且通过滚针轴承连接，d2=25mm，L2=37mm；第3段为花键轴，用以安装同步器，；第4段通过滚针轴承安装齿轮，；第5段为轴间，d5=38mm，L5=3mm；第6段为齿轮，；第7段为光轴，；第8段为齿轮，；第9段为光轴，；第10段为齿轮，；第11段安装轴承，。2、 第二轴的设计 图4.2 第二轴尺寸的确定如图4.2，第1段安装轴承，；第2段为花键轴，安装双联齿轮，；第3段通过滚针轴承安装齿轮，；第4段为安装同步器的花键轴，；第5段用滚针轴承安装齿轮，；第6段安装双列圆锥滚子轴承，；第7段为圆柱齿轮d7=38mm ，L7=57mm。3、倒档轴的设计 图4.3 倒档轴尺寸的确定如上图，第1段为固定端，；第2段通过滚针轴承安装齿轮，且要留有齿轮的滑动间隙，则有；第3段为固定端与箱体连接。4.2 变速器轴的校核 变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性均有不利影响。变速器输入轴和输出轴的刚度校核1、计算各档齿轮的受力（1）斜齿圆柱齿轮的受力齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： 圆周力： （4.6）径向力： （4.7）轴向力： （4.8）发动机最大转矩；齿轮分度圆半径；齿轮压力角；螺旋角。将各斜齿轮参数带入式（4.6）、（4.7）、（4.8）可得：一档： Ft1= 8.7103 Fr1= 3.4103 Fa1 = 3.3103 二档： Ft2=6.2103 Fr2= 2.4103 Fa2 = 2.4103 三档： Ft3= 4.5103 Fr3= 1.8103 Fa3 = 1.7103 四档： Ft4=3.7103 Fr4= 1.5103 Fa4 = 1.4103 （2）直齿圆柱齿轮的受力齿轮啮合的圆周力、径向力及法向力可按下式求出：圆周力： （4.9）径向力： （4.10）法向力： （4.11）发动机最大转矩；齿轮分度圆半径；齿轮压力角；螺旋角。将倒档参数带入式（4.9）、（4.10）、（4.11）可得： FtR= 8.6 103 FrR= 3.1103 FaR = 9.2103 2、轴的刚度校核对齿轮工作影响最大的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。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验算。验算时，将轴看作铰接支撑的梁。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。 （4.12） （4.13） （4.14）式中：齿轮齿宽中间平面的径向力（）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（）；弹性模量（），=；惯性矩（），对于实心轴，；轴的直径（），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（）；支座间的距离（）。轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内挠度的许用值为，。齿轮所在平面的转角不应超过0.002。（1）一轴的刚度校核将一档处数值带入公式可得出：一档处：；且有： fs1 一档时满足刚度要求。 二档处：； 且有： 二档时满足刚度要求。三档处、四档用同步器与轴相连，因此，只校核花键处即可。三档与四档齿轮受力相比较，三档的径向力、圆周力都大于四档，因此，只要三档满足要求即可。三档：；且有： 三档时满足刚度要求。倒档：； 倒档时满足刚度要求。一轴各档处都满足刚度要求，因此，一轴满足要求。（2）二轴的刚度校核第二轴为花键轴，有哪次指教和花键处即可。将两处花键的数值带入公式（4.12）、（4.13）、（4.14）可得：第一处：； 且有： 第二处：；且有： 二轴各花键处都满足刚度要求，因此，二轴满足要求。3、轴的强度计算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，计算相应的弯矩和，轴在转矩和弯矩的作用下，其应力为： （4.15）式中： ； （4.16） 轴的直径； 抗弯截面系数。在低档工作时。（1）一轴强度计算一档时： 图4.5 一轴一档受力图面： 图4.6 面受力分析图 FA=334N FB=3068N弯矩图： 图4.7 面弯矩图MA=FA a=63.6NmMB=FB b=58.3Nm面： 图4.8 面受力分析图FA+FB=Ft FA=789N FB=7923N 弯矩图： 图4.9 面弯矩图转矩： Tn=Fad1/2=33Nm将所得数值带入公式（4.16）得出：M=101426Nm将值带入公式（4.17）得出：一轴一档工作时满足强度要求，合理。同理：二档处：M=324875Nm 一轴二档工作时满足强度要求，合理。花键处： M=293660Nm 一轴三、四挡工作时满足强度要求，合理。(2)二轴强度计算第二轴需要校核的是两处花键轴第一处： 图4.10 二轴花键处受力图面： 图4.11 面受力分析图 弯矩图 ： 图4.12 面受力弯矩图面： 图4.13 面受力分析图 弯矩图：图4.14 面弯矩图转矩： 将所得数值带入公式（4.16）得出：将值带入公式（4.17）得出：二轴三、四挡工作时满足强度要求，合理。同理：第二处花键处： 二轴三、四挡以及倒档工作时满足强度要求，合理。综上可得：两轴均满足强度要求。4、花键轴挤压应力校核 （4.17）传递的转矩；载荷不均匀系数；齿数；齿面工作高度；齿的接触长度；各齿压力的合力作用的平均直径，；许用压强。70由此可得： （4.18）将各花键处的数值带入公式（4.18）可得：一轴花键处：70 合格二轴花键处： 合格花键的挤压应力满足。4.3 轴承的校核1、一轴轴承校核由工作条件和轴径初选一轴轴承型号为：30304、30305.查手册可得：30304：；。 30305：；。轴承的基本核定寿命： （4.19）轴的转速；温度系数；基本额定动载荷；当量动载荷，；寿命指数，。由： 时的轴向系数； 则有：， 轴承30304：由，则有，。将所得数值带入公式（4.19），合格轴承30305：由，则有，将所得数值带入公式（4.19），合格2、二轴轴承的校核二轴左端采用深沟球轴承6405，右端采用双列圆锥滚子轴承352208E。（1）深沟球轴承：，y=1.38则有：。将所得数值带入公式（6.19），合格（2）双列圆锥滚子轴承：，当 时， 当 时， 将所得数值带入公式（6.19），合格。 4.4 本章小结本章对变速器轴进行了详细的设计，同时对变速器轴在不同档位工作时的刚度、强度进行了系统的校核，保证变速器在工作时轴能在许用应力、转角、刚度等条件范围内，并对花键轴挤压应力进行了校核。对变速器轴承进行了选取以及轴承的校核，使选取的轴承能在规定的使用范围内工作，同时应满足在规定的使用寿命内无故障。 第五章 变速器同步器及操纵机构的设计 5.1 同步器设计5.1.1 同步器的功用及分类目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。5.1.2 惯性式同步器惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。1、锁环式同步器（1）锁环式同步器结构如图5.1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿21。（2）锁环式同步器工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图5.2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图5.2b），完成同步换档。1、4-锁环（同步环） 2-滑块 3-弹簧圈 5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套图5.1 锁环式同步器(a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换档位置1-锁环 2-啮合套 3-啮合套上的接合套 4-滑块图5.2 锁环式同步器的工作原理锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。