江淮帅铃货车变速器的设计CAD图纸设计说明书三维全套
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本科生毕业设计（论文）I摘 要汽车变速器在汽车传动系中占有十分重要的地位，并且变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。变速器可以中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换档或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。变速器设有倒挡，发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速器中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。本文设计的江淮帅铃货车变速器，在设计中采用了 5+1 档手动变速器。根据设计任务书的要求，选择三轴式的设计方案，进行变速器主要参数的确定、齿轮的强度校核和齿轮的几何尺寸计算，同时设计了变速器所用的锁环式同步器，确定了同步器的主要参数，最后对变速器操纵机构进行设计。本次变速器设计经计算校核符合强度、刚度要求，部件位置关系布置、结构设计合理。汽车行业的迅猛发展，社会对汽车的需求也是越来越高。掌控汽车速度快慢的变速器，其技术的发展,是衡量汽车技术水平的一项重要依据，因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义可以使汽车在不同的使用条件下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。关键词：变速器；齿轮；轴；换挡机构本科生毕业设计（论文）IIAbstractThe car transmission occupies a very important position in the automobile transmission system, and the transmission is used to change the engine to the drive wheel torque and speed, the purpose is in place to start, climbing, turning, acceleration and other conditions, so that The car gets different traction and speed while keeping the engine in the most favorable working conditions. The transmission is equipped with neutral gear, and when the clutch is engaged, the gearbox can not output power. The transmission can interrupt the power transmission and interrupt the power transmission to the drive wheel when the engine is started, idling, turning, or stopping the power output. The transmission has a reverse gear, the engine crankshaft is generally only in one direction of rotation, and the car sometimes need to be able to reverse the road, so often use the transmission set in the reverse gear to achieve car reversing.This design of the JAC Shuai Ling light truck transmission, in the design of the use of 5 +1 manual transmission. According to the requirements of the design task book, select the three-axis design, the main parameters of the transmission to determine the strength of the gear check and gear geometry calculation, while the design of the transmission lock ring synchronizer used to determine the synchronizer The main parameters, and finally the transmission control device design. The design of the transmission has been checked to meet the strength, stiffness requirements, the location of the relationship between the layout, structural design is reasonable.The rapid development of the automotive industry, the communitys demand for cars is getting higher and higher. Control of the speed of the transmission speed, the development of its technology is to measure the level of automotive technology is an important basis, so the improvement of the transmission structure of the automotive industry development and progress has far-reaching significance can make the car under different conditions of use Different traction and speed, while the engine in the most favorable working conditions within the scope of work.Key words: transmission;gearbox; axis; Selector mechanism本科生毕业设计（论文）III目 录摘 要 .IABSTRACT.II第 1 章 绪 论.11.1 课题研究意义与背景.11.2 变速器的简介.21.3 变速器的分类.31.4 变速器的功用.4第 2 章 变速器设计方案及论证.52.1 变速器的设计要求.52.2 变速器设计方案论证.6第 3 章 变速器主要参数的选择.113.1 变速器传动比的确定.113.2 中心距的确定.123.3 变速器的外形尺寸.133.4 齿轮参数的设计.133.4.1 齿轮模数的确定.133.4.2 齿轮压力角 的选择.143.4.3 斜齿轮螺旋角 的确定.143.4.4 齿轮齿宽的设计计算.143.5 各档齿轮齿数的分配.153.5.1 一档斜齿轮齿数的确定.153.5.2 二档斜齿轮齿数的确定.163.5.3 三档斜齿轮齿数的确定.173.5.4 五档斜齿轮齿数的确定.183.5.5 确定倒档传动比.193.6 齿轮螺旋方向和精度选择.19第 4 章 主要零件的设计与计算.21本科生毕业设计（论文）IV4.1 计算变速器各轴的扭矩和转速.214.2 齿轮的强度计算和材料选择.214.2.1 齿轮损坏的原因和形式.214.2.2 齿轮的材料选择.224.2.3 齿轮强度的计算 .234.3 变速器轴的选择与强度校核.334.3.1 轴的选择.334.3.2 轴的工艺要求.334.3.3 初选轴的直径.344.3.4 轴最小直径的确定 .344.4 变速器轴的设计校核.364.4.1 第一轴的校核计算 .374.4.2 中间轴的校核计算 .384.4.3 第二轴的校核计算.464.5 变速器轴承的选择.52第 5 章 同步器的设计.545.1 锁环同步器的结构型式及其特点.545.2 同步器的工作原理.545.3 锁环式同步器主要尺寸的确定.555.4 同步器的主要参数的确定.565.4.1 摩擦力和摩擦力矩 .565.4.2 锥面平均半径和锥面工作长度.565.4.3 锁止角.575.4.4 同步时间.57第 6 章 变速器操纵机构的设计.596.1 对变速器操纵机构的要求.596.2 远距离操纵手动换档变速器.596.3 变速器自锁、互锁、倒档锁装置.606.3.1 自锁装置 .606.3.2 互锁装置 .606.3.3 倒档锁装置 .60第 7 章 变速器箱体的设计.62本科生毕业设计（论文）V7.1 箱体零件的结构特点.627.2 箱体零件的结构设计原则.627.2.1 箱体结构的铸造工艺性 .627.2.2 箱体结构的机械加工工艺性 .627.3 变速器箱体的附件设计.62第 8 章 变速器的润滑与密封.64结 论.65参考文献.66致 谢.67附 录.68本科生毕业设计（论文）1第 1 章 绪 论1.1 课题研究意义与背景从上世纪五十年代第一辆国产载货汽车下线以来，我国的汽车工业经历了50 多年的发展，已经成为我过的支柱产业。汽车工业是资金密集，技术密集，人才密集，综合性强，经济效率高的产业。世界各个工业发达国家几乎无不例外的把汽车工业作为国民经济的支柱产业。汽车的研制，生产，销售，运营，与国民经济许多部门都息息相关，对社会经济建设起重要的推动作用。随着改革开放的深入和社会发展的广泛需求，我国的汽车工业发展迅速，汽车的保有量逐年上升，它已成为人们日常生活中重要的交通运输工具。随着人们生活水平的提高，则更对汽车的舒适性能提出更高要求，不仅如此，随着世界石油的越来越紧张，全球资源的减少，汽车变速性能还直接影响汽车燃油经济性和运输生产效率，变速过程的全面研究以提高汽车的动力性，具有积极的社会效益和经济效益。 1886 年，世界上诞生的第一辆汽车并未安装变速器，直到 1902 年才由法国人制造出了第一部装有变速器的汽车，目前，绝大多数汽车仍采用机械式变速器，分动器，主减速器，构成整车的传动系，其结构简单，操纵方便，造价低廉仍不失为汽车传动系中常用的主要总成。由于驱车上广泛用活塞式内燃机，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。为此在传动系中设置了变速器。机械式手动汽车变速器因结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到了应用。机械式手动变速器在今后相当长的时间里，依然会在我国轻中型货车传动系中占据主导地位。改革开放以来,中国汽车工业的发展驶入了快车道，汽车产量不断飙升,1971年、1988 年、1992 年和 2000 年分别突破 10 万辆、50 万辆、100 万辆和 500万辆，己成功跻身世界汽车四强之列。随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路、高等级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分. 随着我国加入世界贸易组织，通用、福特、日产、丰田一批世界一流汽车生产企业纷纷进入中国，市场竞争日趋激烈.入世后，技术竞争将是我国汽车工业面临的最大挑战。在汽车行业市场规模高速增长的情况下，中国变速器行业面临着重大机遇。本科生毕业设计（论文）2本课题的开展是对我个人大学四年成绩的检验与认可，通过本课题的研究能够使我了解汽车变速器的设计方法，并且可以通过本课题的研究实现理论与实践的良好结合，获得一定的工程设计工作方法，为以后的工作学习积累一定的经验。 因此本课题的开展与研究有实际应用的意义。1.2 变速器的简介变速器，是能固定或分挡改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。动力源输出的转矩经过变速器的多级放大才能够带动机械运转，因此变速器在汽车和机床，农用设备等机械中是不可缺少的一部分。 汽车变速器，是与汽车同步诞生的。在 1886 年卡尔本茨发明的第一辆三轮内燃机汽车上就已经拥有了变速装置。而真正意义上的车用变速器，目前认为是有路易斯让雷诺于 1894 年发明，这也是现代车用变速器的雏形，其工作原理与传统的手动变速器（Manual Transmission Gearbox,简称 MT)已经非常接近。而在其后的一段时间内，手动变速器一直是发展的主流。 变速器在发动机和汽车传动系之间主要起着匹配作用，通过改变变速器的传动比，可以使汽车在不同的使用条件下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2。汽车传动系是汽车的主要组成部分，变速器又是传动系的重要部件，它们的任务就是充分发挥发动机的性能，使发动机发出的动力有效而经济地传到驱动轮，以满足汽车行驶上的各项要求。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换挡，以达到变速变矩。手动变速箱是有不同齿比的齿轮组构成的，它工作的基本原理就是通过切换不同的齿轮组，来实现齿比的变换。作为分配动力的关键环节，变速箱必须有动力输入轴和输出轴这两大件，再加上构成变速箱的齿轮，就是一个手动变速箱最基本的组件。动力输入轴与离合器相连，从离合器传递来的动力直接通过输入轴传递给齿轮组，齿轮组是由直径不同的齿轮组成的，不同的齿轮比例所达到的动力传输效果是完全不同的，平常驾驶中的换挡也就是指换齿轮比。它结构简单，性能可靠，制造和维护成本低廉，且传动效率高（理论上会更省油），另外，由于是纯机械控制，换挡反应快，且可以更直接的表现驾驶者的意愿，因此也更富驾驶乐趣，这些都是手动变速箱的优点。通常有 35 个前进档和一个倒档。在重型汽车用的是组合式变速器，采用更多档位，一般是由两个变速器组合而成的。本科生毕业设计（论文）31.3 变速器的分类从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、液力自动变速器（AT）、金属带式无级变速器（CVT）以及机械式自动变速器（AMT）等。(a)手动变速器（MT） 手动变速器（ManualTransmission，简称 MT），也叫手动挡，即必须用手拨动变速杆（俗称“挡把”）才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。手动变速在操纵时必须踩下离合，方可拨得动变速杆。 一般来说，如果驾驶者技术好，手动变速的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。 (b)自动变速器（AT） 自动变速器（AutomaticTransmission，简称 AT），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。 虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。手动/自动变速器由德国保时捷车厂在 911 车型上首先推出，称为Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动挡束缚，让驾驶者也能享受手动换挡种类的乐趣。此型车在其挡位上设有“+”、“-”选择挡位。在 D 挡时，可自由变换降挡（-）或加挡（+），如同手动挡一样。驾驶者可以在入弯前像手动挡般地强迫降挡减速，出弯时可以低中挡加油出弯。 现在的自动挡车的方向盘上又增加了“+”、“-”换挡按钮，驾驶者就能手不离开方向盘加减挡。(c) 无级变速器（CVT） 无级变速器（CVT）最早由荷兰人范多尼斯（VanDoornes）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换挡的突跳感觉。 无级变速器属于自动变速器的一种，但它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。