东方之子1.8轿车5挡变速器设计[三维PROE][两轴式五档]
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黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章 绪 论随着科学技术的不断进步，汽车工业相应得到了迅速发展。特别是从汽车的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车已为世界经济的发展、为人类进入现代生活，产生了无法估量的巨大影响， 为人类社会的进步做出了不可磨灭的巨大贡献，掀起了一场划时代的革命ElI。1.1选题目的及意义自从汽车采用内燃机作为动力装置开始，变速器就成为了汽车重要的组成部分， 现代汽车上广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点，但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，故其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾，这对矛盾靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。因此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器，以达到减速增矩的目的。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。本次设计车型变速器可以在汽车行驶过程中在发动机和车轮之间产生不同的变速比，换档可以使得发动机工作在其最佳的动力性能状态下。变速器通过离合器与发动机相连，变速器的输入轴就可以和发动机达到同步转速。通过本次变速器的设计可以使我们更好的了解变速器的构造和设计方法，把我们大学所学的知识连成线，穿在一起，让我们运用的更加熟练；并根据所确定的参数设计出了变速器的结构，在设计的过程中注重了变速器的合理性与实用性，最后画出了变速器的工程图，同时也为我们以后的工作打下了良好的基础，锻炼了我们的动手和实践能力，让我们的学习生活变的更有意义。1.2国内外研究现状近年来，随着微电子技术的飞速发展，电子控制自动变速器的问世，给汽车带来了更理想的传动系统。机电一体化技术进入汽车领域，推动汽车变速器装置的重大变革。自动变速器装置出现了电子化趋势，特别是大规模集成电路技术的发展，使由微机控制发动机和变速器换挡成为可能。目前，在汽车上所使用的自动变速器主要有以下几类：液力自动变速器、电子控制机械自动变速器和机械无级自动变速器。液力自动变速器（Automatic Transmission 或Automatic Transaxle，AT）的基本形式是液力变矩器与动力换档的旋转轴式机械变速器串联。从50年代起，装备液力自动变速器的轿车开始增多，但由于其效率明显低于机械变速器，而且结构复杂，成本高，从而限制了它的发展。60年代的研究重点是采用多元件工作轮来提高液力变矩器的效率。70年代是使用闭锁离合器提高变速器在高速时的效率。80年代则采用增加行星齿轮变速器档位的方法及使用电子控制。90年代，大量电子技术的应用，使液力自动变速器的发展进入了一个新的时期，综合性能有了较大的提高。如今，液力自动变速器在汽车上的装备率，美国为90%，日本为80%11。电子控制机械自动变速器是一种由普通齿轮式机械变速器组成的有级机械自动变速器。作为汽车关键总成之一，变速器技术在汽车诞生的百年历史中在不断地与时俱进。手动变速器由于其传递动力的直接与高效性，加上制作技术的成熟与低成本，现代汽车中装备手动变速器的汽车仍然占有很大比例。但随着人们对汽车舒适性要求越来越高，现代汽车自动变速器装备率越来越高却是一个不争的事实，尤其是当自动变速器也逐渐能够兼顾操控性的时候。但，传统自动变速器技术却由于其效率的低下而在等待一场革命4。1.3国内外研究方法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，发达国家再机械产品设计上早已进入了分析阶段，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。而我们的设计手段仍处于以经验设计为主的二维设计阶段，设计完成后在投产中往往要进行很大的改动，使得产品开发周期很长，性能质量低等。为改变我国的车辆零部件的生产和设计手段的落后状况，缩短新产品的开发周期，提高市场竞争力，有必要开发一些适合中国国情的汽车及零部件的CAD系统，对已开发的CAD系统需进一步提高和完善。 美国的CAD技术一直处于领先地位，其主要目标就是建立完善的CAD/CAM集成系统。美国汽车工业最早应用了CAD系统。美国通用汽车公司、福特汽车公司等都已广泛应用CAD技术。他们将结构、强度、刚度等计算、三维实体造型应用于汽车的设计开发中，将CAD、CAM、CAPP、CAE集成，是生产效率提高，产品质量得到保证，市场响应速度提高，从而大大地提高了他们的竞争力，为他们带来了巨大的经济效益。他们应用的CAD软件主要有PRO/E、UG、CATIA、IGES等11。手动变速器的许多最近的发展集中在为降低成本和体积的新制造方法上。传统来说，变速器制造包含大量昂贵的机器，以及为机械加工和装配操作所需留出的空间限制的设计15。最新的技术包括，如在最新的FordGetra96档变速器中可以看到的激光焊接冲压钢滑动齿轮选择轴套。为替代前一代变速器的铸铁拨叉，这种精致而坚固的设计方案可以导致更少的对内部的损害。齿轮盘片的激光和摩擦焊接同时保证了所需机器设计空间的降低，这是一种由雷诺公司在5档副轴圆型变速器设计中发明的技术，命名为EMI，曾在2000年展出并因为它的简单和轻便仅22公斤却能提供140Nm的转矩而出名。另一方面，设计人员也在其齿轮提供转矩输出的设计上进行了认真的研究，提高了耐久性和低噪声水平14。1.4设计内容及方法 根据车辆的已知条件，运用汽车理论的知识进行设计。主要内容如下：图1.1齿轮变位系数确定参数选择、零件设计强度计算轴的设计同步器的设计操纵机构、箱体设计完成工程图纸变速器的功用结构方案的确定变速器主要参数选择传动比及齿数确定布置方案的确定齿轮的损坏原因及形式齿轮强度计算与校核布置形式与主要参数刚度和强度校核图1.1 设计系统（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，以及所涉及车辆的特点，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：挡数、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是针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对于轴的强度计算原则是对轴的刚度和强度分别进行校核。（5）轴承的选择和同步器的设计对变速器轴的支撑部分选用圆锥滚子轴承，根据车辆的载质量和使用要求选择锁销式同步器，并确定同步器的尺寸参数。（6）设计变速器的操纵机构参考多方资料，设计了典型的操纵机构及其互锁装置。（7）对变速器进行三维建模利用利用AutoCAD软件完成装配图、零件图的绘制。1.5汽车变速器的设计要求汽车变速器的基本设计要求：保证汽车有必要的动力性和经济性；设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；设置倒挡，使汽车能倒退行驶；换挡迅速、省力、方便；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出现；工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长；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。第2章 变速器总体方案设计21变速器传动机构布置方案分析按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。 2.1.1变速器选择（1） 两轴式变速器 两轴式变速器如图2-1所示：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，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时工作噪声小。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易受损。对与前进挡，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；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他挡均采用常啮合斜齿轮传动；各挡的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高挡的同步器也可以装在第一轴的后端1。 