2、同步环主要参数的确定 (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，换挡费力，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7.3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5.3b则适用于重型汽车。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tan。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。图5.3 同步器螺纹槽形式 (3) 摩擦锥面平均半径R R设计得越大，则摩擦力矩越大。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取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为5060mm。（4) 锥面工作长度b缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，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 （5.1）设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。（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。轿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，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段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宽度取10.5mm。（6） 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值才能进行换档。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。（7） 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：对轿车变速器高档取0.150.30s，低档取0.500.80s；对货车变速器高档取0.300.80s，低档取1.001.50s。5.2 操纵机构的设计设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1、换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如图5.4所示。 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 图5.4 变速器自锁与互锁结构2、在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置如图5.4所示。图中互锁装置由互锁钢球4和互锁销5组成，每根拨叉轴在朝向互锁钢球的侧表面上都制出一个深度相等的凹槽，任一拨叉轴处于空挡，其侧面凹槽都正好对准互锁钢球4，两个互锁钢球直径之和正好等于相邻两轴之间的距离减去轴的直径，再加上一个凹槽的深度。中间拨叉轴上的两个凹槽之间有孔相通，空中有一根可以移动的互锁销5，销的长度等于拨叉轴的直径减去一个凹槽的深度。5.3 本章小结本章主要是同步器及操纵机构的工作原理的介绍，选择与本设计相适应的同步器和操纵机构，确定使用锁环式同步器。同时对同步器主要参数进行确定，使同步器能够满足本设计的需要。 结论 本文是根据一些主要技术参数来设计一台二轴变速器。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、轴承的计算和校核；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。在设计过程中应该注意一些问题：1. 传动比的布置问题2. 轴与齿轮的配合问题3. 零件与箱体的装配是否合理4. 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。总结此次毕业设计，我受益匪浅，首先是变速器相关零部件设计与选用以及绘图方面我的进步很大，可以独立设计变速器相关的部件了。其次，从赵晨光老师的指导过程中我学到了她对工作的认真负责的精神，为我以后的工作打下良好的基础。 参 考 文 献1 刘惟信.汽车设计M.北京.清华大学出版社.2001.2 王望予.汽车设计M.北京.机械工业出版社.2004.3 常思勤.汽车动力装置M.北京.机械工业出版社.2005.4 林绍义.一种汽车变速器设计J.机电技术，2004.1.5 刘法顺.乘用车两轴式机械变速器的设计J.交通科技与经济，2008.4.6 罗春香.汽车变速器设计中速比分配问题的研究J.西南民族大学学报自然科学版，2004.30. 7 韦志林.汽车变速器轴承寿命的校核计算J.广西工学院学报,2000.6.8 王之煦,许杏根.简明机械设计手册M.北京:机械工业出版社,1997.9.9 严仓锋.变速器后盖总成轴承装配技术改造J.实用技术,2005.12.10 陈家瑞.汽车构造M.北京. 机械工业出版社.2005.11 王少怀.机械设计师手册M.北京.电子工业出版社.2006.12 殷玉枫.机械设计课程设计M.北京. 机械工业出版社.2006.13 于志生.汽车理论M.北京. 机械工业出版社.2000.14 向立明.汽车变速器的发展历史和未来趋势M.公路与运输.2007.15 杨可桢 程光蕴 李仲生.机械设计基础M.北京.高等教育出版社.2006.16 成大先.机械设计手册M.北京.化学工业出版社.2004.17 王宝玺 贾庆祥.汽车制造工艺学M.北京. 机械工业出版社.2007.18 王大全.汽车常用数据手册M.北京.化学工业出版社.2006.19 Amir Ibrahim,A,Qin Dation,LiuZhengjun,Acontrol strategy on starting up of vehicle with automatic manual transmission (AMT) J,Information technology,2005,4 (2) :140-145 20 SebulkeA.The Two-Mass Flywheel-a torsional Vibration Damper For the Power Train of Passenger Cars state of the Art and Further technical Development.(SAE870394).SAE Transaction.1987(2):89-98致 谢毕业设计是对我们知识运用能力的一次全面的考核，也是对我们进行汽车设计基本功的训练，培养我们综合运用所学知识独立地分析问题和解决问题的能力，为以后工作打下良好的基础。本次设计能够顺利完成，首先我要感谢我的母校黑龙江工程学院，是她为我们提供了学习知识的土壤，使我们在这里茁壮成长；其次我要感谢汽车与交通工程学院的老师们，他们不仅教会我们专业方面的知识，而且教会我们做人做事的道理；尤其要感谢在本次设计中给与我大力支持和帮助的赵晨光老师，每有问题，老师总是耐心的解答，使我能够充满热情的投入到毕业设计中去；还要感谢我的同学们，他们热心的帮助，使我感到了来自兄弟姐妹的情谊；最后还要感谢相关资料的编著者和给予我们支持的社会各界人士，感谢您们为我们提供一个良好的环境，使本次设计圆满完成。 由于经验不足，文中肯定存在缺点和错误，恳切地希望老师在答辩过程中提出批评和指导，以便我的理论知识加以提高。