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黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计摘 要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，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。是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统总成之一。变速器的结构对汽车的动力性、经济性、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。本设计研究了二轴五挡手动变速器，其目的是熟练运用和掌握机械原理、机械设计、AutoCAD等知识，并利用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等几项内容。对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。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。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。对变速器的各挡齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了强度和刚度校核计算,并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的比较与选择。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；齿轮；同步器；设计；参数ABSTRACTTransmission used to change to the drive wheels on the engine torque ancd rotational speed, the purpose is in situ beginning, climbing, turn, accelerate, etc. Various kinds of driving conditions, make cars get different traction and the engine speed, and at the same time at the most favorable conditions range work. Car assembly components is the important constituent, is one of the main transmission system assembly. The transmission of the structure of the power, economy, car reliability and manipulation of portability, transmission and steadiness and efficiency to wait to have direct effect. This design research two axis five block manual gearbox, its purpose is skillfully use and mastering mechanical principle, mechanical design, knowledge, and use AutoCAD AutoCAD software rendering drawings and parts chart and so on several content. The working principle of the transmission of this method and transmission each block and gear shaft to do a detailed design calculation, and the intensity of some standard check, the selection. The transmission scheme design and transmission components of the transmission about the choice of materials. This paper will outline the present situation and developing trend of the transmission is introduced, and the latest development of transmission field situation. The principle of work, explains the of different transmission transmission scheme comparison and selection of rational structure scheme design. Each block of the transmission gear and axis and bearing a detailed design calculation, and the intensity and rigidity check calculation for these components, and choose the appropriate engineering material and heat treatment method. For some standard of the driving scheme selection and transmission of the comparison and selection. Finally, this article will of the transmission shift process - the important components synchronizer and manipulated mechanism is expounded, tells the type, synchronizer working principle and design method and important parameters.Keywords: transmission; Gear; Synchronizer; Design; Parameter67第1章 绪 论1.1概述发动机是汽车的心脏，发动机产生的动力经过传动系统才能驱动车轮转动。传动系统的心脏是变速器。由于发动机的转速和转矩的变化范围小，而汽车行驶速度的变化范围广，所以一开始传动系统就设置了变速器。汽车变速器作为汽车传动系统中的主要变速机构，它的发展经历了100多年，随着汽车技术日新月异的发展，汽车变速器技术的发展也发生了很大的变化。它通过改变转速比，从而改变传动扭矩比，与发动机配合工作。鉴于变速器重要的变速功能，其结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接的影响，所以它也是影响整车性能的重要因素之一。因此变速器的质量一直也是汽车行业竞争的焦点，对变速器的研究开发也越来越显得举足轻重11。1.1.1选题的目的及意义从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为3：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。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。变速器设有空档，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。变速器输入轴从变速器的前端伸出它的外花键与离合器从动盘的内花键相连，主要的主动齿轮与轴做成一体，输出轴上的齿轮空套在输出轴上，与主动齿轮常啮合，它们的旋转与输出轴无关。输出轴齿轮的一边都有带花键的外齿圈，分别与有内花键的接合套相连，接合套可以轴向滑动，与相应的齿轮外齿圈结合，通过接合套将齿轮锁在主轴上，在他们啮合之前，接合套和齿轮中间的同步器使他们同步，常啮合齿轮的轮齿与齿轮的轴线成一定的角度，在任何时候都有几个齿接触，这可以较小齿轮的噪声，平稳的传递扭矩，倒挡惰轮的轮齿通常是直尺，它将动力从一根轴传递到另一根轴2。轿车手动变速器大多为四挡或五挡有级式齿轮传动变速器，并且通常带同步器，换挡方便，噪音小。手动变速在操纵时必须踩下离合，方可拨得动变速杆，本次设计题目为江淮宾悦汽车变速器，本车变速器采用了二轴五档的结构方式，其传动效率高、换挡迅速省力、方便，工作可靠，噪声低。设计过程中要注重设计的合理性，变速器的实用性，保证汽车有必要的动力性和经济性。1.1.2国内外研究现状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需要的主要总成。