按传动比的变化方式划分，变速器可分为有级式、无级式和综合式三种。 (a)有级式变速器：有级式变速器应用最广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用的齿轮轮系不同：有轴线固定式、普通齿轮变速器，和轴线旋转式变速器、行星齿轮变速器。(b)无级式变速器:无级式变速器的传动比在一定的范围内可以按无限多级变本科生毕业设计（论文）4化。常见的有电力式和液力式、动液式。电力式的在传动系中也用广泛采用的趋势，其变速传动部件为直流串激电动机。液力式的传动部件是液力式变矩器。(c)综合式变速器：综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器。其传动比可以在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化。目前的应用较为广泛。 按操纵方式划分，变速器可以分为强制操纵式，自动操纵式和半自动操纵式。 (a)强制操纵式变速器：靠驾驶员直接操纵变速杆换挡。 (b)自动操纵式变速器：传动比的选择和换挡是自动进行的。驾驶员只需操纵加速踏板，变速器就可以根据发动机的负荷信号和车速信号来控制执行元件，实现档位的变换。 (c)半自动操纵式变速器：可分为两类，一类是部分档位自动换挡，部分档位手动(强制) 换挡；另一类是预先用按钮选定档位，在采下离合器踏板或松开加速踏板时，由执行机构自行换挡4。1.4 变速器的功用 现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其工作转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。车辆行驶性能的好坏，不仅取决于发动机，而且在很大程度上还依赖于变速器以及变速器与发动机的匹配3。 变速器的功用有： (1)改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。 在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如，在高速路上车速应能达到 100km/h，而在市区内，车速常在 50km/h 左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。 (2)实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的需要。实现倒车行驶汽车，发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。本科生毕业设计（论文）5 (3)中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换挡或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。 (4)实现空档，当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。本科生毕业设计（论文）6第 2 章 变速器设计方案及论证2.1 变速器的设计要求变速器作为汽车传动系统的重要组成部分，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。1 保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。2 工作可靠，操纵轻便。在行车过程中，变速器不会有跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。随着汽车进入千家万户，操纵轻便、安全、驾车劳动强度低的要求日益显得重要，同步器和预选气动换档或自动、半自动换档等的技术的引入，可以解决上述需要。3 体积小、重量轻。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。4 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。5 噪声小。选择合理的变位系数和采用斜齿轮传动，提高制造精度和安装刚性，可减小齿轮的噪声。 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。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、功率比越小，变速器的传动比范围越大。为满足以上使用性能要求，本变速器采用有级式变速器。变速器由变速传动机构和操纵机构构成。变速器传动机构包括换挡齿轮、传动齿轮、传动轴。实现操作需要避免冲击布置的同步器，操纵机构还要求有自锁和互锁装置，货车多采用三轴式变速器，同步器设计采用锁环式同步器。本科生毕业设计（论文）72.2 变速器设计方案论证变速器设计方案要求从使用性能、制造条件和重量、价格性价比等多方面考虑，要求满足制造、使用、维修等条件。所以应从齿轮的形式，轴的形式及布置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。1.变速器轴数的选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。 其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。 而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。 在除直接档以外的其它档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低。这是它的缺点。发动机前置后轮驱动的乘用车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，将第二轴加长置于附加壳体内，如果在附加壳体内布置倒档传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸及提高中间轴和输出轴的刚度。由于本次设计的汽车为轻型货车，通过对上述方案的分析，决定采用中间轴式变速器。2.档数的选择变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于 5 个前进档的变速器来说是困难的。因此，本次设计载货汽车变速器采用 5+1 档。如图 2.1 所示：本科生毕业设计（论文）8图 2.1 中间轴式变速器简图3.倒档形式及布置方案倒档使用率不高，常采用斜齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。 (a) (b) (c) (d)图 2.2 倒档形式及布置方案常见的倒档结构方案大致有以下几种：方案 1（如图 2.2-a）所示：在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。方案 2（如图 2.2-b）所示：此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换挡时两对齿轮必须同时啮合，致使换挡困难。本科生毕业设计（论文）9方案 3（如图 2.2-c）所示：此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体，使其齿体、齿宽加大，因而缩短了一些长度。方案 4（如图 2.2-d）所示：此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，相比照前面的方案，此种方案换挡方便、可靠。通过移动啮合套或同步器换挡，换挡行程短，同时齿轮寿命长。综合考虑，本次设计采用方案 4。其优点是：换挡方便，轮齿受到冲击小，使用寿命长。4.齿轮的选择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，工作时噪声低等优点；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，并导致变速器的转动惯量增大。但合理安排一轴上斜齿轮与中间轴上斜齿轮啮合和中间轴上斜齿轮与二轴上斜齿轮啮合，能够在一定的范围内抵消斜齿轮工作时的轴向力。在本设计中所有档位的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。5.变速器换挡机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换档三种形式。采用直齿滑动齿轮换档时，通常是采用滑动直齿，但也有滑动斜齿轮。滑动直齿轮滑档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏。并且直齿轮工作噪声大，所以一般仅用于倒挡。滑动斜齿轮换挡，虽有工作平稳、承载能力大、噪声小的优点。但它的换挡仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进挡采用滑动齿轮换挡的很少。采用啮合套换档时，不仅换档行程短，同时因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换档，所以它们都不会过早损坏；缺点是增大变速器尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到冲击。采用同步器，现代汽车大都采用同步器换挡，可以减轻接合齿在换挡时收到的冲击及零件损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换挡时间等优点，从而改善加速性。同步器都是利用摩擦原理实现同步的，现代汽车上广泛采用的是惯性式同步器，可分为锁环式和锁销式两种。锁环式同步器，结构紧凑，但因径向尺寸小，锥面间产生的摩擦力矩较小，而且锁止面是锁环的接合齿端面，使用中会使齿端磨损而失效。故适用于传递转矩不大的轿车和轻型货车的变速器。锁销式同步器允许采用直径较大的摩擦锥面，因此可以产生较大的摩擦力矩，缩短了同步时间。所以在中型客车车以上的变速器中，尤其是低速档最好采用本科生毕业设计（论文）10锁销式惯性同步器。 由于本次设计为江淮帅铃货车，传递转矩不大，最后决定换挡机构形式为各挡均采用锁环式同步器换挡。自动脱档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：（1）将两接合齿的啮合位置错开；（2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.30.6mm）；（3）将接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。这种方案比较有效，应用较多。图 2.3 防止自动脱档的结构措施6.同步器设计同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下(即角速度相等)换挡的缺点，现已不用。本设计中前进档换挡所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的，而且锁环式惯性式同步器具有零件数量少、转矩大等优点。7.变速器轴承 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、角接触球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 1）变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，采用一端有密封圈的角接触球轴承来承受轴向力，后端采用深沟球轴承支撑在变速器壳体上。 2）第二轴后端采用有保持架的深沟球轴承，以承受轴向力和径向力。前端本科生毕业设计（论文）11空间紧凑而采用滚针轴承。 3）中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，但由于都是成对斜齿轮常啮合，轴向力互相抵消，故可在两端采用圆柱滚子轴承来承受径向力与轴向力，而且可承受高负荷等优点。8.操纵机构的选择：操纵机构分为两种：直接操纵和远距离操纵。直接操纵：将变速杆安装在变速器盖上，由驾驶室底板伸出，布置在驾驶员座椅旁。近距离操纵机构一般由变速杆、拨块、拨叉、拨叉轴以及安全装置等组成，多集中于变速器上盖或侧盖内，结构简单，操纵方便。远距离操纵：变速器布置在距驾驶员座椅较远的位置。此种操纵机构需采用若干辅助杆件或一套换档传动机构。要求传动机构有足够的刚性且连接杆件间的间隙不能过大，否则换档手感不明显。因为本次设计江淮帅铃货车是平头式货车，这种形式的货车的特点是发动机位于驾驶员和副驾驶员座位中间。所以变速器布置在驾驶员座位较远处，因此本次设计变速器采用远距离操纵机构。远距离操纵机构的安全装置：1)挂档后应保证直齿滑动齿轮换档时，全齿宽都进入啮合。由于汽车振动或其他条件的影响下，操纵机构应保证变速器不自行挂档或自行脱档。为此在操纵机构中设有自锁装置。 2)为了防止同时挂上两个挡而使变速器卡死或损坏，为此在操纵机构中设有互锁装置。汽车行进中若误换倒挡，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时若误换倒挡，则容易出现安全事故。为了防止误挂倒档，在操纵机构中设有倒档锁装置。本科生毕业设计（论文）12第 3 章 变速器主要参数的选择3.1 变速器传动比的确定汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时：（3-1） maxmaxifkFFF式中：最大驱动力；maxkF 即 （3-2）001emaxmax/ Ri iTFk 滚动阻力；fF即（3-3）maxcosfmgFf 最大上坡阻力；maxiF（3-4） maxmaxsinmgFi 把以上参数代入（3-1）得： （3-5）0max0maxmax1)sincos(iTRfgmie 以上是根据最大爬坡度确定一档传动比。式中：发动机最大扭矩，=170Nm；maxeTmaxeT 变速器一档传动比；1i 主传动器传动比，=6.142；0i0i 汽车总质量，；mkgm4495 道路滚动阻力系数取 0.020；f 传动系机械效率，取 0.96； 重力加速度；取；g2/8 . 9smg 驱动轮滚动半径，取 0.358m；0R本科生毕业设计（论文）13 汽车最大爬坡度为 30，即 max41.16max代入（3-5）得：4.7471i根据驱动车轮与路面的附着条件：（3-6）2r01rmaxeGtiigT汽车满载静止于水平路面时驱动车桥给路面的载荷，取 28224；2G路面附着系数，取 0.75由（3-6）得 7.561i取 8 . 41i由 （3-7）qiiii3221/式中：为常数，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于 1.71.8。 qq由中等比性质，得：（3-8）11nmnmii 式中：档位数，取；m4 , 3 , 2m 档数，；n4n 得：；8455.28.4322i；68.18.4313i（直接档）；18.4304i；0.59288 . 4315i497. 4倒i3.2 中心距的确定 对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。 初选中心矩 A 时，可根据经验公式计算：本科生毕业设计（论文）14（3-9）31maxgeaiTKA式中：aK 中心距系数：乘用车=8.99.3,商用车=8.69.6；aKaK 变速器一档传动比；1i 变速器传动效率：取；g%96g 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）；maxeT得：mmA49.8828.7996. 08 . 41706 . 96 . 83）（三轴式变速器的中心距也可以按如下经验公式初选： （3-10）3maxeaTKA式中：aK 中心距系数：轿车=14.516,货车=1719.5aKaK 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）；maxeTmmA081941709.51173）（初选 A=1053.3 变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。