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现代SUV变速器设计【两轴式变速器】,现代,SUV,变速器,设计,两轴式
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黑龙江工程学院本科生毕业设计1黑龙江工程学院本科生毕业设计目 录摘要IAbstractII第1章 绪 论11.1 目的意义11.2 国内外研究现状21.3 研究的基本内容21.4 本章小结2第2章 变速器结构方案的确定32.1 变速器传动方案的确定32.2 倒挡布置方案32.3零部件结构方案分析42.3.1齿轮形式42.3.2变速器轴52.3.3变速器轴承选择52.4变速器操纵机构布置方案62.5本章小结7第3章 变速器主要参数的选择8 3.1变速器各档传动比的确定83.2中心距的确定103.3齿轮参数103.4各挡齿轮齿数的分配113.5变速器轮齿强度计算173.5.1齿轮弯曲强度计算183.5.2齿轮接触应力校核183.6本章小结26第4章 变速器轴设计计算与校核274.1变速器轴设计计算274.2变速器轴校核274.2.1轴的刚度计算274.2.2轴的强度计算314.3轴承初选与校核344.4同步器的设计384.5 本章小结43结论44参考文献45致谢46第1章 绪 论1.1 目的意义21世纪，汽车工业成为中国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统部件的设计需求旺盛。随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一，变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，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。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。可以说，变速器是伴随着汽车工业出现的必然产物，是汽车上的必需品。在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，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。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。变速器由变速传动机构和操纵机构组成，对变速器设计的基本要求如下：1、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、设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4、设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5、换挡迅速、省力、方便。6、工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。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、维修方便等要求。满足汽车有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。1.2 国内外研究现状我国的汽车及各种车辆的零部件产品在性能和质量上和发达国家存在着一定的差距，其中一个重要原因就是设计手段落后，发达国家在机械产品设计上早已进入了分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计、可靠性设计等应用到产品设计中，采用机械CAD系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查，实现三维设计，大大地提高产品设计的一次成功率，减少了试验费用，缩短了产品更新周期。目前，国内外普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性3。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高2。1.3 研究的基本内容，拟解决的主要问题本设计的变速器是在北京现代变速器的参数基础上，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、主减速比等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。1、对变速器传动机构的分析与选择。通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。2、变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。3、变速器齿轮强度的校核变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。4、轴的基本尺寸的确定及强度计算与校核。5、轴承,同步器的选择。1.4 本章小结本次设计主要是查阅机械式变速器设计的相关文件，结合书中关于变速器设计的相关知识，在指导老师的指导下进行自主设计。通过对相关资料的查阅对机械式变速器有一个整体的认识。第2章 变速器结构方案的确定2.1 变速器传动方案的确定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。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传动动力，故传动效率高同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计的很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器与输出轴的转动方向相同。由于此次设计的北京现代途胜变速器驱动形式属于发动机前置前轮驱动，所以选择两轴式变速器。两轴式变速器因轴与轴承数少，所以有结构简单、论过尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮。变速器的一档或倒档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，应该布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良状况，然后按照从低档到高挡的顺序布置各档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。常用档位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的两端支撑中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转较小，齿轮可保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高齿轮寿命。 2.2 倒挡布置方案与前进挡位比较，倒档使用流程不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案。图2.1b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；此前方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2.1e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2.1 倒档布置方案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。