东风1254汽车变速器设计-十二档手动变速器【含8张CAD图纸+PDF图】
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本科学生毕业设计东风1254汽车变速器设计系部名称： 汽车与交通工程学院专业班级： 车辆工程 B06-1班 学生姓名： 许龙辉 指导教师： 纪峻岭 职 称： 副教授 黑 龙 江 工 程 学 院二一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign Of Dongfeng 1254 Auto Transmission Candidate:Xu LonghuiSpecialty: Vehicle EngineeringClass: B06-1Supervisor: Associate Prof. Ji JunlingHeilongjiang Institute of Technology20010-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统。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。本文设计研究了中间轴式十二挡手动变速器，其目的是基于机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握，并利用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等五项内容。同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科知识对中间轴式十二档变速器进行设计。首先，本文将概述变速器的现状和发展趋势，介绍变速器领域的最新发展状况。其次，对工作原理做了阐述，对不同的变速器传动方案进行比较，选择合理的结构方案进行设计。再次，对变速器的各挡齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算,并为为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。最后，本文将对变速器换档过程中的重要部件同步器以及操纵机构进行阐述，讲述同步器的类型、工作原理、设计方法以及重要参数。关键词： 变速器；传动比；参数；设计计算；校核ABSTRACTTransmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency. This design study of the three-axis 12-speed manual transmission, the purpose is based on mechanical principles, mechanical design, AutoCAD and other knowledge and mastery of the use of skilled and using Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design.Key words: Transmission；Transmission Ratio；Parameters；Design and Calculation；Checking；Shaft；GearII目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 汽车变速器概述11.2 课题研究现状、设计的目的和意义11.2.1 研究现状11.2.2 设计目的意义21.3 汽车变速器现状和发展趋势21.4 变速器的特点和设计要求及内容31.4.1 变速器设计的主要内容3第2章 变速器传动机构布置方案52.1.变速器的选择52.1.1 结构工艺性52.1.2 变速器的径向尺寸52.1.3 变速器齿轮的寿命52.1.4 变速器的传动效率52.2.倒挡布置方案52.3. 零、部件结构方案分析62.3.1 齿轮形式62.3.2 换挡机构形式72.3.3 自动脱挡72.4 本章小结8第3章 变速器主要参数的选择及齿数的分配93.1概述93.2 挡数93.3传动比范围93.4变速器各挡传动比的确定93.5中心距A113.6齿轮参数123.6.1 模数123.6.2 压力角133.6.3螺旋角133.6.4 齿宽133.6.5 齿顶高系数133.7各挡齿轮齿数的分配143.7.1 确定七档挡齿轮的齿数143.7.2 确定常啮合传动齿轮163.7.3 确定其他各挡的齿数183.8 本章小结33第4章 齿轮校核344.1齿轮材料的选择原则344.2 计算各轴的转矩344.3轮齿强度计算364.3.1 轮齿弯曲强度计算364.3.2 轮齿接触应力414.4 本章小结45第5章 变速器轴和轴承的设计计算465.1变速器轴的轴径和轴长设计计算465.2 变速器轴的强度计算475.2.1 齿轮和轴上的受力计算485.2.2 轴的强度计算495.2.3 轴的刚度计算535.3变速器轴承的选择和校核565.3.1 第二轴轴承的选择和校核565.3.2 中间轴轴承的选择和校核575.4 本章小结58第6章 同步器和操纵机构的设计及格选用596.1 同步器的设计596.1.1 锁销式同步器596.1.2 锁环式同步器606.1.3 同步器主要尺寸的确定616.1.4 同步器主要参数的确定646.2 变速器操纵机构的设计666.2.1 变速器操纵机构的要求及分类666.2.2 变速器操纵机构分析676.3 变速器箱体的设计686.4 本章小结69结论70致谢71参考文献72附录73第1章 绪 论1.1 汽车变速器概述变速器用于改变发动机曲轴的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下，满足驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。随着汽车工业的不断发展，今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。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，倒挡安全装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同步器可使换挡轻便，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，不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性，使汽车和发动机有良好的匹配性。1.2 课题研究现状、设计的目的和意义1.2.1 研究现状重型汽车的装载质量大，使用条件复杂，欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，则必须扩大传动比范围并增多档数。传统结构三轴式变速器的最大容量：档位数一般最多蛤能布置到6个前进档和一个倒档，最大输出扭矩约为8400Nm。近年来重型汽车需要更多档位（8-16个）前进档，需要爬行档（最低档）速比为10-17。显然传统结构变速器远不能满足需求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合机械变速器的组成是在传统变速器（称主箱）后部（或前部）加装一个副变速器（称副箱，一般为两档），将主箱的档位数增加一倍，所增加档位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘积，而齿轮对数小于档位数，因此箱体尺寸大为缩小，轴的长度减短，刚度增大，并且增大了变速器的容量。1.2.2 设计目的意义 重型货车装载数十吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。大家都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。从我国的具体情况来看，机械式变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是用机械式变速器的，他们对机械式变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。1.3 汽车变速器现状和发展趋势现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。而自动变速器技术得到了迅速发展。