由于汽车上广泛应采用活塞式内燃机，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应结构简单，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广泛的应用。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统中占据主导地位。与外国相比我国变速器设计手段相对落后，在一些发达国家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、CAD等应用到了设计中，我国现也采用CAD在计算机上进行建模与分析。目前，国内外已经有很多学者专家对汽车变速器作了结构方面的分析研究。从90年代开始，欧美国家就通过有限元法对汽车变速器进行结构分析，并与传统数值方法作比较，通常都取得比较一致的结果。随着CAD技术的发展和应用，许多国家和部门都对其进行了大量的研究和试验，随之开发并形成了一些成套硬件和软件系统。在美国、日本及其欧洲发达国家中，利用CAD技术解决众多繁琐的设计和分析计算。形成了以图形系统为基础、以数据库为核心、以工具系统为支撑和以分析计算机为应用的集成化系统12。1.1.3变速器的功用与分类汽车上广泛使用的活塞式发动机，其输出的转矩和转速变化范围很小，而汽车在行驶时所遇到的复杂的道路条件和使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为此，在汽车的传动系统中设置了变速器。1、变速器的主要功用是3：（1）变速器传动比在较大的范围内告便汽车的行驶速度和汽车驱动轮上转矩的数值，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作。（2）在汽车发动机旋转方向不变的前提下，利用倒档实现汽车倒向行驶。（3）在发动机不熄火的情况下，利用空挡中断动力传递，可以使驾驶员松开离合器踏板离开驾驶位置，且便于汽车起动、怠速、换挡和动力输出。2、变速器的分类3：（1）按传动比变化 变速器可分为有级式、无级式和综合式三种。（2）按操纵方式 变速器可分为强制操纵式变速器、自动操纵式变速器和半自动操纵式变速器三种。1.2设计的主要内容本次设计主要是依据给定的江淮宾悦汽车有关参数，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5档变速器。本文主要完成下面一些主要工作： 1、掌握汽车变速器结构及工作原理，绘出结构原理简图。2、确定主要零部件（齿轮、轴等）主要设计参数，并对关键部位进行校核。3、确定零部件结构尺寸。 4、 使用AutoCAD完成工程图纸。5、编写设计说明书。第2章 变速器传动机构布置方案2.1 变速器传动机构的布置机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同的汽车上得到广泛应用1。2.1.1变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种1：两轴式变速器和中间轴式变速器。1、两轴式变速器两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便，中间挡位传动效率高和噪声低等优点。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，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。 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；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。图2.1 两轴式变速器传动方案图2.1所示的为发动机前置前轮驱动乘用车上的两轴式变速器的传动方案。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，主减速器采用弧齿锥齿轮或双曲面齿轮，发动机横置时则采用圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他挡位均用常啮合齿轮传动。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有困难，而高档同步器可以装在输入轴的后端，如图2.1d、e所示；图2.1f中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；图2.1d所示方案的变速器有辅助支撑，用来提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声。图2.1f所示方案为五挡全同步器式变速器，以此为基础，只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代，即可改变为四挡变速器，从而形成一个系列产品。2、中间轴式变速器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客车上。变速器第一轴的前端经轴承支撑在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节相连。 图2.2 中间轴式四档变速器传动方案图2.3 中间轴式五档变速器传动方案图2.4 中间轴式六档变速器传动方案其共同特点是1：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。直接挡的利用率高于其它挡位，提高了变速器的使用寿命；在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，一挡可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。在除直接挡以外的其他挡位工作时，传动效率略有降低，这是它的缺点。3、分析并选定方案固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。两轴式变速器的第二轴（即输出轴）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。此外，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。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客车上。变速器第一轴的前端经轴承支撑在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴末端经花键与万向节链接。本次设计题目为江淮宾悦汽车变速器的设计，经查找资料可知江淮宾悦汽车为轿车类型，发动机前置前驱，并结合两轴式变速器与中间轴式变速器的优点与缺点的比较，最终选定为二轴五挡变速器，传动方案如图2.1f所示。2.1.2倒挡传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。倒挡设置在变速器的左侧或右侧在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。图2.4为常见的倒挡布置方案。图2.4b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2.4c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2.4d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.4c所示方案。图2.4e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2.4f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2.4g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。由于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。本设计采用图2.4f所示的传动方案。图2.5 变速器倒档传动方案2.2变速器各主要零、部件结构方案分析2.2.1齿轮形式齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。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档和倒挡。在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。2.2.2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。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 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。2.2.3变速器操纵机构的布置方案（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。