图2.1 两轴式变速器（2）中间轴式变速器三轴式变速器如图2.2所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接挡外其他各挡的传动效率有所下降3。图2.2 轿车三轴式四档变速器由于本次设计的东方之子变速器是中档轿车变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且设计车速高，要求运行噪声低，故选用二轴式变速器作为传动方案。2.1.2档位布置二轴式变速器传动方案的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案得倒挡传动常采用滑动齿轮，其他挡位均采用常啮合齿轮传动。图2-3f）中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并采用同步器换挡；同步器多数装在输出轴上，这是因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器装在输入轴上又困难，而高挡的同步器可以装在输出轴后端，如图2-3d）、e）所示；图2-3d）所示方案的变速器有辅助支撑，用来提升轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声3。图2.3 两轴式变速器传动方案综上所述，本次设计选择五挡变速器如图2-3f)所示。2.2倒挡布置方案常见的倒挡结构方案有以下几种：图2-4（a）为常见的倒挡布置方案。在前进挡的传动路线中，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挡全同步器式变速器中。图2-4(b)所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。某些轻型货车四挡变速器采用此方案。图2-4(c)所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-4(d)所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。图2-4(e)所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-4(f)所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-4(g)所示方案。其缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。(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2.4 倒挡布置方案综合以上因素，为了换挡轻便，减小噪声，倒挡传动采用图2-4（f）所示方案。2.3零、部件结构方案分析2.3.1齿轮形式齿轮形式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。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。但是，在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方案，各挡均采用斜齿轮传动3。2.3.2变速器轴承的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链接，并要求两者有相对运动的地方。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点12。由于本设计的变速器为两轴式变速器，具有较大的轴向力，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锥滚子轴承。2.3.3操纵机构的布置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，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。 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。 3电控自动换挡变速器 80年代以后，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，使之实现自动换挡，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时刻的判断，接着自动实现收油门、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、经济性有所提高，简化操纵并减轻了驾驶员的劳动强度。 由于本设计的变速器为两轴式变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换挡变速器。2.3.4 换挡机构形式换档机构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，初一档、倒档外很少采用。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中1。在本设计中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。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。2.3.5自动脱挡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，这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中接触部分挤压和磨损。 2.将啮合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，从而减少自动脱档。 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7。2.4本章小结本章主要介绍了变速器传动机构和操纵机构的类型，并简要分析各类型机构的优缺点，针对本次设计变速器类型、特点及功用，对变速器的传动机构操纵机构的布置方案，主要零件的形式进行选择，为后期的设计工作打下基础。第3章 变速器的设计与计算3.1变速器主要参数的选择本次设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，东方之子1.8L 5挡手动变速器整车主要技术参数如表3.1所示：表3.1 整车主要技术参数发动机最大功率97kw车轮型号205/65R15发动机最大转矩170Nm最大功率转速5750r/min最大转矩转速4500r/min最高车速190km/h总质量1440kg前轴载荷864kg3.1.1传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。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。1、变速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： （3.1）式中：-汽车行驶速度(km/h)；-发动机转速（r/min）；-车轮滚动半径（m）；-变速器传动比；-主减速器传动比；车轮半径由所选用的轮胎规格所得r=0.324（mm）为0.70.8，本设计最高档传动比选为0.8.=4.6212、最低档、最高档传动比的确定选择最低档传动比，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定2。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 （3.2）式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； f-滚动阻力系数； rr-驱动轮的滚动半径； Temax-发动机最大转矩； i0-主减速比； -汽车传动系的传动效率。max=0.70.8 取0.95f=0.0076+0.000056 （3.3）=0.018 根据则由最爬坡度要求的变速档传动比为igI1.866驱动车轮与路面的附着条件:求得的变速器I档传动比为：igI （3.4）式中:G2-静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； -着系数(良好干燥路面0.70.8)取0.8本设计传动比范围为1.866 igI 2 .94 ig1取2.83、变速器各挡传动比的确定按等比级数分配其它各挡传动比，即：式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为， =1.368 （3.5）所以各挡传动比与挡传动比的关系 : =2.048，=1.497，=1.094，=0.83.1.2 初选中心距 A= （3.6） =71.6mm 中心距圆整为72mm式中：A为中心距（mm）；为中心距系数，轿车：=8.99.3； 为发动机最大转矩（）；为变速器一挡传动比；为变速器传动效率0.96；轿车变速器的中心距在6080mm变化范围。