目前，国内变速器厂商都向着无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器，而重型多挡位汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。无级变速器又称为连续变速式无级变速器(Continuously Variable Transmission简称CVT) 。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是,人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力,各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的研究的终极目标。在今后，摩擦传动CVT；液力传动；电控机械式自动变速器(Automated Mechanical Transmission简称AMT)；齿轮无级变速器（Gear Continuously Variable Transmission）是围绕着汽车变速箱四个主要的研究方向。 齿轮无级变速器（Gear Continuously Variable Transmission）这是一种全新的设计思想，是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。 据最新消息：一种齿轮无级变速装置(Gear Continuously Variable Transmission简称G-CVT)已经试制成功，并已经进行了多次样机试验。齿轮无级变速装置结构相当简单，只有不足20种非标零件，51个零件，生产成本甚至低于手动变速箱。预计今年进行装车试验。齿轮无级变速器的优势表现为： (1) 传动功率大200KW的传动功率是很容易达到的； (2) 传动效率高，90%以上的传动效率是很容易达到的； (3) 结构简单，大幅度降低生产成本，相当于自动变速箱的1/10； (4) 对汽车而言，提高传动效率，节油20%；(5) 发动机在理想状态下工作，燃料燃烧完全，排放干净，极大的减少了对环境的破坏。1.4 变速器的特点和设计要求及内容在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计,在给定的发动机最大转矩、转速及最高车速、发动机标定功率等条件下，主要完成变速器机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。在本设计中主要设计是带有主副变速箱的中间轴式十二档变速器。主箱是中间轴式六档的变速器，采用惯性锁环式同步器，最高档位为直接档1。副箱采用一对直接档齿轮传动和一对减速档齿轮传动并采用锁销式同步器来改变传动比 。从而使挂入副箱减速档时或得通过减速齿轮后的六个减速档位。对于变速器的要求： （1）保证汽车有必要的动力性和经济性；（2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；（3）设置倒档，使汽车能到推行驶；（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。工作可靠；（6）汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档以及换挡冲击等现象发生；（7）变速器应当有高的工作效率；（8）变速器的工作噪声要低。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求，满足汽车有必要的动力性和经济性指标。1.4.1 变速器设计的主要内容：本次设计主要是依据给定的重型货车有关参数，通过对变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动12档变速器。本文主要完成下面一些主要工作：1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿数的分配；2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验；3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析；4、变速器轴承的选择及校核；5、同步器的设计选用和参数选择；6、变速器操纵机构的设计选用；7、变速器箱体的结构设计设计。 第2章 变速器传动机构布置方案2.1.变速器的选择2.1.1 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，而当发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。2.1.2 变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有二对齿轮副。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。2.1.3 变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低挡齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作次数比大齿轮要高的多，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，因此寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不影响齿轮寿命。2.1.4 变速器的传动效率两轴式变速器，虽然可以有等于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、重型载货汽车则多采用中间轴式变速器。因此设计的变速器采用中间轴式6。2.2.倒挡布置方案倒挡布置应注意以下几点：（1）倒挡齿轮在非工作位置时，不得与第二轴的齿轮有啮合现象；（2）换入倒挡时不得与其他齿轮发生干涉；（3）倒挡轴在变速器壳体上的支承不得与与中间轴的齿轮相碰。图2.1为常见的倒挡布置方案。图2.1a方案主要用于小客车上。图2.1b方案用于四挡直齿滑动齿轮的变速器上。(a) 小客车常用 (b) 直齿滑动啮合四挡 (c) 多数五挡采用 (d) c方案的改进 (e) 前进挡常啮合 (f) 前进挡常啮合 (g) 一、倒挡各用一跟拨叉轴图2.1挡布置方案图2.1d方案是对c的修改。图2.1e用于所有前进档都是常啮合的变速器上。图2.1f也是用于所有前进档都是常啮合的变速器上.为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.1g方案；缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器盖中的操纵机构复杂一些。倒档结构方案的选择，应根据其它档布置情况。力求位置合理并缩短变速器的轴向长度。综合以上几种变速器倒挡布置方案，选择图2.1f为变速器的倒挡布置方案7。2.3. 零、部件结构方案分析2.3.1 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；缺点是制造时稍有复杂，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挡和倒挡。一挡、二挡和倒挡齿轮用直齿，其他挡齿轮用斜齿轮。（a）直齿滑动齿轮换挡 （b）啮合套换挡 （c）同步器换挡图2.2 换挡机构形式2.3.2 换挡机构形式如图2.2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。直齿滑动齿轮换挡要求驾驶员有熟练的操作技术（如两脚离合器）才能使换挡时齿轮无冲击；换挡行程长，换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡已很少使用。啮合套换挡不能消除换挡冲击，而且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力矩增大。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。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，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。