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六挡 （3.23.5）A当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。对于载货汽车，五档变速器壳体尺寸取 3.0A，取得 L=315mm。3.4 齿轮参数的设计3.4.1 齿轮模数的确定表表 3.13.1 汽车变速器齿轮的法向模数汽车变速器齿轮的法向模数nm乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量/tam车 型1.0V 1.61.6V 2.56.014.0am14.0am本科生毕业设计（论文）15模数/mmnm2.252.752.753.003.504.504.506.00初选模数时，可以参考同类型汽车的齿轮模数确定，也可以根据经验公式确定： （3-3101emax7 . 0=mngiT11）代入数值得：99. 23101emax7 . 0=mngiT式中：mn 斜齿轮法向模数 发动机最大扭矩maxeT 变速器一档传动比1i 变速器传动效率：取；g%96g本次设计齿轮皆选用斜齿圆柱齿轮，以下为各档齿轮法向模数：一档齿轮：mn=3 mm 二档齿轮：mn=3 mm 三档齿轮：mn=3 mm常啮合齿轮：mn=3 mm 五档齿轮：mn=3 mm 倒档齿轮：mn=3 mm啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形、由于工艺上的原因，同一变速器的结合齿模数相同。本次设计的江淮帅铃货车结合齿模数取 2.5mm。3.4.2 齿轮压力角 的选择汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表 3.2 选取。表表 3.23.2 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目车型齿形压力角 螺旋角 轿车高齿并修形的齿形，5 .1415165 .162545一般货车GB1356-78 规定的标准齿形201826重型车GB1356-78 规定的标准齿形低挡、倒挡齿轮，522.25小螺旋角各档齿轮压力角：；同步器压力角：。 2030本科生毕业设计（论文）163.4.3 斜齿轮螺旋角 的确定斜齿轮螺旋角的确定：。2620本科生毕业设计（论文）173.4.4 齿轮齿宽的设计计算齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求。通常可以根据齿轮模数来选择齿宽 b （3-ncmkb 11）式中：齿宽系数，直齿轮取，斜齿轮取；ck0 . 85 . 4ck5 . 80 . 6ck 法面模数。nm3.5 各档齿轮齿数的分配3.5.1 一档斜齿轮齿数的确定一档： mmmn3 211（1）由传动比可知两啮合齿轮齿数和有如下关系 （3-109121ZZZZi12）=65109ZZzhnmA1cos2321cos1052货车中间轴一挡齿轮选用，171210z取 则 故1710Z48176510h9ZZZ4817910ZZ（2）对中心距进行修正：A=104.43 取 A=105（3-13）1109cos2)(ZZmn7867.21)2/()(arccos10910. 9Azzmn（3）由传动比公式得出齿轮 1、2 齿数比： (3-14)910112/zzizz。7 . 148/178 . 4/12zz （4）由中心距公式 (3-15)cos2/()(2, 121zzmAn本科生毕业设计（论文）18 则计算齿轮 1、2 齿数，取圆整得： ，231z402z （5）修正1i (3-16)/(101921zzzzi91. 41i，合格。00000050229. 08 . 4/8 . 491. 4i （6）修正8419.25)2/()(arccos212, 1Azzmn3.5.2 二档斜齿轮齿数的确定（1）由二档传动比可知齿轮 7、8 齿数比：（斜齿） 初取 218455. 22i3nm3 （3-78122ZZZZi17） 得到齿数比636. 123408455. 278ZZ（2）由中心距公式求出齿轮 7、8 齿数： (3-18)387cos2)(ZZmAn ；6587 ZZ则计算齿轮 5、6 齿数，取圆得： 247Z418Z （3）修正：2i (3-19)/(71822zzzzi； 971. 22i，合格。000000002541. 41008455. 2/8455. 2971. 2i本科生毕业设计（论文）19（4）修正7867.212arccos8 . 7AZmhn（5）轴向力校核：从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-5 . 01-tantan782128 . 72 . 1zzzzz20） 其中： 22. 1tan/tan8 . 72, 1 72. 1)1 (78212zzzzz则得到结果： 5.05.072.1-22.1近似认为轴向力平衡。3.5.3 三档斜齿轮齿数的确定 （1）由三档传动比可知齿轮 5、6 齿数比：三档：（斜齿） 初取 2168. 13i3nm6 . 5 （3-65123ZZZZi21） 得到齿数比966.0234068.165ZZ （2）由中心距公式求出齿轮 5、6 齿数： （3-6 . 565cos2)(ZZmAn22） ；6565 ZZ 则计算齿轮 5、6 齿数，取圆得： 325Z336Z（3）修正：3i (3-23)/(61523zzzzi本科生毕业设计（论文）20； 686. 12i，合格。00000000256 . 010068. 1/68. 1686. 1i（4）修正：7867.212arccos6 . 5AZmhn（5）轴向力校核：从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-5 . 01-tantan652126 . 52 . 1zzzzz24） 其中： 22. 1tan/tan6 . 52, 1 25. 1)1 (65212zzzzz则得到结果： 5 . 003. 025. 1-22. 1近似认为轴向力平衡。3.5.4 五档斜齿轮齿数的确定（1）由五档传动比可知齿轮 3、4 齿数比： (3-25)21534/zzizz 得到齿数比34086. 0/34zz（2）由中心距公式求出齿轮 3、4 齿数： (3-26)nmAzz/cos24, 343 ；653/22cos105243 zz 则计算齿轮 3、4 齿数，取圆整得：，；173z484z （3）修正5i (3-27)/(31425zzzzi； 616. 05i，合格。000000005591. 31005928. 0/5928. 0616. 0i （4）修正本科生毕业设计（论文）21 (3-28)7867.21)2/()(arccos434, 3Azzmn（5）从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-5 . 01-tantan342124 . 32 . 1zzzzz29） 其中；15. 1tan/tan4, 32 . 1；859. 0)/1 ()/(34212zzzzz 则得到结果：，5 . 0291. 0859. 015. 1两者相差不大，近似认为轴向力平衡，合格。3.5.5 确定倒档传动比倒档：（斜齿） 初选21 3nm497. 4倒i=倒497. 41113121112ZZZZZZi倒初选： 2313Z1712Z 解得350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。2.齿轮材料的选择现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表面的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑其加工性能及制造成本。本科生毕业设计（论文）25国产汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnCr5 的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下： 渗碳层深度 0.81.2mm5 . 3nm 渗碳层深度 0.91.3mm553nm. 渗碳层深度 1.01.6mm5nm渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 HRC5863，心部硬度为 HRC3348。某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（）齿轮，75. 30 . 3 承mn采用了 40Cr 或 35Cr 钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制。4.2.3 齿轮强度的计算与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、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。1.轮齿的弯曲应力（1）直齿轮弯曲应力公式为 （4-btyKKFfw11）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；K65. 1K本科生毕业设计（论文）26 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，fK对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮，从动齿轮；1 . 1fK9 . 0fK 齿宽(mm)；b 端面齿距(mm)，；tmt 模数；m 齿形系数，如图 4.1 所示。y图 4.1 齿形系数图因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得mzd z (4-2) yzKmKKTcfgw32（2）斜齿轮的弯曲应力公式为 （4-btyKKFw13）式中:圆周力(N)，；1FdTFg21 计算载荷(Nm)；gT 节圆直径(mm)，法向模数(mm)，dcoszmdnnmz齿数， 斜齿轮螺旋角( )；本科生毕业设计（论文）27 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 (4-4)KyKzmKTCngw3cos2当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合maxeT齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350MPa 范围，对货车为 100250MPa 范围。2.轮齿接触应力j （4-bzjbFE11418. 05）式中：轮齿接触应力(MPa)；j 齿面上的法向力(N)，为圆周力()，FcoscostFF tFN，为计算载荷(Nm)，为节圆直径(mm)，为节点处压力角( )，dTFgt2gTd为齿轮螺旋角( )；齿轮材料的弹性模量，；EMPaMPaE5101 . 2 齿轮接触的实际宽度(mm)，斜齿轮用代替；bcosb、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、zbsinzzr，斜齿轮、，、主、sinbbr2cossinzzr2cossinbbrzrbr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2maxeT用接触应力见表 4.2。表表 4.24.2 变速器齿轮的许用接触应力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挡和倒挡190020009501000本科生毕业设计（论文）28常啮合齿轮和高挡130014006507003.常啮合齿轮强度的校核（1）弯曲应力的校核常啮合齿轮为斜齿轮，由式(4-4)得齿轮的弯曲应力公式为 KyKzmKTCngw3cos2式中：齿形系数。由图 4.1 得，y214. 01y157. 02y通过以上的计算，把各个参数代入公式后得KKymzKTCngw1312111cos2， wMPa33.1060 . 23/22421 . 033214. 35 . 125.8419cos10936.591233KKymzKTCngw2322122cos2 wMPa26.6723/20157. 034014. 35 . 18419.25cos10936.591233所以常啮合齿轮的弯曲强度合格。（2）接触应力的校核 由式(4-5)得齿轮的接触应力公式为 bzjbFE11418. 0 确定有关的参数和系数： 齿面法向力F coscos2dTFgNdTF332111110467. 28419. 52cos20cos67. 6710159.936coscos，主、从动齿轮节点出的曲率半径，zbmmrzz19.16)8419. 52(cos02sin267.76cossin22本科生毕业设计（论文）29mmrbb15.28)8419.25(cos02sin233.133cossin22将各参数代入公式后得 bzjbEF11418. 01 jMPa52.62928.15116.19141920/cos25.8101 . 22467418. 05所以常啮合齿轮的接触应力合格。4.一挡齿轮强度校核（1）弯曲强度的校核 一挡齿轮为斜齿轮，由式(4-4)得斜齿轮的弯曲应力公式为 KzyKmKTcgw3cos2结合一挡齿轮的变位系数，由图 4.1 得 ，158. 09y138. 010y将各参数代入公式后得 KKymzKTCnw93929cos2 wMPa66.9323/21158. 038414. 35 . 17867.21cos1035.462233 KKymzKTCnw10310201cos2 wMPa4 .23123/24138. 037114. 31.57867.21cos1035.264233所以一挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4-5)得接触应力的公式为 bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力F本科生毕业设计（论文）30 coscos2dTFgNdTF55167867.21cos20cos92. 45264.35coscos2 主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb mm89.107867.21cos20sin254.92cossin22zzr mm76.307867.21cos/20sin208.155cossin22bbr将各参数代入公式后得 bzjbEF11418. 0 jMPa86.105430.76110.89121.7867 21/cos101 . 25516418. 05所以一挡齿轮的接触强度合格。5.二挡齿轮的强度校核（1）弯曲强度校核二挡齿轮为斜齿轮，由式(4-4)得齿轮的弯曲应力公式为 CngwKyKzmKT3cos2 式中:齿形系数；由图 4.1 得，。y41 . 07y156. 08y将二挡齿轮的参数代入上式后得 KKymzKTCnw7377.827cos2 0 . 23/2041 . 034214. 35 . 17867. 12cos1035.264233 wMPa89.193KKymzKTCnw8388 . 728cos2 0 . 23/18156. 031414. 35 . 17867. 12cos1035.264233 wMPa17.113所以二挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度校核本科生毕业设计（论文）31由式(4-5)得齿轮接触强度的公式为 bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力F coscos2dTFg将各参数代入得NdTF39077867.21cos20cos54. 7710264.35coscos37.872主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb mm38.157867.21cos20sin277.54cossin22zzr mm27.267867.21cos/20sin246.132cossin22bbr将参数代入公式后得 bzjbEF11418. 