初取A=72mm3.1.3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齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体的轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。即L=（3.03.4）72=216244.8mm3.1.4齿轮参数选择1、齿轮模数选取的一般原则13：1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；综上所述：一挡二挡倒挡模数为3，三挡四挡五挡模数为2.75；2、压力角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取20；3、螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。乘用车变速器： 两轴式变速器为 2025 中间轴式变速器为 2234 商用车车变速器：1826 斜齿轮螺旋角取25；4、齿宽应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。 通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽：斜齿：b=Kcmn，Kc取6.08.5 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。 一挡b=21mm二挡b=18mm三挡b=16.5mm四挡b=16.5mm五档b=16.5mm倒挡b=21mm5、齿顶高系数 现在规定取1.00或更大3.2各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。3.2.1一挡齿数及传动比的确定 （3.6） 取整得43，轿车取12，则=31。则一挡传动比为： （3.7）对中心距A进行修正 （3.8）取整得mm，为标准中心矩。3.2.2二挡齿数及传动比的确定 已知：=72mm，=2.048，=3，；将数据代入上（3.7）、（3.8）两式，齿数取整得：，所以二挡传动比为：3.2.3计算三挡齿轮齿数及传动比 已知：=72mm，=1.497，=2.75，；将数据代入上（3.7）、（3.8）两式，齿数取整得：，所以三挡传动比为：3.2.4计算四挡齿轮齿数及传动比 已知：=72mm，=1.094，=2.75，；将数据代入上（3.7）、（3.8）两式，齿数取整得：，所以四挡传动比为：3.2.5计算五挡齿轮齿数及传动比已知：=72mm，=0.80，=2.75，；将数据代入上（3.7）、（3.8）两式，齿数取整得：，所以五挡传动比为：3.2.6计算倒挡齿轮齿数及传动比初选倒挡轴上齿轮齿数为=22，输入轴齿轮齿数=12，为保证倒挡齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （3.9）已知：，把数据代入（3.9）式，齿数取整，解得：，则倒挡传动比为：输入轴与倒挡轴之间的距离：mm输出轴与倒挡轴之间的距离：mm3.3齿轮变位系数选择和螺旋角的修正 变位系数的选择原则 ：1）对于高挡齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。2）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声17。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。为了减小轴向力，低挡选用较小的螺旋角，一档、倒挡选，二挡选；为了增加重合度，减小噪声，三挡、四挡、五挡选用较大的螺旋角，都选为。3.3.1计算一挡齿轮变位系数及螺旋角修正修正中心距 mm （3.10）螺旋角的修正 （3.11）端面压力角 =arctan=22.11 （3.12）端面啮合角 （3.13）齿轮总变位系数为 （3.14）经查表： =0.471 =0.90.471=0.4293.3.2计算二挡齿轮变位系数及螺旋角修正根据公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：修正中心距mm螺旋角的修正端面压力角=arctan=22.11端面啮合角 齿轮总变位系数为经查表： =0.35 =0.690.35=0.343.3.3计算三档齿轮变位系数及螺旋角修正根据公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：修正中心距mm螺旋角的修正端面压力角=arctan=22.07端面啮合角 齿轮总变位系数为经查表： =0.223 =0.3680.223=0.1453.3.4计算四档齿轮变位系数及螺旋角修正根据公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：修正中心距mm螺旋角的修正端面压力角=arctan=22.07端面啮合角 齿轮总变位系数为经查表： =0.192 =0.3680.192=0.1763.3.5计算五档齿轮变位系数及螺旋角修正根据公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：修正中心距mm螺旋角的修正端面压力角=arctan=22.07端面啮合角 齿轮总变位系数为经查表： =0.19 =0.3680.19=0.1783.3.6计算倒档齿轮变位系数及螺旋角修正根据公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：输入轴与倒挡轴中心距修正mm螺旋角的修正端面压力角=arctan=21.78端面啮合角 齿轮总变位系数为经查表： =0.233 =0.35580.233=0.1228输出轴与倒挡轴中心距修正mm端面压力角=arctan=21.78端面啮合角 齿轮总变位系数为经查表： =0.1228 =0.6720.1228=54923.4各挡齿轮主要参数的确定3.4.1一挡齿轮参数理论中心距 (3.15)中心距变动系数 (3.16)齿顶降低系数 (3.17)分度圆直径 =40.18mm (3.18)=103.81mm齿顶高 =1.722mm (3.19)=1.597mm齿根高 =2.337mm (3.20)=2.463mm齿顶圆直径 =43.624mm (3.21)=107.004mm齿根圆直径 =35.506mm (3.22)=98.884mm当量齿数 (3.23)基圆直径 =37.76mm (3.24)=97.55mm节圆直径 =40.18mm (3.25)=103.81mm3.4.2二挡齿轮参数根据公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得理论中心距 中心距变动系数 齿顶降低系数 分度圆直径 =46.88mm=97.11mm齿顶高 =1.898mm=1.959mm齿根高 =2.7mm=2.73mm齿顶圆直径 =50.858mm=101.028mm齿根圆直径 =41.48mm=91.65mm当量齿数 基圆直径 =44.05mm=91.25mm节圆直径 =46.88mm=97.11mm3.4.3三挡齿轮参数根据公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得理论中心距 中心距变动系数 齿顶降低系数 分度圆直径 =58.21mm=85.79mm齿顶高 =2.376mm=2.162mm齿根高 =2.824mm=3.31mm齿顶圆直径 =62.962mm=90.114mm齿根圆直径 =52.562mm=79.173mm当量齿数 基圆直径 =50.47mm=80.62mm节圆直径 =58.21mm=85.79mm3.4.4四挡齿轮参数根据公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得理论中心距 中心距变动系数 齿顶降低系数 分度圆直径 =70.47mm=73.53mm齿顶高 =2.289mm=2.246mm齿根高 =2.909mm=2.954mm齿顶圆直径 =75.049mm=78.022mm齿根圆直径 =64.651mm=67.623mm当量齿数 基圆直径 =66.22mm=69.10mm节圆直径 =70.47mm=73.53mm3.4.5五挡齿轮参数根据公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得理论中心距 中心距变动系数 齿顶降低系数 分度圆直径 =79.66mm=64.34mm齿顶高 =2.28mm=2.25mm齿根高 =2.915mm=2.948mm齿顶圆直径 =84.22mm=68.84mm齿根圆直径 =73.83mm=58.44mm当量齿数 基圆直径 =74.86mm=60.46mm节圆直径 =79.66mm=64.34mm3.4.6倒挡齿轮参数根据公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得理论中心距 中心距变动系数 齿顶降低系数 分度圆直径 =39.53mm=72.47mm=88.94mm齿顶高 =2.899mm=2.569mm=3.045mm齿根高 =3.051mm=3.382mm=3.045mm齿顶圆直径 =45.33mm=76.00mm=95.03mm齿根圆直径 =33.43mm=64.71mm=84.00mm当量齿数 节圆直径 =39.53mm=72.47mm=88.94mm3.5齿轮的校核3.5.1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。