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计除了倒档其他选用斜齿轮。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度（图2.2）影响齿轮强度6。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求： （2.1）花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图2.1中的尺寸可取为花键内径的1.251.40倍。图2.2 变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在m范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。2.3.2变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易7。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与m，硬度不低于5863HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。2.3.3变速器轴承选择变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。滚针轴承、滑动轴承套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8。 变速器中采用圆锥滚子轴承有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点。 由于本设计的变速器为两轴变速器，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆柱滚子轴承。2.4变速器操纵机构布置方案根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求9：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。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输入轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。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、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。1、直接操纵式手动换档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档功能的手动换档变速器，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，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。2、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。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，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。同上述两种换档方法比较，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。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计除倒档外其他档位均选用同步器换档。3、防脱档设计互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：（1）互锁销式如图2.3是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。如图2.3，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.3，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。图2.3 互锁销式互锁机构（2）摆动锁块式如图2.4为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。（3）转动钳口式如图2.5为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用11。图2.4 摆动锁块式互锁机构 图2.5 转动钳口式互锁机构操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。2.5本章小结本章主要是研究了变速器的传动机构和操控机构的类型，分析了它们的优缺点，并针对本次设计的车型以及性能要求选取一种最为适合的传动和操控方案。第3章 变速器主要参数的选择3. 1变速器各档传动比的确定项目参数值发动机功率：104KW最高车速:173Km/h转矩：188NM总质量：2123Kg转矩转速：4000r/min车轮：215/65 R16 功率转速：6000r/min 根据变速器（二轴式）设计所选择的乘用车车基本参数如下表表3.1 设计基本参数1、 变速器挡位选择增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用4-5个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用4-5个挡位或多挡。装载质量在2-3.5T的货车采用5挡变速器，装载质量在4-8T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。选用的是5挡变速器。2、传动比范围确定变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在3-4之间，轻型货车在5-6之间，其他货车则更大。轿车的传动比范围为3.6：1 3、各挡传动比的确定 （3.1） 最高车速，=173km/hr 车轮半径，r= 0.29n功率转速 ，n=4000r/min 主减速器传动比 最高挡传动比 =4.644、最低档传动比的计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求最大坡角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）用公式表示为：（3.2）式中：为为车辆总质量（N），为坡道面滚动阻力系数（沥青路面中=0.010.02），为发动机最大扭矩（Nm），为传动效率（0.850.90），为最大爬坡度（一般轿车要求爬上30%的坡，大约16.7）。由上式可得：=3.58 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。公式表示为： （3.3）即： （3.4）式中：为驱动轮的地面法向反力，=；取0.75。 所以一档传动比的选择范围是（3.5）式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为，所以各挡传动比与挡传动比的关系为 ， ， ， 3.2中心距的确定初选中心距时，可根据下述经验公式 （3.6） 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，乘用车：=8.99.3，商用车：=8.69.6，取8.9 ；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=4；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=188N.m 。 