附录：THE FILE TRANSMISSION GEAR SELECTION OF THE BASIC PARAMETERS1, Reasonable choice of module:Modulus is an important gear basic parameters, the greater the modulus, the greater the tooth thickness, the bending strength of gear is also greater, and its greater carrying capacity. Instead modulus smaller tooth thickness will be thinner, the bending strength of gear will be smaller. The low profile of the gear, due to the low rotational speed, torque, and gear of the relatively large bending stress, so need to choose a larger module in order to ensure its strength. And high-speed file gear, due to the high-speed, torque small gear bending stress is relatively small, so to ensure that the bending strength of gear under the premise of the general selection of the smaller module, so that gear teeth can be increased in order to obtain larger degree of overlap, so as to achieve the purpose of reducing noise.In a modern gearbox design, the file selection module gear is different. For example, a transmission gear of a file to the five-gear gear module are: 3.5; 3; 2.75; 2.5; 2; to change over the past modulus or modulus of the same can not be the situation of Latin America.2, a reasonable selection of pressure angle:When a gear module and set the number of teeth, the gear diameter is determined, and the gear tooth involute base circle depends on the size, the size of the base circle and under pressure angle. For the same pitch circle of gear, if its pitch circle a different pressure angle, base circle is different. When the greater the pressure angle, the base circle diameter of the smaller, more curved involute, tooth root of the tooth will thicken, increase the tooth surface radius of curvature, which can increase the tooth bending strength and contact strength. When reducing the pressure angle, the base will become larger diameter, involute tooth profile will change some of the straight, thinning of the tooth root, tooth smaller radius of curvature, making the tooth bending strength and contact intensity will decrease, but decrease with the pressure angle, to increase the contact ratio gears, reducing the stiffness of the tooth, and can reduce the entry and exit load at the time of engagement, all of which are beneficial to reduce noise. There-fore, low profile gear, often larger pressure angle in order to meet the strength requirements; and regular use of high-speed file smaller gear pressure angle in order to meet the requirements of its lower noise.For example: a gear module 3, the number of teeth of 30, when the pressure angle of 17.5 degrees for the circular tooth thickness of the base to 5.341; when the pressure angle of 25 degrees, the tooth thickness of the base circle to 6.716; its base circle to increase the tooth thickness 25%, so increase the pressure angle to increase their flexural strength.3, A reasonable selection of Helix Angle:Compared with the straight gear, helical gear drive with a smooth, coincidence degree, the impact is small and the advantages of small noise. As a result of the present with synchronous transmission, and transmission will no longer be a direct mobile gear meshing with another gear, but with all the gears are meshing, so thatll bring convenience to the use of helical gear, so to bring the gearbox synchronizer Most of the use of helical gear.Helical gear as a result of the characteristics of the entire tooth width decision not to enter the mesh at the same time all but one