2.3.3 自动脱挡由于接合齿磨损、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：(a) 接合齿位置错开 (b) 齿厚切薄 (c) 工作面加工成倒锥角图2.3 防止自动脱挡的措施（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2.3b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挡的轴向力，如图2.3（c）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。2.4 本章小结本章首先对比了两轴式和中间轴式的优、缺点，由于中间轴式变速器的结构工艺性、变速器径向尺寸、变速器齿轮的寿命、变速器传动效率好于两轴式,因此设计的变速器选择中间轴式；接着本章确定了倒挡布置方案；然后对零部件的结构方案进行了分析，即对齿轮及换挡机构的形式进行了分析；最后对倒挡的布置方案以及防止自动脱挡进行了设计。 第3章 变速器主要参数的选择及齿数的分配3.1概述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、比功率越小，变速器的传动比范围越大。表3.1尤尼克2764基本参数整备质量最大总质量最高车速最大爬坡度最大功率最大扭矩轮胎变速器挡数后桥速比9055kg25000kg90km/h30%1911025N.m10.00R20126.333.2 挡数近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用45个挡或多挡。载质量在2.03.5t的货车采用五挡变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。本设计采用十二挡变速器。 3.3传动比范围变速器传动比是指变速器最高挡与最低挡传动比的比值。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，其他商用车则更大。3.4变速器各挡传动比的确定初选传动比：设12挡为直接挡，则 =1 = 0.377 式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最小传动比 主减速器传动比=9549 （转矩适应系数=1.11.3）所以，=9549=231.32r/min 由上述两两式取=2400 r/min=0.377=5.107双曲面主减速器，当6时，取=90%轻型商用车在5.08.0范围，=96%， =90%96%=86.4%最大传动比的选择：满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式 汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为 即，式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，发动机最大转矩，=1025N.m；主减速器传动比，=5.107传动系效率，=86.4%；车轮半径，=0.508；滚动阻力系数，对于货车取=0.02；爬坡度，取=16.7 计算得8.43 满足附着条件。 在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75即12.38 得8.4312.38；传动比大于10取=11.64其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则， 式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：= =1.25所以其他各挡传动比为：=11.64， =9.31，=7.45，=5.96 ， =4.77，=3.81，=3.05， =2.44 ，=1.95，=1.56，=1.25，=13.5中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式 因为该变速器为主副箱变速器，需根据主变速器来确定中确定。则：式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，多档变速器：=9.511.0；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比， =3.05；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=1025N.m 。 则， =136.99158.62初选中心距=153mm。3.6齿轮参数3.6.1 模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。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1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。表3.2汽车变速器齿轮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3.3汽车变速器常用齿轮模数一系列1.0002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50根据表3.2及3.3，齿轮的模数定为5.0mm。3.6.2 压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。 3.6.3螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡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。货车变速器螺旋角：1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24，其余挡斜齿轮螺旋角24。3.6.4 齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，斜齿，取为6.08.5。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm。3.6.5 齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。 3.7各挡齿轮齿数的分配图3.1 齿轮传动方案如图3.1所示为主变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。3.7.1 确定七档挡齿轮的齿数 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12-17之间选用，最小为12-14，取=17，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为 为了求，,的齿数，先求其齿数和， 斜齿 =55.90取整为56即=-=56-17=39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，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=153.25mm取整为A=154mm。