则，=79.84（mm）取中心距=79.84mm。乘用车变速器的中心距在6580之间变化。3.3齿轮参数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。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1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50根据表3.2及3.3，齿轮的模数定为3mm，啮合套和同步器的模数定为3mm。2、压力角 为20；螺旋角轿车变速器螺旋角：18263、齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取6.0；斜齿，取为6.08.5，取7。3.4各挡齿轮齿数的分配1-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿轮 8-二轴四档齿轮9-一轴五档齿轮 10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿轮13-倒档齿轮 图3.1变速器传动示意图如图3.1所示为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。 图3.2变位系数的选择原则1、确定一挡齿轮的齿数 取模数=3 螺旋角= 齿宽系数=7 （3.7）z1=35 z2=15 2、对中心距进行修正mm3、变位系数的确定对一挡齿轮进行角度变位： 啮合角 = =21.23变位系数之和 =0.02 4、计算分度圆直径分度圆直径 mm mm5、计算分度圆直径齿根高 =3.69 mm齿顶高 =3.03 mm节圆直径 mm =47.9 mm齿顶圆直径 mm mm齿根圆直径 mm mm6、确定其它各挡的齿数1、二档齿轮 模数3， 取 20 ， 齿宽=7 查表得 二档齿轮基本尺寸分度圆直径 齿顶高 =4.62 mm齿根高 =0.697 mm 节圆直径 mm mm齿顶圆直径 mm mm齿根圆直径 mm mm7、确定三挡齿轮的齿数三档齿轮 模数3， 取 20 ， 齿宽=7 =-0.436 分度圆直径 齿顶高 =1.43 mm齿根高 =05.03 mm 节圆直径 mm mm齿顶圆直径 =89.06 mm=79.48 mm齿根圆直径 =76.14 mm=66.57 mm8、确定四挡齿轮的齿数四档齿轮 模数3， 取 20 ， 齿宽=7 啮合角 = =21.23 =0.016 分度圆直径 齿顶高 =3.3 mm齿根高 =3.7 mm 节圆直径 mm mm齿顶圆直径 =76.84 mm mm齿根圆直径 mm =81.986 mm9、确定五挡齿轮的齿数五档齿轮 模数3， 取 20 ， 齿宽=7 啮合角= =21.23 = 0.016 分度圆直径 齿顶高 =3.3 mm齿根高 =3.7 mm节圆直径 mm mm齿顶圆直径 =64.07 mm mm齿根圆直径 mm =94.76 mm10、确定倒挡齿轮齿数（直齿）倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选=21 为了保证齿轮12和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙 mm mm分度圆直径 mmmmmm齿顶圆直径 mmmmmm齿根圆直径 mmmmmm3.5变速器轮齿强度计算发动机最大扭矩为188N m，最高转速6000r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。输入轴 =18899%96%=179N.m输出轴 一挡=1790.960.9935/15=396N.m二挡=1790.960.9930/19=268N.m三挡=1790.960.9927/24=191N.m四挡=1790.960.9922/28=133N.m五挡=1790.960.9918/32s=96N.m倒挡 =1790.960.993.3.82=649 N.m 3.5.1齿轮弯曲强度计算 1、直齿轮弯曲应力图3.3 齿形系数图 （3.7）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。2、斜齿轮弯曲应力 （3.8）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、计算一挡齿轮1，2的弯曲应力=35，=15， 主动齿轮 =194.91MPa180350MPa从动齿轮 =103.69MPa180350MPa2、计算二挡齿轮3，4的弯曲应力=30，=19， 主动齿轮 =193.99MPa180350MPa从动齿轮 =115.77MPa180350MPa3、计算三挡齿轮5，6的弯曲应力=27，=24， 主动齿轮 =144.71MPa180350MPa从动齿轮 =128.63MPa180350MPa4、计算四挡齿轮7，8的弯曲应力=22，=28， 主动齿轮 =121.60MPa180350MPa从动齿轮 =165.59MPa180350MPa5、计算五挡齿轮9，10的弯曲应力=18，=32， 主动齿轮 =209.72MPa180350MPa 从动齿轮 =105.29MPa180350MPa6、 计算倒档齿轮11，12，13的 弯曲应力校核=11， =21， =42， =2. 75 主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； =841.12MPa400850MPa=580.32MPa400850MPa=429.62MPa400850MPa3.5.2齿轮接触应力校核j （3.9）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（20），齿轮螺旋角（20）；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3.4。表3.4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130014006507001、计算一挡齿轮1，2的接触应力=396N.m =179N.m =20 mm 节圆直径：mm，mm=30.58=54.37主动齿轮 =3208MPa =2797MPa2、计算二挡齿轮3，4的接触应力=268N.m，=179.m =20 mm 节圆直径：mm，mm=32.95=52.02主动齿轮 =3278MPa=3193MPa3、计算三挡齿轮5，6的接触应力 =191N.m =179N.m =20 mm 节圆直径： mm，mm =44.98 =39.98主动齿轮 =1985MPa=2175MPa4、计算四挡齿轮7，8的接触应力 =133N.m =179N.m =20 mm 节圆直径：mm，mm=47.58=37.38主动齿轮 =1459MPa=1419MPa5、计算五挡齿轮9，10的接触应力 =96N.m =179N.m =20 mm 节圆直径：mm，mm=54.37=30.42主动齿轮 =1422MPa=1830MPa 6、计算倒挡直尺齿轮11，12，13的接触应力=179N.m 96N.m 649N.mmm mmmm=8.98=4.73 =9.41=1883MPa19002000MPa =1875MPa19002000MPa=1850MPa19002000MPa注：以上校核都在小于19002000范围内符合要求。