3、考虑加工工艺及热处理工艺大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度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3。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为5862HRC。3.5.2变速器齿轮的材料及热处理变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿断裂、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲强度的措施，合理选择齿轮参数及变位系数，降低接触应力，提高齿面硬度等，可提高齿面的接触强度，采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面硬度，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施3。现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层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到其机械加工性能及制造成本。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi（过去的钢号是18CrMnTi），也是采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB的。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，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火7。变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下：3.5 渗碳层深度0.81.2 mm； 3.55 渗碳层深度0.91.0 mm；5 渗碳层深度1.01.6 mm 。 渗碳齿轮在淬火、回火后要求齿轮的表面硬度为HRC5863，心部硬度为HRC33。3.5.3变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） （3.26）式中 圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）， ，为法向模数（mm）；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿面宽（mm）；法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图3.2中查得；重合度影响系数，=2.0。图3.1 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3.9），整理得到 （3.27）1、计算各齿轮传递的轴的转矩轴 =170Nmm轴 一挡 1702.58438.6Nmm二挡 1702.07351.9Nmm三挡 1701.47249.9Nmm四挡 1701.043177.31Nmm五挡 1700.8104.469Nmm倒挡 1702.25382.5Nmm2、一档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；，查齿形系数图3.1得：y=0.168，把以上数据代入（3.27）式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm； ；查齿形系数图3.1得：y=0.173，把以上数据代入（3.10）式，得：MPa3、二档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；查齿形系数图3.1得：y=0.168，把以上数据代入（3.27）式，得： MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；查齿形系数图3.1得：y=0.167，把以上数据代入（3.27）式，得：MPa3、三档齿轮校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；查齿形系数图3.1得：y=0.153，把以上数据代入（3.27）式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；查齿形系数图3.1得：y=0.156，把以上数据代入（3.27）式，得：MPa4、四档齿轮的校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；查齿形系数图3.1得：y=0.155，把以上数据代入（3.27）式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；查齿形系数图3.1得：y=0.154，把以上数据代入（3.27）式，得：Nmm5、五档齿轮的校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；查齿形系数图3.1得：y=0.195，把以上数据代入（3.27）式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm； ；查齿形系数图3.1得：y=0.159，把以上数据代入（3.27）式，得：MPa6、倒档齿轮的校核主动齿轮：已知：Nmm；mm； ；查齿形系数图3.1得：y=0.142，把以上数据代入（3.27）式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm； ；查齿形系数图3.1得：y=0.177，把以上数据代入（3.27）式，得：MPa倒挡齿轮：已知：Nmm；mm； ；查齿形系数图3.1得：y=0.147，把以上数据代入（3.27）式，得：MPa对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350MPa，以上各档均合适。3.5.4齿轮接触应力校核 （3.28）式中 轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；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作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.2：表3.2 变速器齿轮许用接触应力齿轮/Mpa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。对齿轮进行强力喷丸处理以后，轮齿产生残余压应力，齿轮弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。