0 jMPa13.87326.27115.38121.7867 18/cos101 . 23907418. 05 所以二挡齿轮的接触强度合格。6.三挡齿轮的强度校核（1）弯曲强度的校核 三挡齿轮为斜齿轮，由式(4-4)得齿轮的弯曲强度公式为 KyKzmKTCngw3cos2式中：齿形系数；由图 4.1 得，。y491 . 05y51 . 06y代入各参数后得 KKymzKTCngw5356 . 55cos2 wMPa21.1240 . 23/33941 . 033214. 35 . 17867.21cos1035.264233KKymzKTCngw6365.66cos2本科生毕业设计（论文）32 wMPa61.1310 . 23/2015. 033314. 35 . 17867.21cos1035.264233 所以三挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4-5)得接触强度的公式为bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力Fcoscos2dTFg代入参数后得NdTF29307867. 12cos20cos38.0311035.264coscos35.652 主、从动齿轮节点处的曲率半径，zbmm15.217867.21cos20sin2106.62cossin22zzr mm5 .207867.21cos/20sin238.103cossin22bbr将参数代入公式后得 bzjbEF11418. 0 jMPa45.69220.5121.15121.7867 21/cos101 . 22930418. 05所以三挡齿轮的接触强度合7.五挡齿轮强度校核（1）弯曲强度的校核 一挡齿轮为斜齿轮，由式(4-4)得斜齿轮的弯曲应力公式为 KzyKmKTcgw3cos2结合一挡齿轮的变位系数，由图 4.1 得 ，158. 09y138. 010y将各参数代入公式后得本科生毕业设计（论文）33 KKymzKTCnw33323cos2 wMPa69.7423/23158. 038414. 35 . 17867.21cos1035.462233 KKymzKTCnw43424cos2 wMPa15.22223/25138. 037114. 31.57867.21cos1035.264233所以五挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4-5)得接触应力的公式为 bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力F coscos2dTFgNdTF55167867.21cos20cos92. 45264.35coscos2 主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb mm89.107867.21cos20sin254.92cossin22zzr mm76.307867.21cos/20sin208.155cossin22bbr将各参数代入公式后得 bzjbEF11418. 0 jMPa86.96.100730.76110.89121.7867 23/cos101 . 25516418. 05所以五挡齿轮的接触强度合格。8.倒挡齿轮的校核本科生毕业设计（论文）34（1）弯曲强度的校核 倒挡齿轮为斜齿轮，由式(4-4)得斜齿轮的弯曲应力公式为 KzyKmKTcgw3cos2 式中:齿形系数；由图 4.1 得，y371 . 011y，。138. 012y157. 013y将各参数代入式中得 wcwMPaKKyzmKT29.16623/25371 . 033214. 35 . 121cos1035.2642cos23311113211 wcwMPaKKyzmKT77.24223/23381 . 031714. 35 . 121cos1035.2642cos23312123212 wcwMPaKKyzmKT45.8223/23571 . 034414. 35 . 121cos1035.2642cos23313133213所以齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核 由式(4-5)得接触强度的公式为bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿轮 11 和齿轮 12齿面法向力F coscos2dTFgNdTF551521cos20cos6284. 45264.35coscos2 主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb mm72.1021cos20sin254.6284cossin22zzrmm5 .1421cos/20sin2909.73cossin22bbr将参数代入公式后得 bzjbEF11418. 0 jMPa115414.5110.72121 23/cos101 . 25515418. 05齿轮 11 和齿轮 13： 本科生毕业设计（论文）35齿面法向力F coscos2dTFgNdTF407721cos20cos909.73264.35coscos2 主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb mm5 .1421cos20sin273.909cossin22zzrmm74.2721cos/20sin2391.141cossin22bbr 将参数代入公式后得 bzjbEF11418. 0 jMPa6 .111414.8819.748121101 . 24188418. 05 所以倒挡齿轮的接触强度合。4.3 变速器轴的选择与强度校核4.3.1 轴的选择变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮15的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。4.3.2 轴的工艺要求 第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在 HRC5863，表面光粗糙度不能过低。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。本科生毕业设计（论文）36 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为 20CrMnTi。本科生毕业设计（论文）374.3.3 初选轴的直径 在已知中间轴式变速器中心距 A 时，第二轴和中间轴中部直径 d 为0.45A，轴的最大直径 d 和支承间距离 的比值：对中间轴，对l18. 016. 0ld第二轴， 。第一轴花键部分直径 d 可按下式初选： 21. 018. 0ld （4-6）3maxeTKd 式中： K经验系数 K=4.0-4.6；发动机最大转距（Nmm）。maxeT代入数值得：mm48.2515.221704.6-4.03）（d故可取第一轴花键部分直径为 25mm第二轴和中间轴中部直径=0.45mmAd45. 025.47105 的取值：l中间轴长度初选：18. 016. 0ldmm3 .2955 .26218. 016. 025.47l第二轴长度初选：21. 018. 0ldmm5 .26222521. 018. 025.47l4.3.4 轴最小直径的确定 按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算，对实心16轴，其强度条件为： （4-2 . 010955033dnPWTT本科生毕业设计（论文）387） 轴传递的转矩 NmmT轴的抗扭截面模量(mm3)TW 轴传递的功率（kw）P 轴的转速n)min(r 轴的许用扭转剪应力（MPa），见 4.3 表：表 4.3 轴常用集中材料的及 C 值轴的材料Q235-A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/MPa15-2520-3525-4535-55C149-126135-112126-103112-97 由式 4.5 得到轴直径的计算公式： （4-8）3333 2 . 0109550nPCnPd式中：由轴的材料和承载情况确定的常数。 C （4-9）116/1055. 9nPT （4-10）geiTTmax 因发动机最大扭矩不大，故取较小值，由机械设计手册查得：C，取。198107C100C可得：)()1055. 9/(316maxminmmiTCdge第二轴：齿轮 4 处：；)(92.21)1055. 9/96. 0616. 0101701003163minmmd（ 齿轮 5 处：；)(66.30)1055. 9/96. 0686. 1101701003163minmmd（ 齿轮 8 处：；)(03.37)1055. 9/96. 0971. 2101701003163minmmd（ 齿轮 9 处：；)(78.43)1055. 9/96. 091. 4101701003163minmmd（ 中间轴：本科生毕业设计（论文）39齿轮 2、3、6、7、10 处：； )(98.30)1055. 9/96. 02340101701003163minmmd（4.4 变速器轴的设计校核图 4.2 变速器轴的变形简图图 4.3 变速器轴的挠度和转角本科生毕业设计（论文）40 395500000.2TTTPTnWd在垂直面内挠度为（4-11）EILbaFfc3221在水平面内挠度为（4-12）EILbaFfs3222转角（4-13）EILababFr3轴挠度（4-14）2 . 022scfff在其作用下应力（4-15）332dMwM式中： 222MMMMsc-抗弯截面系数-齿轮齿宽在中间平面上的圆周力1F-齿轮齿宽在中间平面上的径向力2FE-弹性模量=aMP5101 . 2 I-惯性力矩644mdI D-轴的直径花键处平均直径L-支座间的距离齿轮所在平面的转角不超过 0.002rad4.4.1 第一轴的校核计算因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 （4-16）本科生毕业设计（论文）4145.73 10PTGImaxmaxmax22tancos2tanetereaTiFdTiFdTiFd式中：-扭转切应力，MPa；T T-轴所受的扭矩，Nmm； -轴的抗扭截面系数，；TW3mm P-轴传递的功率，kw； d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，MPa。T其中P =60kw，n =3600r/min,d =25mm；代入上式得： =50.93 MPa36252.03600601055.9T由查表可知=4052MPa，故，符合强度要求。TTT轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为： （4-17）式中，T -轴所受的扭矩，Nmm； G -轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.1MPa；410 -轴截面的极惯性矩，；PI4mm32/4dIp 将已知数据代入上式可得：9 . 0322514. 3101 . 810001701073. 5444对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。 0.5 1( )/m4.4.2 中间轴的校核计算计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出：tFrFaF （4-18）本科生毕业设计（论文）42 （4-19） （4-20）式中 -至计算齿轮的传动比i d -计算齿轮的节圆直径，mm -节点处的压力角 -螺旋角 -发动机最大转矩maxeT1.对中间轴一档齿轮处校核1）轴的强度校核圆周力： N 65.1076692.54234010170223maxtdiTFe径向力： N 18.42207867.21cos92.5420tan2340101702costan23maxrdiTFe轴向力： 45.430392.547867.21tan2340101702tan23maxadiTFe危险截面的受力图为： FAFAFtFaFrFBFB199.1395.5图 4-1 危险截面受力分析本科生毕业设计（论文）43垂直面：（199.13+95.5）=95.5 =1367.91N；AFrFAF垂直面内所受力矩： =199.13=272390CMAF 水平面： 71.68755 .9512.19913.1992atAFdFF水平面所受力矩：=199.13=1369160。SMAF该轴所受扭矩为：。2956522340101703nM则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: 2322228.19632mmNdMMMwMnsc在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核a=95.5 b=199.13 L=294.63 crcfEILbaFf054. 063.294644214. 3101 . 2313.1995 .9518.42203452222 StSfEILbaFf137. 063.294644214. 3101 . 2313.1995 .9565.107663452222 合格2 . 0147. 022scfffEILababFr300029. 063.2944214. 3101 . 23645 .9913.19913.1995 .9518.4220450.002rad 合格2.对中间轴二档齿轮处进行强度校核：1）轴的强度校核圆周力： N 798.762554.77234010170223maxtdiTFe本科生毕业设计（论文）44径向力： N 07.29897867.21cos54.7720tan2340101702costan23maxrdiTFe轴向力： N05.304854.777867.21tan2340101702tan23maxadiTFe危险截面的受力图为：FAFAFtFaFrFBFB170.13124.5图 4-1 危险截面受力分析垂直面：（170.13+124.5）=124.5 =1725.99N；AFrFAF垂直面内所受力矩： =170.13=293642 CMAFmmN 水平面： 33.40025 .12412.17013.1702atAFdFF水平面所受力矩：=170.13=680911.29。SMAF该轴所受扭矩为：。2956522340101703nM则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: 2322212.12732mmNdMMMwMnsc在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核a=124.5 b=170.13 L=294.63本科生毕业设计（论文）45 crcfEILbaFf057. 063.294644014. 3101 . 2313.1705 .12407.29893452222 StSfEILbaFf146. 063.294644014. 3101 . 2313.1705 .124798.76253452222 合格2 . 0157. 022scfffEILababFr3000124. 063.2944014. 3101 . 23645 .12413.17013.1705 .12407.2989450.002rad 合格3.对中间轴三档齿轮处进行强度校核：1）轴的强度校核圆周力： N 9 .554562.106234010170223maxtdiTFe径向力： N 82.21737867.21cos62.10620tan2340101702costan23maxrdiTFe轴向力： N71.221662.1067867.21tan2340101702tan23maxadiTFe危险截面的受力图为：FAFAFtFaFrFBFB194.5100.13图 4-1 危险截面受力分析垂直面：（100.13+194.5）=100.13 =738.77N；AFrFAF垂直面内所受力矩： =194.5=143690 CMAFmmN 本科生毕业设计（论文）46 水平面： 326013.1005 .1945 .1942atAFdFF水平面所受力矩：=194.5=63070。