7、计算各档齿轮的受力（1）一挡齿轮1， 2的圆周力、 mm，mm =179N.m, =396N.m （2）二挡齿轮3，4的受力 =179Nm, =268Nm N （3）三挡齿轮5，6的受力 =179Nm, =191Nm N （4）四挡齿轮7，8的受力 =179Nm, =133Nm N （5）五挡齿轮9，10的受力 =179Nm, =96m N 8、变速器齿轮的材料及热处理（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HRC4853。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。3.6本章小结本章对各挡齿轮进行了系统的计算与强度校核，保证各挡齿轮均满足使用要求。为防止根切现象的发生对变为系数的选择上进行了反复的验算，保证后期设计的顺利进行。同时对齿轮的工艺性提出了要求。第4章 变速器轴设计计算与校核4.1变速器轴设计计算倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的输入轴应采用渗碳或高频处理14。输入轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，面光洁度不低于8。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度16。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。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17。 在已知中间轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴=0.160.18：对输出轴0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按式下面公式初选式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输出轴最高档花键部分直径=22.926.3mm取25mm；输入轴最大直径=35.9347.9mm取40mm。输出轴：；输入轴：；mm，mm，mm4.2变速器轴校核4.2.1轴的刚度计算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下列式计算 （4.1） （4.2） （4.3） 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad18。1、输入轴的刚度一档：N轴颈=25mm，=22.875mm，=230.25mm，N =2.1105N二档：=2286N，轴颈=25mm，=65.875mm，=230.25mm，N=2.1105N三档：N轴颈=25mm，=93.875mm，=230.25mm，N =2.1105N四档：N轴颈=25mm，=136.875mm，=230.25mm，N =2.1105N五档：N轴颈=25mm，=164.875mm，=230.25mm，N =2.1105N2、输出轴的刚度一档：=2895N，轴颈mm，=22.875mm，=230.25mm，N=2.1105N 二档：=2167.5N，轴颈mm，=65.875mm，=230.25mm，N=2.1105N 三档：=1717N，轴颈mm，=93.875mm，=230.25mm，N=2.1105N 四档：=1472N，轴颈mm，=136.875mm，=230.25mm，N=2.1105N 五档：=1305N，轴颈mm，=164.875mm，=230.25mm，N=2.1105N 4.2.2轴的强度计算 1、输入轴强度计算=179N.m，=22.875mm，=25mm,=230.25mm=7087.88N.m，=2745N.m，=2579.78N.m22.75552.168.25水平图4.1输入轴受力弯矩图（1） 求H面内支反力、和弯矩 (4.4) (4.5)（2）求V面内支反力、和弯矩 (4.6)2、输出轴强度计算=396N.m，=22.875mm，=25mm,=230.25mm=7475.46N.m，=2895N.m，=2720.84N.m17.75168.25水平17.75168.25竖直7581.99水平竖直168048.5678025.97322合成15029320873.90图4.2输入轴受力弯矩图（1）求H面内支反力、和弯矩 （2）求V面内支反力、和弯矩 由以上两式可得 N.mm以上经校核均合格。4.3轴承初选与校核1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号30204，30205，30206，转速=5600r/min，查机械设计实践该轴承的=30500N，=28200N，=0.35。2、计算轴承当量动载荷=0.35。查机械设计原理与设计，则=0.4，查机械设计实践。，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。（1.21.8）取=1.23、计算轴承的基本额定寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。4、输入轴轴承校核（1）初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选二轴轴承型号30205，查机械设计实践该轴承的=37000N，=32200N，=0.37。（2）计算轴承当量动载荷=0.37则查机械设计原理与设计，则=0.4，查机械设计实践=1.6为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计（1.21.8）取=1.2水平=132000N=132000N=132000N图4.4 受力分析图（3）计算轴承当量动载荷 =857.81N=904.69Ne查机械设计实践书；=0.4，=1.6，分别查机械设计原理与设计和机械设计实践。为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。（1.21.8）取=1.2=1.2（0.42745+1.62579.78）=6270.78N（4）计算轴承的基本额定寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3 5、 输出轴轴承1校核（1）初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号30206，查机械设计实践该轴承的=50500N，=43200N（2）计算轴承当量动载荷=0.37则查机械设计原理与设计，则=0.4，查机械设计实践=1.6为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计（1.21.8）取=1.2水平=132000N=132000N=132000N图4.3.1受力分析图（3）计算轴承当量动载荷 =857.81N=904.69N e查机械设计实践书；=0.4，=1.6，分别查机械设计原理与设计和机械设计实践。为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。（1.21.8）取=1.2=857.81N=904.69N（4）计算轴承的基本额定寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3 6、 输出轴轴承2校核（1）初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号30204，查机械设计实践该轴承的=28200N，=30500N（2）计算轴承当量动载荷=0.42则查机械设计原理与设计，则=0.4，查机械设计实践=1.7为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计（1.21.8）取=1.2水平=132000N=132000N=132000N图 4.3.2 受力分析图（3）计算轴承当量动载荷 =857.81N=904.69N e查机械设计实践书；=0.4，=1.6，分别查机械设计原理与设计和机械设计实践。