1、 一档齿轮接触应力校核根据公式（3.28）可得主动齿轮：=0.418=1297.39从动齿轮：=0.418=0.418=1323.1354312、二档齿轮接触应力校核根据公式（3.28）可得主动齿轮：=0.418=1146.48从动齿轮：=0.418=0.418=1144.993、三档齿轮接触应力校核根据公式（3.28）可得主动齿轮：=0.418=1028.18从动齿轮：=0.418=0.418=1026.864、四档齿轮接触应力校核根据公式（3.28）可得主动齿轮：=0.418=917.14从动齿轮：=0.418=0.418=916.955、五档齿轮接触应力校核根据公式（3.28）可得主动齿轮：=0.418=865.90从动齿轮：=0.418=0.418=867.146、倒档齿轮接触应力校核根据公式（3.28）可得主动齿轮：=0.418=1296.40从动齿轮：=0.418=0.418=766.15倒挡齿轮：=0.418=1296.413.6本章小结本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定挡数、传动比范围，根据最大爬坡度和驱动轮与地面的附着力确定一挡传动比和五挡传动比，进而确定其它各挡传动比，选择中心距、外形尺寸以及齿轮参数，根据变速器的传动示意图确定各挡齿轮齿数，进行各挡齿轮变位系数的分配。最后列出了各挡齿轮的几何尺寸，以及各挡齿轮的接触应力和弯曲应力的校核。这些为之后齿轮、轴的设计计算做好了准备。第四章 轴的设计及轴的强度校核4.1轴的结构尺寸设计变速器轴在工作时承受转矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷的作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的经常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器时主要考虑的问题有： 轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度等6。在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取： （4.1）式中 经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径为=22.1525.48mm初选输入、输出轴支承之间的长度=242.5mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径为 （4.2）式中 d轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（MPa）；P发动机的最大功率（kw）；n发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（4.2）式，得：mm所以，选择轴的最小直径为25mm。4.2轴的校核4.2.1轴的刚度校核对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算 （4.3） （4.4） （4.5）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），=2.1105 MPa；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A、B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0.002rad。1、输入轴的刚度计算（1）一档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=24.5mm；b=233mm；L=257.5mm；d=25mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmmrad（2）二档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=77mm；b=180.5mm；L=257.5mm；d=32mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm（3）三档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=77mm；b=180.5mm；L=257.5mm；d=32mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm（4）四档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=151.75mm；b=105.75mm；L=257.5mm；d=42mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm（5）五档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=181.25mm；b=76.25mm；L=257.5mm；d=40mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm（6）倒档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=233mm；b=24.5mm；L=257.5mm；d=30mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm1、输出轴的刚度计算（1）一档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=25.5mm；b=233mm；L=258.5mm；d=50mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmmrad（2）二档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=78mm；b=180.5mm；L=258.5mm；d=42mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm（3）三档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=103.25mm；b=155.25mm；L=258.5mm；d=38mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm（4）四档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=152.75mm；b=105.75mm；L=258.5mm；d=35mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm（5）五档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=182.25mm；b=76.25mm；L=258.5mm；d=35mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm（6）倒档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=234mm；b=24.5mm；L=258.5mm；d=30mm，把有关数据代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm4.2.2轴的强度校核1、输入轴校核变速器在一档工作时，对输入轴校核。计算输入轴的支反力。NNN已知：a=24.5mm；b=233mm；L=257.5mm；d=25mm。（1）垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即 （4.6） （4.7）将有关数据代入（4.6）、（4.7）式，解得，=2907.05N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得，。（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知， （4.8） （4.9）将相应数据代入（4.8）、（4.9）两式，得到：（3）计算垂直面内的弯矩B点的最大弯矩为： Nmm （4.10）（4）计算水平面内的弯矩 Nmm （4.11）（5）计算合成弯矩 （4.12）Nmm作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 （4.13）式中 （N.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（4.13）得MPa在低档工作时，400MPa，符合要求。2、输出轴校核变速器在一档工作时，对输入轴校核。计算输入轴的支反力。NNN已知：a=25.5mm；b=233mm；L=258.5mm；d=50mm。（1）垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即将有关数据代入（4.6）、（4.7）式，解得，=2689.09N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得，。