SMAF该轴所受扭矩为：。2956522340101703nM则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: 2322273.11332mmNdMMMwMnsc在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核a=100.13 b=194.5 L=294.63 crcfEILbaFf035. 063.294644014. 3101 . 235 .19413.10082.21733452222 StSfEILbaFf09. 063.294644014. 3101 . 235 .19413.1009 .55453452222 合格2 . 0097. 022scfffEILababFr300017. 063.2944014. 3101 . 236413.1005 .1945 .19413.10082.2173450.002rad 合格4.对中间轴五档齿轮处进行强度校核：1）轴的强度校核圆周力： N 89.381208.155234010170223maxtdiTFe径向力： N 53.14947867.21cos08.15520tan2340101702costan23maxrdiTFe本科生毕业设计（论文）47轴向力： 02.152408.1557867.21tan2340101702tan23maxadiTFe危险截面的受力图为：FAFAFtFaFrFBFB223.571.13图 4-1 危险截面受力分析垂直面：（223.5+71.13）=223.5 =1133.72N；AFrFAF垂直面内所受力矩： =223.5=253386.42 CMAFmmN 水平面： 29.249113.715 .2235 .2232atAFdFF水平面所受力矩：=223.5=556803。SMAF该轴所受扭矩为：。2956522340101703nM则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: 2322243.23232mmNdMMMwMnsc在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核a=71.13 b=223.5 L=294.63 crcfEILbaFf045. 063.294643114. 3101 . 2313.715 .22353.14943452222本科生毕业设计（论文）48 StSfEILbaFf11. 063.294643114. 3101 . 2313.715 .22389.38123452222 合格2 . 012. 022scfffEILababFr300043. 063.2943114. 3101 . 236413.715 .2235 .22313.7153.1494450.002rad 合格5.对中间轴倒档齿轮处进行强度校核：1）轴的强度校核圆周力： N 108246284.54234010170223maxtdiTFe径向力： N 421921cos6284.5420tan2340101702costan23maxrdiTFe轴向力： 9 .41546284.5421tan2340101702tan23maxadiTFe危险截面的受力图为：FAFAFtFaFrFBFB271.1323.5图 4-1 危险截面受力分析垂直面：（271.13+23.5）=271.13 =3882.49N；AFrFAF垂直面内所受力矩： =271.13=1052659 CMAFmmN 本科生毕业设计（论文）49水平面： 95755 .2313.27113.2712atAFdFF水平面所受力矩：=271.13=2596069。SMAF该轴所受扭矩为：。2956522340101703nM则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: 2322299.38632mmNdMMMwMnsc在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核a=23.5 b=271.13 L=294.63 crcfEILbaFf006. 063.294644114. 3101 . 2313.2715 .2342193452222 StSfEILbaFf016. 063.294644214. 3101 . 2313.2715 .23108243452222 合格2 . 0017. 022scfffEILababFr300023. 063.2944214. 3101 . 23645 .2313.2715 .2313.2714219450.002rad 合格4.4.3 第二轴的校核计算1.对第二轴一档齿轮处校核1）轴的强度校核圆周力： N （4-1076408.15591. 410170223maxtdiTFe4） 本科生毕业设计（论文）50径向力： N （4-42197867.21cos08.15520tan91. 4101702costan23maxrdiTFe5）轴向力： （4-430208.1557867.21tan91. 4101702tan23maxadiTFe6）危险截面的受力图为： FAFAFtFaFrFBFB172.9197.5图 4-1 危险截面受力分析垂直面：（172.91+97.5）=172.91 =2698.78N；AFrFAF垂直面内所受力矩： =172.91=466473CMAF 水平面： （4-8）56495 .9791.17291.1722atAFdFF水平面所受力矩：=172.91=1369160。SMAF该轴所受扭矩为：。83470091. 4101703nM则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: （4-10）2322253.16332mmNdMMMwMnsc在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核本科生毕业设计（论文）51a=97.5 b=172.91 L=270.41 crcfEILbaFf038. 041.270644414. 3101 . 2391.1725 .9742193452222 StSfEILbaFf098. 041.270644414. 3101 . 2391.1725 .97107643452222 合格2 . 0105. 022scfffEILababFr300017. 041.2704414. 3101 . 23645 .9791.17291.1725 .974219450.002rad 合格2.对第二轴二档齿轮处进行强度校核：1）轴的强度校核圆周力： N （4-4） 762646.132971. 210170223maxtdiTFe径向力： N （4-29897867.21cos46.13220tan971. 2101702costan23maxrdiTFe5）轴向力： （4-304846.1327867.21tan971. 2101702tan23maxadiTFe6）危险截面的受力图为：FAFAFtFaFrFBFB143.91126.5本科生毕业设计（论文）52图 4-1 危险截面受力分析垂直面：（143.91+126.5）=143.91 =1590N；AFrFAF垂直面内所受力矩： =143.91=228816 CMAFmmN 水平面： （4-8）33125 .12691.14391.1432atAFdFF水平面所受力矩：=143.91=476629。SMAF该轴所受扭矩为：。505070971. 2101703nM则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: （4-10）2322243.11632mmNdMMMwMnsc在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核a=126.5 b=143.91 L=270.41 crcfEILbaFf046. 041.270644014. 3101 . 2391.1435 .12629893452222 StSfEILbaFf018. 041.270644014. 3101 . 2391.1435 .12676263452222 合格2 . 0049. 022scfffEILababFr30000443. 041.2704014. 3101 . 23645 .12691.14391.1435 .1262989450.002rad 合格3.对第二轴三档齿轮处进行强度校核：1）轴的强度校核圆周力： N （4-98.554438.103686. 110170223maxtdiTFe本科生毕业设计（论文）534） 径向力：N （4-45.21737867.21cos38.10320tan686. 1101702costan23maxrdiTFe5）轴向力 （4-34.221638.1037867.21tan686. 1101702tan23maxadiTFe6）危险截面的受力图为：FAFAFtFaFrFBFB196.573.91图 4-1 危险截面受力分析垂直面：（196.5+73.91）=196.5 =1579.39N；AFrFAF垂直面内所受力矩： =196.5=143690 CMAFmmN 水平面： （4-8）73.320591.735 .1965 .1962atAFdFF水平面所受力矩：=196.5=708525.9。SMAF该轴所受扭矩为：。286620686. 1101703nM则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: （4-10）2322219.18032mmNdMMMwMnsc在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核a=73.91 b=196.5 L=270.41本科生毕业设计（论文）54 crcfEILbaFf033. 041.270643614. 3101 . 235 .19691.7345.21733452222 StSfEILbaFf08. 041.270643614. 3101 . 235 .19691.7398.55443452222 合格2 . 0087. 022scfffEILababFr300028. 041.2703614. 3101 . 236491.735 .1965 .19691.7345.2173450.002rad 合格4.对第二轴五档齿轮处进行强度校核：1）轴的强度校核圆周力： N （4-55.381392.54616. 010170223maxtdiTFe4） 径向力： N （4-79.14947867.21cos92.5420tan616. 0101702costan23maxrdiTFe5）轴向力： （4-28.152492.547867.21tan616. 0101702tan23maxadiTFe6）危险截面的受力图为：FAFAFtFaFrFBFB225.544.91图 4-1 危险截面受力分析本科生毕业设计（论文）55垂直面：（2253.5+44.91）=225.5 =1246.53N；AFrFAF垂直面内所受力矩： =225.5=281092.5 CMAFmmN 水平面： （4-8）4 .302591.445 .2255 .2252atAFdFF水平面所受力矩：=225.5=682227.7。SMAF该轴所受扭矩为：。104720616. 0101703nM则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: （4-10）2322279.16232mmNdMMMwMnsc在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核a=44.91 b=225.5 L=270.41 crcfEILbaFf04. 041.270642614. 3101 . 2391.445 .22579.14943452222 StSfEILbaFf102. 041.270642614. 3101 . 2391.445 .22555.38133452222 合格2 . 0109. 022scfffEILababFr300072. 041.2702614. 3101 . 236491.445 .2255 .22391.4479.1494450.002rad 合格4.5 变速器轴承的选择轴承在变速器中起支撑作用，其选择需依据轴的直径，公差配合，还需保证能够轴向定位可靠。各轴承的选择:本科生毕业设计（论文）56一轴轴承：内径：40mm；外径：80mm；宽度：18mm；选：6208 深沟球轴承。选自GB/T276-94。二轴轴承：内径：36mm；外径：72mm；宽度：17mm；选：6207 深沟球轴承。选自GB/T276-94。中间轴前轴承：内径：25mm；外径：52mm；宽度：16mm；选：N205E 圆柱滚子轴承。选自 GB/T283-94。中间轴后轴承：内径：25mm；外径：52mm；宽度：16mm；选：N205E 圆柱滚子轴承。选自 GB/T283-94。滚针轴承主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。其有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点等，由此，在此次江淮轻型货车变速器设计中，输出轴前端、输出轴及倒档轴上齿轮与轴的连接均采用滚针轴承。轴承的选用应符合国家规定的系列标准1144564，同时，轴的直径还应以齿轮作为选取的标准，因为轴承是标准件。在实现系列化、标准化、通用化的同时，尽量选取价格便宜、使用性能可靠的轴本科生毕业设计（论文）57第 5 章 同步器的设计5.1 锁环同步器的结构型式及其特点锁环式同步器的结构特点就是同步器的摩擦元件位于锁环和齿轮或凸肩部分的锥形截面上。作为锁止元件是做在锁环上的齿和做在啮合套上齿的部分，且端部均为斜面成为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部成凸起状的滑块压向啮合套。在不换档的中间位置，滑块突起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立的位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸比滑块宽一个结合齿。同步器结构如图 5.1 所示。 图 5.1 锁环式同步器1、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5.2 同步器的工作原理换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动滑块和锁环滑动，直至锁环锥面与被结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，并有滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁本科生毕业设计（论文）58环齿端的锁止面接触，使啮合套移动受阻，同步器处在锁止状态，换挡的第一阶段工作至此已完成。换挡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相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩是锁环回位，两锁止面分开同步器接触锁止状态，啮合套上的结合齿在换挡力作用下通过锁环去与齿轮上的结合齿啮合，完成同步换挡。其工作过程如图 5.2 所示。 图 5.2 锁环式惯性同步器5.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 （1）接近尺寸 b 同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧面的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套齿与锁环结合齿倒角之间的轴向距离，称之为接近尺寸。接近尺寸应大于零，一般为 0.20.3mm。 （2）分度尺寸 a 滑块侧面与锁环缺口侧边的接触时，啮合套结合齿与锁环结合齿中心线的距离，称为分度尺寸。分度尺寸应等于 1、4 结合齿齿距。接近尺寸和分度尺寸是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸，应予以控制。 （3）滑块转动距离 c 滑块在锁环缺口内转动距离影响分度尺寸。滑块宽度d、滑块转动距离 c 与缺口宽度尺寸 E 之间的关系如下：E=d+2c（5-1）滑块转动距离 c 与结合齿距 t 的关系如下：（5-2）124RtR其中为滑块轴向移动后的外半径，为结合齿分度圆半径。1R2R本科生毕业设计（论文）59 （4）滑块端隙 滑块端隙是指滑块端面与锁环端面之间的间隙，同时，11啮合套端面与锁环端面的间隙为，要求。若,则换挡时，在摩擦22121锥面尚未接触时，啮合套结合齿与锁环结合齿额锁止面已位于接触位置，即接近尺寸 b0，应是，通常21=0.5mm。1锁环端面与齿轮结合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。3 预留后备行程的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在接下来的3换挡时，锁环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态3下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若所换上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现锁环等零件与齿轮同步后换挡，故属于设计不当而影响同步器寿命。 在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在 0.21.2mm。5.4 同步器的主要参数的确定 5.4.1 摩擦力和摩擦力矩同步器必需的摩擦力矩为Mm（5-3）sinFfRMm式中，F-作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，F=Fs；Fs-作用在变速igs器手柄上的法向力（货车 Fs=100N）；-变速杆手柄到啮合套的传动比igS取 3.23；-换档机构传动比效率 0.95；F=100*3.23*0.95=303.85N；f-工igS作锥面间的摩擦因数；R-摩擦锥面平均半径 41.86mm；-摩擦锥面半锥角；sinFfRMmmmN 415.105057sin86.411 . 085.3055.4.2 锥面平均半径和锥面工作长度（1）摩擦锥面平均半径 RR 越大，摩擦力矩越大，故在满足结构和尺寸的前提下，尽可能将 R 取大些。（2）锥面工作长度 b本科生毕业设计（论文）60（5-4）22 pfRMbm 一般地：b=(0.140.20)R式中，p-摩擦面许用应力；p 取 1.5；Mm-摩擦力矩；f-摩擦因数；R-摩擦锥面平均半径；（3）同步器径向厚度在满足结构上的要求后还应满足有足够强度，尽可能厚些，通常在同步环上喷镀一层钼（0.30.5）。在空档位置时锁环锥面的轴向间隙应保证在 0.2-1.2mm。5.4.3 锁止角 锁止角选取得正确，可以保证只有在换挡的两部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因素 f，摩擦锥面平均半径 R,锁止面平均半径和锥面半锥角，锁止角应选取在范围内。26425.4.4 同步时间同步时间 t 与轴向推力 FaFa 一般可在 100350N 范围内。货车取上限 350N，同步时间 t ，货车挂高速档时应在 0.30.8s 范围内，低速档时应在 1.00s 内。同步器计算为满足连接件在转动角速度相等以前接和换档，须满足下列条件：F1F2式中，F1-由摩擦力矩 Mm 产生；F2-由锁止面倾斜而产生；r-锁止面平均半径 35mm；1sinMnFRfFrra（5-5）2tanFF（5-6）即tansinFrFRf欲保证锁止和滑动齿套不能继续移动，必须满足tan 即 tansinrfR307sin3586.411 . 00.581.28 满足使用要求。锥面工作长度计算本科生毕业设计（论文）61b=mmpfMmR3 . 6421 . 05 . 114. 3210505222 对于本次设计的江淮轻型货车变速器锁环同步器，欲保证其锁止和移动齿套不能继续移动，必须满足：（5-7）tansinfRr其中 f 为摩擦锥面的摩擦因数，R 为摩擦锥面平均半径，r 为锁止面平均半径， 为锁止面锁止角，为摩擦锥面半锥角。 本科生毕业设计（论文）62第 6 章 变速器操纵机构的设计6.1 对变速器操纵机构的要求 变速器操纵机构能让驾驶员使变速器挂上或摘下某一档，从而改变变速器的工作状态。根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选档和实现换档或退到空档的工作。变速器操纵机构按照变速操纵杆(变速杆)位置的不同，可分为直接操纵式和远距离操纵式两种类型。 为了保证变速器的可靠工作，变速器操纵机构应能满足以下要求： （1）挂档后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合（或滑动齿轮换档时，全齿长都进入啮合）。在振动等条件影响下，操纵机构应保证变速器不自行挂档或自行脱档。为此在操纵机构中设有自锁装置。 （2）为了防止同时挂上两个档而使变速器卡死或损坏，在操纵机构中设有互锁装置。 （3）为了防止在汽车前进时误挂倒档，导致零件损坏，在操纵机构中设有倒档锁装置。6.2 远距离操纵手动换档变速器 在有些汽车上，由于变速器离驾驶员座位较远，则需要在变速杆与拨叉之间加装一些辅助杠杆或一套传动机构，构成远距离操纵机构。这种操纵机构多用于发动机前置前轮驱动的轿车，如桑塔纳 2000 轿车的五档手动变速器，由于其变速器安装在前驱动桥处，远离驾驶员座椅，因此需要采用这种操纵方式。而在变速器壳体上则具有类似于直接操纵式的内换档机构。 另外，有些轿车和轻型货车的变速器，将变速杆安装在转向柱管上。因此，在变速杆与变速器之间也是通过一系列的传动件进行传动，这也是远距离操纵方式，它具有变速杆占据驾驶室空间小，乘坐方便等优点。 本次设计的五档变速器的操纵机构就采用这种形式。本科生毕业设计（论文）636.3 变速器自锁、互锁、倒档锁装置6.3.1 自锁装置自锁装置用于防止变速器自动脱档或挂档，并保证轮齿以全齿宽啮合。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。在变速器盖中钻有三个深，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。6.3.2 互锁装置互锁装置用于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。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上。当移动中间拨叉轴 2 时，轴 2 两侧的内钢球从其侧凹槽中被挤出，而两外钢球则分别嵌入两根拨叉轴的侧面凹槽中，因而将两根拨叉轴刚性地锁止在其空档位置。若欲移动拨叉轴，则应先将拨叉轴退回到空档位置。于是在移动拨叉轴时，钢球便从轴的凹槽中被挤出，同时通过互锁销和其他钢球将轴和轴均锁止在空档位置。同理，当移动拨叉轴时，则两根轴被锁止在空档位置，由此可知，互锁装置：作用的机理是当驾驶员用变速杆推动某一拨叉轴时，即可自动锁止其余的拨叉轴，从而防止同时挂上两个档位。6.3.3 倒档锁装置 倒档锁装置用于防止误挂倒档。常见的锁销式倒档锁装置。当驾驶员想挂倒档时，必须用较大的力使变速杆下端压缩弹簧，将锁销推人锁销孔内，才能使变速杆下端进入拨块的凹槽中进行换档。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，因而可以起到警示注意作用，以防误挂倒档。本科生毕业设计（论文）64图 6.1 变速器倒档锁装置图 6.2 变速器自锁和互锁装置本科生毕业设计（论文）65第 7 章 变速器箱体的设计7.1 箱体零件的结构特点 箱体零件是机器或部件的基础零件，它把有关零件连接成一个整体，使这些零件保持正确的相对位置，彼此能够协调的工作。因此箱体零件的加工精度，将直接影响机器或部件的装配质量，进而影响整机的使用性能和寿命。 对于汽车变速器壳体零件的主要特点是：结构形状复杂，尺寸较大，壁厚较薄，有许多精度要求较高的平面和孔系，此外，还有较多供连接用的螺纹孔。7.2 箱体零件的结构设计原则7.2.1 箱体结构的铸造工艺性设计铸造箱体时，应注意铸造生产中的工艺要求，力求外形简单、壁厚均匀、过度平缓。避免大量的金属局部积聚等。在确定壁厚尺寸时，一定要考虑金属液态流动的通畅性、壁厚不可太薄，对于 HT150 以及 HT200 的最小允许壁厚为 68mm。在采用砂型铸造时，箱体上铸造表面相交处，应设计成圆角过渡，以便于液态金属的流动。设计铸件结构时，还应注意沿拔模方向有 1:20 或1:10 的拔模斜度，以便于造型时的拔模。7.2.2 箱体结构的机械加工工艺性 在设计箱体结构形状时，应尽可能减少机械加工面，以提高劳动生产率和减少刀具的磨损。同一轴心线上的轴承座孔的直径、精度和表面粗糙度尽可能一致，以便一次镗出，既可以缩短工时又容易保证精度。箱体上各轴承座的端面应位于同一平面内，且箱体两侧轴承座端面应于箱体中心平面对称，以便于加工和检验。箱体上任何一处加工表面与非加工表面必须严格分开，不要使它们处于同一表面上，或凸出或凹入，根据加工方法而定。7.3 变速器箱体的附件设计1 检查孔以及检查孔盖 检查孔的位置应开在传动件啮合区的上方，并应有适宜的大小，以便手能本科生毕业设计（论文）66伸入进行检查。检查孔平时用盖板盖住，盖板上应加防渗漏的垫片。盖板可用钢板、铸铁或有机玻璃制造。箱盖上安防盖板的表面进行刨削或铣削，故应有凸台，凸台高度一般取 35mm。2 油面指示装置 油面指示装置的种类很多，有油标尺、圆形油标、长形油标和管状油标等。在难以观察到的地方应该采用油标尺，其上刻有最高和最低油面的标线。长期连续工作的变速箱在油标尺外常装有油标尺套，以便能再不停车的情况下随时检查油面。3 通气器常用的通气器有通气螺塞和网式通气器两种结构型式。清洁环境可选用构造简单的通气螺塞；多尘环境应选用有过滤灰尘作用的网式通气器。通气器尺寸规格视变速器尺寸大小而定。4 放油孔及螺塞 变速器通常设置一个放油孔，也有设置两个的。螺塞有带圆柱细牙螺纹和圆锥螺纹的两种。圆柱螺纹螺塞自身不能防止漏油，因此在螺塞下面要放置一个封油垫片。5 定位销 在确定定位销的位置时，应使两定位销的距离尽量远些，以提高定位精度。为避免箱盖装反，两定位销的位置应明显不对称。除此之外还要照顾到装拆方便并避免与其他零件干涉。本科生毕业设计（论文）67第 8 章 变速器的润滑与密封为了注油和放油，在变速器壳体上设有注油孔和放油孔，注油孔的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最低处，并且放油螺塞采用永久磁性螺塞，目的是吸除油中的金属颗粒，为了使从第一轴或第二轴后支撑的轴承间隙处流出的润滑油在流回变速器壳体内，同时为了防止润滑油流入离合器而影响起摩擦性能，常在变速器壳体前端面的轴承与端盖之间开设回油孔。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。为了减少内摩擦引起的零件磨损和功率损失，必须在壳体内注入齿轮油，采用飞溅形式润滑各个齿轮副、轴与轴承等零件表面。油面高度即由加油口控制。在各档传动齿轮上均钻有径向孔，同时润滑其所在齿轮部位的滚针轴承。为防止润滑油从第二轴后端流到中央制动器的工作表面上，在变速器后盖内装有双层橡胶油封，并在壳体上开有回油孔，以阻止其外泄。在各轴承盖、后盖、上盖及顶盖等结合面间装入密封纸垫。本科生毕业设计（论文）68结 论 本设计是设计江淮帅铃货车变速器。根据老师所给的资料文献，我对汽车变速器进行了仔细的学习，上网搜集相关资料，熟悉后进行设计和计算。然后绘制江淮载货汽车变速器总的二维装配图，绘制部分零件的二维零件图，运用CATIA 软件绘制其三维视图。本次设计的零件的尺寸均符合参数要求，保证汽车有必要的动力性和经济性，换挡迅速、省力、方便，变速器的工作噪音低，变速器应当有高的工作效率，改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以便能适应经常变化的行驶条件，同时保证发动机在有利的条件下工作；在发动机旋转方向不便的情况下使汽车倒向行驶；利用中断动力传递使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。 本次设计该型货车变速器，选用中间轴式；采用 5+1 档；各档位均采用常啮合斜齿轮传动方案；采用锁环式同步器换挡；一轴后端采用深沟球轴承，二轴后端采用深沟球轴承，前端采用滚针轴承，中间轴前后两端均采用圆柱滚子轴承；采用远距离操纵机构；操纵机构中设有自锁装置，互锁装置，倒挡锁装置；采用飞溅润滑。对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用同步器挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了五档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求。本科生毕业设计（论文）69参考文献1 郑明国. 汽车机械式变速器现代设计方法应用研究D.吉林大学，20072 成大先.机械设计手册 化学工业出版社. 20023 刘惟信.汽车设计.清华大学出版社.20014 陈家瑞.汽车构造（下册）.机械工业出版社.20095 邱彦龙. 国产汽车维修调整数据手册. 机械工业出版社.20016 汽车工程手册 . 自动车技术会小林明等 . 北京：机械工业出版社，19847 冯国胜.杨绍普 车辆现代设计方法 第一版北京：科学出版社，2006.68 孙卫静. 轻型货车变速器设计平台研发D.武汉理工大学，20109 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)，2004，03:377-38010 刘宏新CATIA 工程结构分析 CAE北京：机械工业出版社，201311 王望予.汽车设计 第 4 版.北京：机械工业出版社，201112 詹熙达CATIA V5R20 工程图教程北京：机械工业出版社，201313 赵桂范.郭亚昌，柳东威基于啮合过程的渐开线直齿圆柱齿轮接触应力分析机械设计与制造，2008，(3)：52-5414 张雪文.ZHANG Xuewen 微型货车中间轴式手动变速器设计分析期刊论文-汽车零部件 201115 丁旭东.Ding Xudong CA1040 型汽车变速器设计期刊论文-电子测试 2015(12)16 Jibin Paul, K.,Vivek Ramesh,Ganesh N Adiga et al.Design of a Single Rail Internal Gear Shift System for a 5 Speed Manual TransmissionC./SAE 2013 world congress and Exhibition: April 16-18, 2013, Detroit, Michigan, USA.2013:15151-15155.17Timothy. Maxwell. Manual Transmissions. Advanced Vehicle Engineering Laboratory Texas Tech University，2005本科生毕业设计（论文）70致 谢首先，我要感谢我的导师杜宪峰，杜老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样，起到了指明灯的作用；杜老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪，让我很快就感受到了设计的快乐并融入其中，其次我要感谢同组同学对我的帮助和指点没有他们的帮助和提供资料，没有同学们的鼓励和加油，这次毕业设计就不会如此的顺利进行。此次毕业设计历时三个月是我大学学习中遇到过的时段最长、涉及内容最广、工作量最大的一次设计，用杜老师的一句话概括就是这次毕业设计相当如是把以前的小课程设计综合在一起的过程，只要把握住每个小课设的精华、环环紧扣、增强逻辑，那么这次的任务也就不难了。我此次的任务是做江淮轻型货车变速器设计，虽说杜老师说的话让此次的毕业设计看起来不是那么的可怕，但是当我真的开始着手时，还的确是困难重重，俗话说的好磨刀不误砍柴工，当每次遇到不懂得问题时，我都会第一时间记在本子上面，然后等答疑的时候问杜老师。