为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。（1.21.8）取=1.2=1.2（0.41746.77+1.7545.52）=1952.04N（4）计算轴承的基本额定寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3经校核所选轴承均合格4.4同步器的设计1、 同步器的设计选用同步器使变速器换档轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油，故轿车变速器除倒档、货车除一档、倒档外，其他档位多装用。要求其转矩容量大，性能稳定、耐用。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器虽然结构简单，但是不能保证啮合件在同步状态下换档的缺点，现在已经不再使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好的完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。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。虽然它们的结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。2、 锁环式同步器1、4-锁环（同步锥环）；2-滑块 3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套图4.4 锁环式同步器如图4.4所示，锁环式同步器工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，其转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛应用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口，缺口比滑块宽一个接合齿宽。换档时，啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠，转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵，如图4.5a所示，此时换档力经锁止斜面使锁环进一步压紧，锥面间的摩擦力矩进一步增大，产生滑磨。选择适当的参数，使在换档力作用下锁止面上产生的迫使锁环回正的脱锁力矩小于锥面间的摩擦力矩，可阻止同步前挂档。当锥面间的摩擦力矩克服了被接合部分的惯性力矩后，转速差及摩擦力矩消失，脱档力矩迫使锁环回正，如图4.5b所示，锁止斜面脱开，啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的接合齿同步啮合，保证无冲击挂档。 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换档位置 1-锁环；2-啮合套；3-啮合套上接合齿；4-滑块图4.5 锁环式同步器工作原理3、 锁销式同步器1、4-同步锥环；2-锁销；3-啮合套；5-啮合齿座；6-定位销图4.6 锁销式同步器如图4.6所示，锁销式同步器的同步过程与锁环式类似，但锁止元件是三个锁销及相配的锁销孔倒角，另外三个以弹簧及钢球定位的定位销。作为弹性元件的三个弹簧及相应的定位钢球是装在啮合套的钻孔中，使啮合套等在空档时保持中间位置。摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。其摩擦锥面径向尺寸大，转矩容量大，广泛用于中、重型汽车上。本设计的变速器匹配的车型属于微型车，故采用锁环式同步器。4、 锁环式同步器主要尺寸的确定（1）接近尺寸。同步器换档第一阶段中间，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。尺寸应大于零，取=0.20.3mm。（2）分度尺寸。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，称为分度尺寸。尺寸应等于1/4接合齿齿距。尺寸和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。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、锁销转动距离与销孔直径之间的关系如下 =+2 (4.8)锁销转动距离与接合齿齿距的关系如下 (4.9)式中 为锁销轴向移动后的外半径（即摩擦锥环外半径）；为接合齿分度圆半径。（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，则换档时，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。预留后备行程的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换档时，摩擦锥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，若摩擦锥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摩擦锥环等零件与齿轮同步后换档，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取=1.22.0mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm。5、 同步器主要参数的确定（1）摩擦因数汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。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。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。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰。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。摩擦因数对换档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，则换档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，换档费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存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=6。8。=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。市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 为摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，=1.01.5MPa；Mm为摩擦力矩；为摩擦因数；为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。3、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
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