对七挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos=0.398 =21.71 啮合角 ： cos=0.925 =22.20变位系数之和 =0.45查变位系数线图得： 计算精确值：A= 计算七挡齿轮11、12参数：分度圆直径 =539/cos24.62=214.52mm =517/cos24.62=93.51mm齿顶高 =3.65mm =5.60mm 式中：=（154-153.25）/5=0.15 =0.45-0.15=0.30齿根高 =6.10mm =4.15mm齿全高 =9.75mm齿顶圆直径 =221.82mm =104.71mm齿根圆直径 =203.32mm =85.21mm3.7.2 确定常啮合传动齿轮 取 =1.33常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 = =56.27得=24.15，=32.12取整为=24，=32，则：=2.063.05对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 =153.25mm端面压力角 tan=tan/cos=0.398 =21.71端面啮合角 = 变位系数之和 = =0.45查变位系数线图得： 计算精确值：A= 常啮合齿轮数：分度圆直径 =132.01mm =176.02mm齿顶高 =（1+0.30-0.3）5=5mm =（1+0.15-0.3）5=4.25mm 式中：=（154-153.25）/5=0.15 =-0.45-0.15=0.3齿根高 =（1+0.25-0.3）5=4.75mm =（1+0.25-0.15）5=5.5mm齿全高 =9.75mm齿顶圆直径 =142.01mm =184.52mm齿根圆直径 =122.51mm =165.02mm3.7.3 确定其他各挡的齿数（1）八挡齿轮为斜齿轮，模数与七挡齿轮相同，初选=18 =1.83 =58.58得=37.88，=20.7取整为=37，=21则，=2.35=2.44对八挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =152.63mm端面压力角 tan=tan/cos =20.96端面啮合角 = 变位系数之和 =0.48查变位系数线图得： 0.48 =0.36 =计算精确值： =19.68八挡齿轮参数：分度圆直径 =196.60mm =111.58mm齿顶高 =4.57mm =5.77mm 式中：=0.274 =0.206齿根高 =5.4mm =4.7mm齿全高 =9.97mm齿顶圆直径 =205.74mm =123.12mm齿根圆直径 =185.3mm =102.68mm（2）九挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选=18 =1.46 =58.58得=34.72，=24.13取整为=34，=24则，=1.90=1.95对九挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =152.63mm端面压力角 tan=tan/cos =20.96端面啮合角 = 变位系数之和 =0.48查变位系数线图得： 0.48 =0.31 =计算精确值： =19.68九挡齿轮参数：分度圆直径 =180.66mm =127.52mm齿顶高 =4.82mm =5.52mm 式中：=0.27 =0.206齿根高 =5.4mm =4.7mm齿全高 =10.22mm齿顶圆直径 =190.3mm =138.56mm齿根圆直径 =169.86mm =118.12mm（3）十挡齿轮为斜齿轮，初选=20 = =1.17 得=31.25，=26.63 取整=31，=27 = =1.53=1.56对十挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =154.25mm端面压力角 tan=tan/cos=0.387 =21.16端面啮合角 =0.930 变位系数之和 =0.2查变位系数线图得： =0.12 =0.48-0.3=0.08计算精确值： 十挡齿轮5、6参数：分度圆直径 =164.72mm =143.46mm齿顶高 =4.15mm =4.35mm 式中：=-0.05 =0.25齿根高 =5.85mm =5.65mm齿全高 =10mm齿顶圆直径 =173.02mm =152.16mm齿根圆直径 =153.02mm =132.166mm（4）十一挡齿轮为斜齿轮 = =0.94 得 =27.66，=29.44 取整=28，=29则： = =1.28=1.23对十一挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =153.72mm端面压力角 tan=tan/cos=0.392 =21.43端面啮合角 =0.929 变位系数之和 =0.35查变位系数线图得： =0.2 =-0.22-0.16=0.15精确值=十一齿轮3、4参数：分度圆直径 =151.35mm =156.59mm齿顶高 =4.53mm =4.28mm 式中：=0.056 =0.294齿根高 =5.25mm =5.5mm齿全高 =9.78mm齿顶圆直径 =160.41mm =165.15mm齿根圆直径 =140.85mm =145.59mm（5） 确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=16，=10，则：=78mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮14和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮13的齿顶圆直径应为 =21546(10+2)1=235mm =2=39.1为了保证齿轮13和14的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取=38计算倒挡轴和第二轴的中心距 = =162mm计算倒挡传动比 =5.07 分度圆直径 =386=228 mm 106=60 mm 166=96 mm齿顶高 3.6 mm = 3.6 mm =8.4 mm齿根高 =9.9 mm =9.9 mm=5.10 mm齿全高 =13.5mm齿顶圆直径 =235.2mm =67.2mm=112.8mm齿根圆直径 =208.2 mm =40.2 mm =85.8 mm（6） 确定副变速箱低速挡齿轮的齿数 取=17，齿轮为斜齿轮。低速档传动比为 为了求，的齿数，先求其齿数和，初选=25 斜齿=55.8取整为56即=-=56-17=39对齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos=0.402 =21.89 啮合角 ： cos=0.931 =21.39变位系数之和 =0.28查变位系数线图得： 计算精确值：A= 计算一挡齿轮18、19参数：分度圆直径 =539/cos24.62=214.52mm =513/cos24.62=93.51mm齿顶高 =2.45mm =5.05mm 式中：=（154-154.53）/5=-0.11 =0.28+0.11=0.39齿根高 =6.85mm =4.25mm齿全高 =9.30mm齿顶圆直径 =219.42mm =103.61mm齿根圆直径 =200.82mm =85.01mm（7） 确定副变速箱常啮合传动齿轮副的齿数（=25）求出常啮合传动齿轮的传动比 =1.66常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 = =55.8得=20.97，=34.83取整为=21，=35，则：=3.823.81对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 =154.53mm端面压力角 tan=tan/cos=0.407 =21.89端面啮合角 变位系数之和 = =0.28查变位系数线图得： 计算精确值 常啮合齿轮参数：分度圆直径 =115.51mm =192.52mm齿顶高 =（1+0.31+0.29）5=4.55mm =（1-0.67+0.29）5=2.95mm 式中：=（96-96.28）/5=-0.07 =-0.36+0.07= -0.29齿根高 =（1+0.25-0.31）5=4.75mm =（1+0.25+0.67）5=6.35mm齿全高 =9.30mm齿顶圆直径 =124.61mm =198.42mm齿根圆直径 =106.01mm =179.82mm3.8 本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。第4章 齿轮校核4.1齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，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，细化材料晶面粒。4.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩为1025N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。第一轴： =102598%96%=964.32N.m中间轴 ： =964.3296%99%32/24=1221.99N.m第二轴 ： =1221.990.960.9939/17=2664.34 N.m=1221.990.960.9937/21=2046.24 N.m=1221.990.960.9934/24=1645.29 N.m=1221.990.960.9931/27=1333.44 N.m=1221.990.960.9928/29=1121.33 N.m=1221.990.96=1173.11 N.m第二轴是主变速器输出轴也是副变速器输入轴。