（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知，将相应数据代入（4.8）、（4.9）两式，得到：（2） 计算垂直面内的弯矩将数据带入（4.10）可得B点的最大弯矩为：Nmm（4）计算水平面内的弯矩将数据带入（4.11）可得Nmm（5）计算合成弯矩将数据带入（4.12）可得Nmm作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为式中 （N.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（4.13）得MPa在低档工作时，400MPa，符合要求。4.3轴承选择与寿命计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。 （4.14）其中，h。4.3.1变速器输入轴工作时初选轴承型号根据机械设计手册选择32004型号轴承KN，KN；32005型号轴承KN，KN1、32004型号轴承校核N，N查机械设计手册得到=1.220.37式中：，径向、轴向载荷系数；，。考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取1.01.2，在此取=1.1。 =8899.12N而轴承寿命的计算公式为 （4.14）式中：寿命系数，对滚子轴承，；轴承转速。将参数代入公式（4.14）得= =115.822631.580.5%=13.16h2、32005型号轴承校核N，N查机械设计手册得到=1.210.43式中：，径向、轴向载荷系数；，。考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取1.01.2，在此取=1.1。 =4451.33N而轴承寿命的计算公式为 式中：寿命系数，对滚子轴承，；轴承转速。将参数代入公式后得= =1683.432631.5825%=657.89h所以第一轴轴承的使用寿命符合要求。4.3.2变速器输出轴工作时初选轴承型号根据机械设计手册选择32006型号轴承KN，KN；N，N查机械设计手册得到=1.220.43式中：，径向、轴向载荷系数；，。考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取1.01.2，在此取=1.1。 =7964.64N而轴承寿命的计算公式为 式中：寿命系数，对滚子轴承，；轴承转速。将参数代入公式后得= =555.082631.580.5%=13.16h所以第二轴轴承的使用寿命符合要求。4.4本章小结本章重点对轴的各段结构进行设计，并计算轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角以及轴在合成弯矩作用下的应力，最后对输入、输出轴上各轴承进行初选和校核。这节是此次设计中最重要的环节。第五章 变速器同步器及壳体的设计5.1同步器的功用及分类同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。5.1.1惯性式同步器惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。1、锁环式同步器结构如图5.1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环或和齿轮或凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环或上的齿和做在啮合套上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑块宽一个接合齿。图5.1 锁环式同步器2、锁环式同步器工作原理（a） 同步器锁止位置 （b） 同步器换档位置图5.2 锁环式同步器的工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图5.2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图5.2b），完成同步换档。锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。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边的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离b，称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.20.3mm。（2） 分度尺寸 a 滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距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c影响分度尺寸a。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与接合齿齿距t的关系如下 c （5.2）式中，为滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）；为接合齿分度圆半径。 （4）滑块端隙 滑块端隙系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，同时，啮合套端面与锁环端面的间隙为，要求。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已位于接触位置，即接近尺寸b0,应使，通常取=0.5mm左右。锁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。5.2 同步器主要尺寸的确定5.2.1 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。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。 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f取为0.1摩擦因数f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7。5.2.2同步环主要尺寸的确定1、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tanaf。一般取=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7市就很少出现咬住现象。本设计取=7。2、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。3、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。4、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。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钼（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。5.2.3 锁止角锁止角选取得正确，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f、摩擦锥面平均半径、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在2642。5.3变速器壳体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。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.54mm 。采用铸铁壳体时，壁厚取56mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。5.4本章小结本章主要介绍了同步器的几种类型，其中包括常压式、惯性式和增力式三种，结合图示重点说明了惯性式同步器中的锁环式同步器的结构及工作原理和其主要尺寸的要求。最后还阐述了同步器主要参数的设计要求，其中包括摩擦因数如何确定，同步环的主要尺寸如同步环锥面上的螺纹槽、锥面半锥角、平均半径、工作长度，同步环径向厚度的确定，锁止角、同步时间的确定以及转动惯量的计算。第6章 变速器操纵机构设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1. 换档时只允许挂一个档。