杜老师对于我提出来的问题都一一解答，从来都不会因为我的问题稍过简单加以责备，而是一再的告诫我做设计该注意的地方，从课题的选择到项目的最终完成，老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。杜老师真正起到了传道授业解惑疑的作用，让人油然而生的敬佩。除此之外，我们组和杜老师还有另外两个交流途径：打电话和上网，为此老师还特意建立一个群，以便大家第一时间接收到毕业设计的最新消息和资料，每次大家都在群不亦乐乎的讨论着毕业设计的事情。多少个日日夜夜，老师不仅在学业上给我以精心指导，同时还在思想、生活上给我以无微不至的关怀。除了敬佩杜老师的专业水平外，他们的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。在此谨向杜宪峰老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意，在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助。在这里请接受我诚挚的谢意！最后我还要感谢汽车学院和我的母校辽宁工业大学四年来对我的栽培。本科生毕业设计（论文）71附 录TransmissionsTransmissionsTransmissions have to compromise on either ride comfort or efficiency, but a new approach to the dog engagement gearbox could improve both. With tightening emissions regulations, carmakers are not just confining their efforts to improving combustion and after-treatment. Many are finding that modern engines are so advanced that the benefits of some engine technologies are small compared to the huge development costs involved. Its important to look at the whole vehicle in order to improve emissions. As the second most expensive piece of kit in the car, the transmission is the logical next place to look. Of all transmission technologies, the manual gearbox is the most efficient; around 96percent of the energy that is put in comes out of the other end. But not everyone can drive one or wants to. Because you have to dip the clutch pedal, its less comfortable to drive in heavy traffic. It makes the driver tired and the torque interruptions head-nod effect on passengers can be wearing. The drivers clutch control and corresponding torque interruptions are also the manuals weak point. When accelerating up through the gearbox, each up-shift requires the driver to cut the torque momentarily by lifting the gas pedal and dipping the clutch. It may just take a second to complete the operation, but during this time the vehicle is losing speed and acceleration. At the opposite and of the spectrum is the traditional automatic. Its shift quality is good thanks to its torque converter, but efficiency is relatively poor despite recent advances. Because of this ,a lot of the current research is trying to find an efficient alternative to the conventional automatic. The main technologies are continuously variable transmissions (CVTs); dual clutch transmissions(DCTs) and automated manual transmissions(AMTs).They all offer different benefits over the conventional planetary automatic. The CVT uses a belt chain or toroidal shaped dish drive to vary an infinite number of gear ratios. It has improved efficiency and cost when compared to conventional automatics.Its advantage comes from its simplicitu. It consists of very few components; usually a rubber or metal-link belt; a hydraulically operated driving 本科生毕业设计（论文）72pulley, a mechanical torque-sensing driving pulley, microprocessors and some sensors. The transmissions works by varying the distance between the faces of the two main pulleys.The pulleys have V-shaped grooves in which the connecting belt rides. One side of the pulley is fixed axially; the other side moves, actuated by hydraulics. When actuatec, the cylinder can increase or reduce the amount of space between the two sides of the pulley. This allows the belt to ride lower or higher along the walls of the pulley, depending on driving conditions. This changes the gear ratio. A torodial-type design works in a similar way but runs on discs and power-rollers. The stepless nature of its design is CVTs biggest draw for automotive engineers. Because of this, a CVT can work to keep the engine in its optimum power range, thereby increasing efficiency and mileage. A CVT can convert every point on the engines operating curve to a corresponding point on its own operating curve. The transmission is most popular with Japanese carmakers and Japanese supplier JATCO is a major producer. But in the US and Europe driving styles are different. Uptake has been slow despite Audi and other manufacturers having offered CVT otions on their ranges. The DCT is, in effect, two manual gearboxes coupled together. Gear shifts are made by switching from one clutch on one gearbox to another clutch on the other. The shift quality is equal to a conventional automatic, but slip, fluid drag and lydraulic losses in the system result in only slightly improved efficiency and acceleration over the conventional planetary automatic. Developing the control strategy is costly too. Recent advances in conventional automatic technology have weakened the argument to develop and set up production for CVT or DCT. says Bill Martin, managing director of transmission firm zeroshift. Some carmakers have cancelled DCT projects because of the cost. The cheapest way to build an automatic is with an AMT. AMTs use actuators to replace the clutch pedal and gear stick of a conventional manual. They keep the high efficiency and acceleration of a manual gearbox, but the shift quality on some models is lacking. Torque interruptions and the head-nod effect are the most common complaint. so what is the alternative? There are always new ideas in transmissions, but Zeroshift says that its technology has efficiency benefits over a manual, delivering fuel economy improvements to city driving. Shift quality can also be equal to that of a refined automatic.本科生毕业设计（论文）73 Zeroshifts approach is an upgrade to the AMT. The synchromesh is replaced with an advanced dog enqaqement system. Dog engagement has been used for many years in motor sport to allow fast shifts. Conventional dog boxes are unsuitable for road use as the large spaces between the drive lugs or dogs create backlash, an uncomfortable shunt caused by the sudden change in torque direction. Zeroshifts technology solves this problem by adding a second set of drive dogs. It has also made each of the two sets of dogs only capable of transmitting torque in one or other opposing directions. By controlling the engagement and disengagement of the two sets you can shift into the new gear befor disengaging the previous gear, says Martin. The shift quality is smoother than a typical modern six-speed automatic luxury car. The shift is instant and the torque is not interrupted.This philosophy is used for both up and down shifts. In conventional AMT there is an emissions spike during a shift due to the need to back off and reintroduce throttle, this is eliminated by going seamless, says Martin. This also reduces fuel consumption. It is a relative newcomer to the transmission sector, but the firm says that it is already attracting the attention of major European and US carmakers. The big draw is as a low-cost alternative to DCT, says Martin. Because the manual gearbox architecture is largely maintained, production costs and complexity are not greater than for a conventional AMT. Development of the controls side is also considerably cheaper. Music to the ears of engineers trying to cut emissions and costs. Most of the carmakers have seen the system at least once, says Martion. Some signed us immediately. Some have said not yet. None have said no. That may be the clearest sign yet that when it