第二中间轴轴：=2664.340.960.9935/21=4220.31 N.m=2046.240.960.9935/21=3241.56 N.m=1645.290.960.9935/21=2606.14 N.m=1333.440.960.9935/21=2112.17 N.m=1121.330.960.9935/21=1776.19 N.m=1173.110.960.9935/21=1858.21 N.m第三轴 ： =4220.310.960.9939/17=9200.28 N.m=3241.560.960.9939/17=7066.6 N.m=2606.140.960.9939/17=5681.39 N.m=2112.170.960.9939/17=4604.53 N.m=1776.190.960.9939/17=3872.09 N.m=1858.210.960.9939/17=4050.90 N.m倒档轴： =1221.990.960.9916/10=1858.21 N.m4.3轮齿强度计算4.3.1轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿轮弯曲应力图4.1 齿形系数图式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；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，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如上图4.1当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮13，14，15的弯曲应力 =38，=10，=16，=0.161，=0.141，=0.11，=1858.21N.m，=1221.99N.m =418.96MPa400850MPa =681.09MPa400850MPa = = 714.30MPa400850MPa2、斜齿轮弯曲应力式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。（1）计算七挡齿轮11，12的弯曲应力 ，=39，=17，=0.118，=0.155，=2664.34N.m，=1221.99N.m，=24.62，=7.0 =204.13MPa100250MPa =198.65MPa100250MPa（2）计算八挡齿轮9，10的弯曲应力 ，=37，=21，=0.18，=0.15，=2046.24N.m，=1221.99N.m，=19.68，=7.0 =179.35MPa100250MPa =214.65MPa100250MPa（3）计算九挡齿轮7，8的弯曲应力=34，=24， =0.141，=0.142，=1645.29N.m，=1221.99N.m，=19.68，=7.0 =158.71MPa100250MPa =165.82MPa100250MPa（4）计算十挡齿轮5，6的弯曲应力=31，=27，=0.150，=0.157，=1333.44N.m，=1221.99N.m，=19.68，=7.0 =117.92MPa100250MPa =118.54MPa100250MPa （5）计算十一挡齿轮3，4的弯曲应力=28，=29，=0.142，=0.118，=1121.33N.m，=1221.99N.m，=22.28，=7.0 =97.82MPa100250MPa =123.66MPa100250MPa（6）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力=24，=32， =0.153，=0.113，=964.32N.m，=1221.99N.m，=24.62，=6.0 = =103.63MPa100250MPa = =133.35MPa100250MPa4.3.2 轮齿接触应力 （4.3）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、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见表4.1。弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽表4.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算七挡齿轮11，12的接触应力=2664.34N.m，=1221.99N.m， ， =2154/（2.38+1）=56.80mm，=2.3856.80=135.22 mm=11.59mm=27.52mm =1120.35MPa19002000MPa=1148.07MPa19002000MPa（2）计算八挡齿轮9，10的接触应力=2046.24N.m，=1221.99N.m， ， =2154/（1.76+1）=111.59mm，=1.76111.59=196.4mm=17.34mm=31.52mm =1720.35MPa19002000MPa =1937.54MPa19002000MPa（3）计算九挡齿轮7，8的接触应力=1645.29N.m，=1221.99N.m，=2154/（1.42+1）=127.27mm，=1.42127.27=180.72mm=15.09mm=23.99mm =918.96MPa19002000MPa=942.74MPa19002000MPa（4）计算十挡齿轮5，6的接触应力=1333.44N.m，=1221.99N.m，=2154/（1.15+1）=143.26mm，=164.74mm=18.22mm=19.13mm =805.52MPa13001400MPa=828.05MPa13001400MPa（5）计算十一挡齿轮3，4的接触应力=1121.33N.m，=1221.99N.m，=2154/（0.97+1）=156.35mm，=0.97156.35=151.65mm=23.31mm=14.13mm =736.12MPa13001400MPa=751.24MPa13001400MPa（6）常啮合齿轮1，2的接触应力=964.32N.m，=1221.99N.m，=2154/（1.33+1）=132.19mm，=175.8mm=11.56mm=27.52mm =763.37MPa13001400MPa= 691.46MPa13001400MPa（7）计算倒挡齿轮13，14，15的接触应力=1858.21N.m，=1221.99N.m， ， mm mm mm=7.52mm =14.34mm=21.23mm =1358.12MPa19002000MPa=1595.38MPa19002000MPa =1187.03MPa。若,则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面位于接触位置，即接近尺寸b0,应，通常取=0.5mm左右。锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙（图6-6并称之为后备行程。预留后备行程的原因是锁环的摩擦面会因摩擦而磨损，并在接下来的换挡时，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下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若锁环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现锁环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。 一般应取=1.22.0mm。在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm。图6-6 滑块端隙2.锁销式同步器主要尺寸确定（1）、接近尺寸b 同步器换挡第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离，称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.20.3mm。（2）、分度尺寸a 锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离a，称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。