2.在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置。 3.汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。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挡和实现换挡或退到空挡的工作。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂人一个挡位，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。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、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。6.1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，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。6.2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。此时，变速杆支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换挡传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利影响。综上所述，根据直接操纵手动换挡方案的优点，故本设计选用直接操纵手动换挡方案。6.3本章小结 本章介绍了变速器的几种操纵形式，对几种操纵形式的原理进行了介绍，并分析它们的优缺点选择了合理、简单、高效的变速器的操纵形式。结 论本文是根据汽车的主要技术参数来设计一台两轴式变速器。在变速器的设计过程中，主要的研究内容如下：变速器传动机构布置方案的确定；变速器主要参数的选择；变速器齿轮、轴、轴承的计算和校核；同步器和操纵机构及箱体的设计等。以东方之子汽车主要技术指标，发动机功率转速及车辆行驶环境为依据，通过计算已有的数据得出变速器的各项参数，并利用CAD进行绘图。首先查阅国内外文献，进行了变速器传动方案的论证和选择，分析了变速器各传动方案的优缺点，在综合分析的基础上选择了本设计所依据的传动方案；然后进行变速器的设计计算以及绘制说明书中要用到的图。变速器的传动方案确定后，对变速器的主要参数进行了选择，分配了变速器各挡的传动比和各挡齿轮的齿数及变位系数，并计算了齿轮的弯曲应力和接触应力。在变速器轴的设计部分，首先是进行了变速器轴的结构设计，分配了各段轴的长度和轴径，然后进行了变速器轴的强度和刚度的校核，同时对轴上轴承进行了强度校核。现代变速器广泛采用同步器换挡，本文依据所设计变速器的使用要求，选择了各挡同步器的形式。最后分析了变速器操纵机构的特点和操纵方式，选择了直接操纵式手动换挡变速器，并简单介绍了变速器箱体的设计原则；最后主要是利用CAD进行画图和对设计说明书的完善。 参考文献1陈家瑞主编. 汽车构造M.北京：人民交通出版社，20062余志生主编. 汽车理论M. 北京：机械工业出版社，20003王望予主编. 汽车设计. 第3版M.北京:机械工业出版社,20004龚微寒主编. 汽车现代设计制造M. 北京：人民交通出版社，19955张龙主编. 机械设计课程设计手册M. 北京：国防工业出版社，20066马秋生主编. 机械设计基础M. 北京：机械工业出版社，20057刘维信主编. 汽车设计M. 北京：清华大学出版社, 20018臧杰 阎岩主编. 汽车构造（下册）M. 北京：机械工业出版社, 20059马兰主编. 机械制图M. 北京：机械工业出版社，200610梁治明主编. 材料力学M. 辽宁：高等教育出版社出版，200511王铭主编. 汽车变速器全解析J. 汽车维修，2010，5：1-212张松林主编. 轴承手册M. 北京：电子工业出版社，200713李华敏主编. 齿轮机构设计与应用M. 北京：机械工业出版社，200714石允国. 汽车变速器的现状与前景J.机械研究与应用, 2007.15王连明. 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PRO/ENGINEER零件设计完全手册M. 北京：人民邮电出版社，200719sebulke a the two-mass flywheel-a torsional vibration damper for the power train of passenger carsstate of the art and further technical development (SAE870394).SAE transactions，1987:89-9820Yasuo shimizu ,Toshitake kawai. Development of electric power steering . SAE paper no，1994,15(3,4,5:243-254)致 谢本次设计已经接近尾声，我们要向四年的大学生活说再见。在本次设计中，我搜集并整理了大量的材料，对二轴变速器的结构和工作原理有了更深一层的了解和掌握，并对国内外变速器的发展现状有了一定的认识。此次设计是我所学专业理论知识的一次完整的、系统的体现。在设计过程中不断的发现问题，解决问题，从而发现自己的缺点和不足，并且及时改正。这个对我来说是一次很重要的考验。在这次设计的过程中，李荣老师一直都关注着我的每一步进展，精心指导着我，并给了我很多意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计，这与李老师的耐心指导是分不开的，在此，我对她表示感谢。另外，遇到技术困难的时候，车辆工程专业的老师们也给了我很多帮助。特别要感谢实验室所提供的实物资料，因此我非常感谢他们。由于经验不足，设计中肯定存在缺点和错误，恳切地希望老师在答辩过程中提出批评和指导，以便我的理论知识加以提高。附 录附录1 PRO/E实体建模输入轴与输出轴的建模输入轴齿轮的建模输出轴齿轮的建模输入轴滚针轴承的建模输出轴滚针轴承的建模壳体的建模组装变速器实体附录2英文文献Transmission developmentFrom 1894, a French engineer to a car fitted with the worlds first transmission date, transmission has been car a hundred years of development. Important for the automotive transmission component of the commitment to enlarge the engine torque, torsional characteristics of reactive power with the engine, to achieve the desired power transmission, and thus adapt to various road conditions to achieve the main devices driving. The first is the use of manual transmission. Later, for the convenience of motorists, in the collar between adjacent gear fitted with a synchronizer, the synchronizer rely on, and we do not need to shift to judge the speed. Manual transmission is still present in the automotive industry a wide range of applications, automatic transmission is a trend, but the manual transmission is great fun, embodied persons. The traditional gear transmission with the use of different shift achieved the purpose of twisting, but with the change of gear by foot only hand-off to achieve, and this is the so-called manual transmission. Easily shift to achieve the abolition of clutch pedal and manual the AT (AutomaticTransmission) transmission occurred, it is the main browser using hydraulic Torque traditional mechanical gearbox with the shift function to achieve. In fact, as early as the 1948 Oldsmobile car GM has already emerged on the automatic transmission is now taking shape, but then the automatic transmission is only the addition of hydraulic coupler manual transmission only. AT used because earlier, so the English name is called automatic transmission. However, AT is not the same as in the automatic transmission. As long as we can to achieve the automatic transmission shift automatic transmission can be called, it is necessary to achieve this in fact means a lot: In addition to AT, but also includes other forms of CVT. However, before the overthrow of the name can not, so let us not think so: automatic transmission (AT) including: hydraulic transmission (AT), Electronically Controlled Transmission (ECT), non-polar transmission (CVT). 1908 Ford Model T the first use of a two-speed ratio automatic transmission. Constructed using multiple sets of gear, and gear into the central and peripheral gear, the outside is a runner, with the introduction of the central gear of the torque from the engine is different from camera gear groups so as to be different levels of speed, including Reverse rotation reversing file. Runner-type automatic transmission, there is a drawback, that is, when people start to accelerate there is a feeling of spin the wheels, so drivers will be meng refueling door, but does not immediately increase the speed again. At present, some manufacturers such as Nissan and Fiat, have recourse to some electronic device to try to eliminate this shortcoming, Nissan Primera and the 6-speed transmission Fiat Punto 7-speed gearbox is the result of this effort. Drivers pulled no need to handle, they can easily change the speed. Although the automatic transmission continue to evolve and progress, but there will always be a drawback, that is, the response speed of action and between the pedal there will always be a gap, driving in the impression of a lack of intuition. Appeared in 1969 and the electronic control systems appeared in 1982, which was to improve digital technology. With the engine fuel injection and ignition devices continued to be refined, automatic transmission is also new tricks, such as set up a campaign-style or snow road , such as the manipulation of different ways, some in the instrument panel has a bearing S letter button, you can become extremely rapid acceleration; or snowflake patterns are printed on the button on behalf of the snow moving to avoid slipping in the start. Even worse, a new generation of adaptable style Transmission can also adapt to motorists different habits, the corresponding reaction, so that drivers will become more user-friendly. the intelligent automatic transmission, and spread to the vehicle mass, which is a credit to the French. in 1997 with the Renault Clio Peugeot 206 took the lead in the most advanced computer-controlled technology and is known as fuzzylogie the principle that fuzzy logic. This car can drive based on the temperament, road conditions, vehicle load and the surrounding environment and other factors, in the nine kinds of programs select the most suitable function, the realization of intelligent driving, in order to give full play to the vehicle performance and reduce fuel consumption and ensure safety. now that is, continuously variable transmission CVT (ContinuouslyVariableTransmission) also have been widely used, continuously variable transmission system in the non-use of gears, to provide smooth and no class conversion ratio of the transmission system at the same time light weight, small size, the characteristics of small parts, is recognized as the ideal
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