end of first gear into the mesh, with the drive gear along the tooth width direction mesh gradually until all the teeth have wide access to mesh, so the actual meshing helical gear spur the region than the large. When the tooth when a certain width, the contact ratio of helical gear with helix angle increases. Carrying capacity is also stronger, have better stability. In theory, the better helix angle, but the helix angle increases, the axial force will also increase, so that reduces the transmission efficiency.In the modern design of the gearbox, in order to ensure smooth gear drive, low noise and less impact, all . Files forgear should choose a larger helix angle, generally about 30 high-speed gear as a result of the higher speed, for a smooth, low impact, low noise, so the use of small modulus, large helical angle; and low-profile gear module using the larger, smaller helix angle.4, The perspective of a reasonable modification is selected:With good conditions for the lubrication of the hardened gear is generally believed that the main danger is in the cycle under alternating stress, the fatigue crack Dedendum gradual expansion of the tooth root fracture caused by the failure. Failure in the gear transmission is a part of this. In order to avoid a broken tooth, should be to maximize the tooth root bending strength, and the use is changed, and can achieve this objective. Under normal circumstances, the greater the coefficient, the smaller values tooth, tooth bending stress on the smaller, the higher the bending strength of teeth.In the hardened gear, the tooth surface pitting failure is one of the reasons off. Increased engagement angle, can reduce the inter-tooth contact stress and maximum slip rates, can greatly increase the ability of anti-pitting. And increased engagement angle, it must have a gear shift is introduced, thereby enhancing contact strength of tooth surface can improve the flexural strength of tooth roots, so as to enhance the effect of the carrying capacity of gears. However, for helical gear drive, variable coefficient is too large, and will total tooth length of the contact line, but to reduce its carrying capacity. At the same time, the greater the coefficient, as a result of tooth to tip increases, the thickness of the tip will be smaller, which will affect the strength of the top teeth.Therefore, in the design of a modern gearbox, the majority of all reasonable use of gear shift is the angle in order to maximize its advantages. Mainly in the following design criteria:low profile for the gear pair, the driving gear of the coefficient should be larger than the passive gear shift coefficient, and pair of high-speed profile, the driving gear of the coefficient should be less than passive coefficient gear.gear with the modification coefficient increased gradually stalls xiajiang. This is because low-grade zones as a result of low rotational speed, torque, and gear for high intensity, so the need to use more of the modification coefficient da.The total of the gear profile shift coefficient is positive (of the anglel shift as amended), and increased with the stalls and gradually decreased. The smaller the total coefficient, a pair of pair of tooth root of the thickness of the total will be thin, tooth root becomes weak, the lower the bending strength, but decreased as a result of the stiffness of the tooth, easy to absorb shock and vibration
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