（3）、锁销转动距离c 锁销在滑动齿套锁销孔中的转动距离影响分度尺寸锁销直径、锁销转动距离c与销孔直径e之间的关系如下e=d+2c 锁销转动距离与接合齿齿距的关系如下 式中：锁销轴向移动后的外半径（即摩擦锥环外半径）；接合齿分度圆半径。（4）、锁销端隙 锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩擦锥环端面之间的间隙为，要求。若，则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻因摩擦锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证0，应使，通常取=0.5mm左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。6.1.4 同步器主要参数的确定1、摩擦因数汽车在行驶过程中换挡，同步器经常处于工作频繁的状态。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。由黄铜合金与钢材构成的摩擦 副在油中工作的摩擦因数取为0.1。 摩擦因数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。2、同步环主要尺寸的确定 （1）、同步环锥面上的螺纹槽。 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。实验还证明：螺纹的齿顶宽对的影响很大，随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存在于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。（2）、锥面半锥角。 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=68，当=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。（3）、摩擦锥面平均半径。 设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响同步器径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将取大些。（4）、锥面工作长度。 缩短锥面长度，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，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 式中： 摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，=1.01.5MPa；M摩擦力矩；摩擦因数；摩擦锥面的平均半径。上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。（5）、同步环径向厚度。 与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。乘用车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。锻造时选用锰黄铜等材料，铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层（厚约0.30.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥孔表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。3、锁止角 锁止角选取得正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面平均半径、锁止面平均半径和锥面半锥角。4、同步时间 同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步时间有影响。轴向力大、则同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下述范围选取：对乘用车变速器，高挡取0.150.30s，低挡取0.500.80s；对货车变速器，高挡取0.300.80s，低挡取1.000.50s。5、转动惯量的计算换挡过程中依据同步器改变转速的零件，统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮向啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算是：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体，并按数学公式合成求出转动惯量值。6.2 变速器操纵机构的设计6.2.1 变速器操纵机构的要求及分类根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同挡位。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或推到空挡工作，称为手动换挡变速器。根据变速器操纵方式的不同，变速器可分为：1、直接操纵手动换挡变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换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。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。2、远距离操纵手动换挡变速器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。这时要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。3、电控自动换挡变速器有级式机械变速器应用广泛，但是它有换挡工作复杂、对驾驶员操纵技术要求高并使驾驶员容易疲劳等缺点。在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，来实现自动换挡，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换挡，能自动实现收油门、离合器分离、选挡、换挡、离合器接合和回油门等一系列动作，使汽车动力性、燃油经济性有所提高，减轻了驾驶员的驾驶强度6.2.2 变速器操纵机构分析如图6-7所示为汽车六挡变速器操纵机构的组成和布置示意图。拨叉轴7、8、9和10的两端均支承于变速器盖的相应孔中，可以轴向滑动。所有的拨叉和拨块都以弹性销固定于相应的拨叉轴上。三四挡拨叉2的上端具有拨块。拨叉2和拨块3、4、14的顶部制有凹槽。变速器处于空挡时，各凹槽在横向平面内平齐，叉形拨杆13下端的球头即深入这些凹槽中。选挡时可使变速杆绕其中部球形支点横向摆动，则其下端推动叉形拨杆13绕换挡轴11的轴线摆动，从而使叉形拨杆下端球头对准与所选挡位对应的拨块凹槽，然后使变速杆纵向摆动，通过叉形拨杆带动拨叉轴及拨叉向前或向后移动，即可实现挂挡。例如，横向摆动变速杆使叉形拨杆下端的球头深入拨块3顶部的凹槽中，再纵向摆动变速杆使拨块3连同拨叉轴9和拨叉5沿纵向向前移动一定距离，便可挂入二挡；若向后移动一段距离，则挂入一挡。当使叉形拨杆下端的球头深入拨块14的凹槽中，并使其向前移动一段距离时，则挂入倒挡。为了保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，对变速器操纵机构提出如下要求：保证变速器不自行脱挡或挂挡，在操纵机构中应设有自锁装置；保证变速器不同时挂入两个挡位，在操纵机构内应设有互锁装置；防止误挂倒挡，在变速图6-7 六挡变速器操纵机构示意图1-五、六挡拨叉； 2-三、四挡拨叉； 3- 一、二挡拨块； 4-五、六挡拨块； 5- 一、二挡拨叉； 6倒挡拨叉； 7-五、六挡拨叉轴； 8-三、四挡拨叉轴； 9- 一、二挡拨叉轴； 10-倒挡拨叉 轴； 11-换挡轴； 12-变速杆； 13-叉形拨杆； 14-倒挡拨块； 15-自锁弹簧； 16-自锁刚球； 17-互锁柱销图6-7 六挡变速器操纵机构示意图器操纵机构中应设有倒挡锁。