comes to powertrain developments, carmakers are starting to focus on the transmission.How ZWROSHIFT Works The hardware consists of two sets of bullets. mounted and actuated on two independent bullet rings. both sets of bullets run on the common hub, which is attached to the shaft with splines. Each bullet has a special profile. On one side they have an angled face for engagement. These are diagonally opposed, allowing the bullet to have a drive 本科生毕业设计（论文）74function for one gear and an overrun function for the other gear. The engagement faces taper backwards slightly to ensure the bullet latches onto the engaged gear under load. the opposite corners have a ramp, which pushes the bullet out of the previous gear once the new gear has been engaged. In neutral both bullet rings are positioned midway between the ratios. To select first gear, the bullets are moved into mesh with the engagement dogs.The bullets are actuated via shift forks conected to the shift actuators. The driving bullets lock first gear to the output shaft and transfer torque from the gearwheel onto the output shaft. The first gear overrun bullets are also moved into gear to lock the wheel to the output shaft in the opposite direction. This transfrs torque from the gearwheel onto the output shaft when the throttle closes and the engine overruns. This eliminates the backlash youd expect from a dog engagement gearbox. To shift up with an open throttle, first gears overrun bullets are unloaded and move in to engage second gear. This is followed by the previous driving ring which becomes unloaded when second gear is taken up. If the bullet is stopped from engaging fully-dog-face to dog-face-the second gear wheel opens an engagement window due to the relative speed difference. With the bullet pushed against the engagement dog compliance between the fork and actuator allows the stored energy to fire the bullet into the window. The first gear overrun bullets have now become the second gear drive bullets. As second gear takes over, the load is removed from the first gear drive bullets. These bullets are now no longer held by their retention angie and can be either moved out of gear by actuators or pushed out of gear by contact with the ramp face of the bullet. The first gear drive bullets then move across into engagement with second gear. In second gear, the roles of the bullets are reversed.Audi RoadjetAudi plans to add comfort, luxury and practicality without increasing emissions. The Roadjet concept, first shown at Detroit in January 2006,indicates a number of technical directions that Audi going to take in the coming year. The firm is focusing on interior design, powertrain, chassis, electronics and safety innovations.These new directions will help Audi strengthen its position in the sub-luxury market that it previously had to itself. Audi has two main tactics to attract new 本科生毕业设计（论文）75customers in the US. It is breaking into the sports utility vehicle(SUV)and compact utility vehicle(CUV)markets.It also introduces new luxury and lifestyle features to strengthen its position in the US; sales there still lag behind those of BMW, Lexus and Mercedes-Benz. The recently launched Q7 off-road luxury vehicle is a late bid to capitalise on the SUV boom.In Europe, the carmakers technical innovations such as aluminium construction, four-wheel-drive, and novel powertrain technologies have been successful. But if Audi wants to increase its US market share, it needs to innovate in those areas valued by American customers: comfort, luxury and practicality.Audis designers have focused on this in the interior. They have devised a new wrap-around instrument panel shape to replace the more functional design in existing models. They have expanded the vehicles multi-media interface (MMI)control system, used for cruise control, suspension, climate and entertainment separate controls. Combined with an upgraded climate system, occupants can set their own individual climate settings.Soft, warm, earthy colours are used in the Roadjet to create a feeling of well-being. The concept uses high quality functional materials: the upholstery is fine leather; the floor is neoprene. The space between the rear seats can house a range of optional equipment: the show car featured an espresso coffee machine. Storage boxes and baby carriers are more realistic alternatives.To enhance practicality, the rear seats slide backwards and forwards diagonally to increase shoulder and leg-room or rear load space. When the rear seats are in their most forward position, an oblique-facing child seat can be used behind the seats.Roadjets load bay features an eletrically extending load floor to ease loading, offering unmerous lashing points to secure luggage items. The sliding seats and extending load floor are very likely to enter production on Audis Q5 and A4 models.To heighten the sense of luxury, the concept uses a costly 1,000W Bang & Olufsen sound system with 14-speakers.This incorporates a digital voice support function that uses microphones and the cars speakers to pick up and amplify passengers voices to ensure clear conversation even at high speeds.In a bid to improve road safety, convenience and traffic management, carmakers are working to common standards to develop a new in-car system to talk to other cars and roadside wireless olcal area networks. In traffic jams, bad weather or accident 本科生毕业设计（论文）76situations, cars send information to emergency services, other cars and traffic computers. The Roadjet concept featres previews such a system.The weight of all the new electronics and luxury equipment in this segment, combined with customers growing demand for power is having a negative effect on exhaust emissions and fuel consumption. Audi is looking at sophisticated technical solutions to balance the equation.Roadjets 3.2-litre gasoline direct injection engine is based on an existing engine but features a new fixed intake manifold with an integral vacuum reservoir to increase its output. This is combined with a two-stage cam operated variable valve lit technology to increase output.Despite the sports car performance, the Roadjets overall fuel consumption is slightly lower than the current A4 Quattro 3.2FSI.The valve train technology, due to enter production later in 2006,lets the engine perform economically and smoothly during normal driving, switching automatically to more responsive, more powerful characteristics when the driver demands.Roadjet also has the first Audi application of speeddependent variable ratio dynamic steering for a stable highspeed motorway ride but with enhanced control on twisty country roads. Electronically-controlled variable rate dampers automatically adjust from soft and comfortable to firm and sporty to enhance safety and handling.Audis engineers have electronically linked all of these systems to create three driver-selectable programmes: dynamic, comfort and sport. Each programme adjusts the dampers, steering, gearbox and engine eletronics to give different driving experiences.Roadjets body styling
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