6.3 变速器箱体的设计变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有58mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。对于空载和满载质量变化大、使用天条件复杂、需要扩大传动比范围、增多挡位数，以适应在各种使用条件下的动力性与经济性要求的重型车。为不使变速器的结构过于复杂和便于系列化，多以四档或五档变速器与两或三、四档副变速器组合，副变速器可装在变速器之后或之前。前置副变速器多由一对齿轮组成超速档代替变速器的常啮合传动齿轮，结构紧凑、易变型；后置副变速器可由两对齿轮或行星齿轮机构组成，传动比大，后置可减小变速器的尺寸及负荷，为常用型；前后均布置方案可得到更多档位。主副变速器多联成一个单独总成，以利拆装。6.4本章小结本章主要对变速器中的同步器和箱体进行了介绍给出了设计的标准，在设计过程中确定了设计的依据，以准确的设计出同步器及箱体。结 论这次毕业设计主要完成了变速器传动方案的确定，变速器各挡传动比的分配，齿轮参数的选择，变速器各挡齿轮齿数分配，变速器齿轮的设计计算，变速器轴和轴承的设计计算，同步器及箱体的设计以及利用AutoCAD画装配图和零件图等设计。由于本次设计的项目在国内外都是成熟的技术，这次设计的目的是为了了解设计的方法、设计过程以及一些设计理念。本次设计以重型货车变速器设计为题。主要是对变速器的两大主要元件轴和齿轮的设计计算。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，通过改变齿轮组的啮合组合的不同从而改变了传动转速。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。变速器在换档过程中的另一个重要元件式同步器，它能保证平稳地从一个档位换入另一个档位，从而防止了冲击，避免了齿轮因换档角速度不同而使齿轮损坏，其次对操纵机构和箱体进行了设计以及对图纸的绘制等设计工作，从而更好的完成本次毕业设计。致 谢毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。还要感谢汽车系的每一位老师，是你们诲人不倦的悉心教导，使我们的专业知识得到了四年的积淀，感谢你们对我们的成长所作出的贡献。在毕业设计过程中，我得到了纪老师的亲切关怀和耐心的指导。她严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，纪老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。除了敬佩老师的专业水平外，她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。在此谨向纪老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。本次毕业设计凝聚了汽车系所有老师的辛勤汗水，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!我还要感谢培养我长大含辛茹苦的父母，谢谢你们!最后我还要感谢汽车系和我的母校黑龙江工程学院四年来对我的栽培。在此向汽车系以及我的母校所有的老师表示由衷的谢意。参考文献1 郭新华. 汽车构造M.北京：高等教育出版社，2002.2 王望予. 汽车设计M.第3版.北京:机械工业出版社,2000.3 成大先. 机械设计手册M北京:化学工业出版社，2004.4 王黎钦. 机械设计M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社2008.5 余志生. 汽车理论M.第2版.北京:机械工业出版社，20086 石允国. 汽车变速器的现状与前景J.机械研究与应用, 2007.7 王连明. 机械设计课程设计M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社2005.8 吴定才. 东风系列汽车零配件通用互换实用手册.北京：国防工业出版社，2005.9 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,2000.10 余志生. 汽车理论M.第3版.北京:机械工业出版社,2000.11 王春香. 基础材料力学M.北京：科学出版社，2007.12 冯渊. 毕业设计指南J.南京：南京大学出版社，2006.13 刘品. 机械精度设计与检测基础M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，200714 Friedrich Ehrlinger.Comprehensive analysis of transmission system of automobile transmission J. Analysis of auto parts,2007.15 Yasuo shimizu ,Toshitake kawai. Development of electric power steering J. WarrendalePA: SAE paper no,2004. 16 sebulke a the two-mass flywheel-a torsional vibration damper for the power trainofpassengerdevelopment(SAE870394)J.warrendalePA:SAEtransaction,2007. 附 录附录A 英文文献Transmission descriptionTransmission gearboxs function the engines output rotational speed is high, the maximum work rate and the maximum torque appears in certain rotational speed area. In order to display engines optimum performance, must have a set of variable speed gear, is coordinated the engine the rotational speed and wheels actual moving velocity. The transmission gearbox may in the automobile travel process, has the different gear ratio between the engine and the wheel, through shifts gears may cause the engine work under its best power performance condition. Transmission gearboxs trend of development is more and more complex, the automaticity is also getting higher and higher, the automatic transmission will be future mainstream.Automotive Transmissions mission is to transfer power, and in the process of dynamic change in the transmission gear ratio in order to adjust or change the characteristics of the engine, at the same time through the transmission to adapt to different driving requirements. This shows that the transmission lines in the automotive transmission plays a crucial role. With the rapid development of science and technology, peoples car is getting higher and higher performance requirements, vehicle performance, life, energy consumption, such as vibration and noise transmission depends largely on the performance, it is necessary to attach importance to the study of transmission.Transmission gearboxs pattern the automobile automatic transmission common to have three patterns: Respectively is hydraulic automatic transmission gearbox (AT), machinery stepless automatic transmission (CVT), electrically controlled machinery automatic transmission (AMT). At present what applies is most widespread is, AT becomes automatic transmissions pronoun nearly. AT is by the fluid strength torque converter, the planet gear and the hydraulic control system is composed, combines the way through the fluid strength transmission and the gear to realize the speed change bending moment. And the fluid strength torque converter is the most important part, it by components and so on pump pulley, turbine wheel and guide pulley is composed, has at the same time the transmission torque and the meeting and parting function. And AT compare, CVT has omitted complex and the unwieldy gear combination variable transmission, but is two groups of band pulleys carries on the variable transmission. Through changes the driving gear and the driven wheel transmission belts contact radius carries on the speed change. Because has cancelled the gear drive, therefore its velocity ratio may change at will, the speed change is smoother, has not shifted gears kicks the feeling. AMT and the hydraulic automatic transmission gearbox (AT) is the having steps automatic transmission equally. It in the ordinary manual transmission gearboxs foundation, through installs the electrically operated installment which the microcomputer controls, the substitution originally couplings separation which, the joint and the transmission gearbox completes by the manual control elects to keep off, to shift gears the movement, realizes fluid drive. Manual transmission gear mainly uses the principle of deceleration. Transmission within the group have different transmission ratio gear pair, and the car at the time of shift work, that is, through the manipulation of institutions so that the different transmission gear pair work. Manual transmission, also known as manual gear transmission, with axial sliding in the gears, the meshing gears through different speed to achieve the purpose of torque variation. Manual shift transmission can operate in full compliance with the will of the driver, and the simple structure, the failure rate is relatively low, value for money. Automatic transmission is based on speed and load (throttle pedal travel) for two-parameter control gear in accordance with the above two parameters to automatically take-off and landing. Automatic transmission and manual transmission in common, that is, there are two-stage transmission, automatic transmission can only speed the pace to automatically shift, manual transmission can be eliminated, setback of the shift feel. Automatic transmission is a torque converter, planetary gears and hydraulic manipulation of bodies, through the hydraulic transmission and gear combination to achieve the purpose of variable-speed torque variation. Also known as CVT-type continuously variable CVT. This transmission and automatic transmission gear generally the biggest difference is that it eliminates the need of complex and cumbersome combination of variable-speed gear transmission, and only two groups to carry out variable-speed drive pulley. CVT transmission than the traditional structure of simple, smaller and it is not the number of manual gear transmission, no automatic transmission planetary gear complex group, mainly rely on the driving wheel, the driven wheel and the transmission rat
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