2.2.4换挡机构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。 现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。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。表2-1同步器优缺点比较直齿滑动齿轮(仅在1档、倒档使用）啮合套（要求不高的档位和重型车上使用）同步器（广泛使用）优点结构简单、紧凑。主要是配合斜齿轮传动使用。由于常啮合，减少了噪音动载荷强度和寿命都得到提高。保证换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短换挡时间。缺点换挡不方便、换挡时冲击大，导致齿轮早期损坏，易脱档，噪音大，采用较少。仍有冲击，但较前者小些。结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加。同步器分为锁销式同步器和锁环式同步器，考虑结构布置的合理性、紧凑性及锥面间摩擦力矩大小等因素，锁环式惯性同步器多用在小型汽车上，有的中型汽车变速器中、高速挡也采用这种同步器，故本次设计选择锁环式同步器换挡方式。2.2.5设计变速器操纵机构时应满足以下要求1、要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁。（1）互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其他变速杆叉轴互被锁止，互锁装置的结构主要有以下几种：互锁销式、摆动锁块式、转动锁止式、三向锁销式，此次设计中互锁装置选择第一种，其结构型式如图2-6所示。（2）自锁装置的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向力作用而致脱档，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员有换档的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球（或锁销）推入叉轴的凹臼中实现的。变速叉轴的凹臼间距是由挂档齿轮移动的距离来决定的，其结构型式如图2-6所示。（3）在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档，以致造成安全事故和损坏传动系，在操纵机构中都设有倒档锁或倒档安全装置。倒档锁能在驾驶员挂倒档时给驾驶员明显手感，以起到提醒作用，防止误挂倒档，其结构见总装配图。2、要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度。3、应使驾驶员得到必要的手感。图2-6 变速器自锁与互锁结构1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴2.3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及方案，对两轴式变速器和三轴式变速器的优点和缺点进行了对比，最终本次设计选择了二轴五挡变速器，然后对倒挡机构进行了设计，确定了倒挡的布置方案，最后对零件的结构方案进行了分析，本章对变速器的结构及主要零件的形式做出了初步的分析和选择，为后期设计工作打下了基础。第三章 变速器主要参数的选择及齿数的分配3.1 概述及传动比确定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。表3.1 2009款江淮宾悦轿车参数发动机最大功率95KW最高车速185Km/h最大功率转速6000r/min总质量1470Kg发动机最大转矩172N m车轮205/55 R16最大转矩转速4200r/min3.1.1 挡数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。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个挡或更多的挡位。载重质量在2.03.5t的货车采用五挡变速器，载重质量在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。故本次设计选用五挡手动变速器。3.1.2 变速器各挡传动比的确定1. 确定最小传动比 （3.1）式中 最高车速，=185km/hr 车轮半径，r= 0.316mn功率转速 ，n=6000r/min 主减速器传动比 最高挡传动比 本次设计为二轴变速器，二轴变速器无直接挡，最小传动比为最高挡传动比即五挡传动比。 =0.377=4.829675所以取4.83。2. 最大传动比汽车的最大驱动力按行驶方程为汽车爬坡时车速很低，可忽略空气阻力 （3.2）式中 G 车辆总重量（N）；滚动阻力系数，对良好路面=0.010.02；发动机最大扭矩（Nm）；主减速器传动比；变速器传动比；为传动效率；（0.95）R 车轮滚动半径；最大爬坡度本设计为能爬30%的坡，大约。由公式（3-2）得： （3.3）已知：m=1430kg；r=0.316m； Nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3-3）式：满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （3.4）式中 驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对干燥良好的路面可取0.70.8之间。取0.8，把数据代入（3-4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：则取2.43. 其他各挡传动比确定 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：（其中n为档位数） （3.5） 3.1.3确定中心距初选中心距时，可根据下述经验公式计算： （3.6）式中：中心距系数，乘用车：=8.99.3，取=9.3；发动机最大转矩，172Nm；变速器一挡传动比，2.4；变速器传动效率，取96%。由公式（2.4）得：A=68.310mm；乘用车变速器的中心距在6080mm范围内变化，圆整后得变速器中心距A=68mm。3.1.4外形尺寸变速器的轴向尺寸与挡位数、齿轮型式、换挡机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参照下式初选。乘用车变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A，取（204237.2）mm。3.2齿轮参数的选择3.2.1模数的确定 在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为减少噪声应减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小些。表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V 1.61.6V 2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00本设计为宾悦2.0L，则一挡=3.0mm 二挡=3.0mm 三挡=2.75mm四挡=2.75mm 五挡=2.75mm 倒挡=3.0mm3.2.2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。3.2.3螺旋角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。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。乘用车变速器：两轴式变速器为2025中间轴式变速器为2234本次设计为两轴式变速器即在2025中取；=253.2.4齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，斜齿，取为6.08.5。一档齿宽为b=21 mm 二档齿宽为b=21mm三档齿宽为b=16.5mm 四档齿宽为b=16.5mm五档齿宽为b=16.5mm 倒档齿宽为 b=21mm3.2.5齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为1.00。3.3各挡齿数的分配在初选了变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配。斜齿齿数和： （3.7）直齿齿数和： （3.8）3.3.1一挡齿数及传动比的确定取=41轿车Z1在1217中取，Z1取12，则Z2=41-12=293.3.2对中心距A进行修正 =mm （3.9）则修正后的标准中心距取=68mm3.3.3二挡齿数及传动比的确定其中：=68mm，=1.832，=3.，；将数据代入上两式，齿数取整得：，3.3.4三挡齿数及传动比的确定已知：=68mm，=1.386，=2.75，；将数据代入上两式，齿数取整得：，3.3.5四挡齿数及传动比的确定已知：=68mm，=1.053，=2.75，；将数据代入上两式，齿数取整得：，3.3.6五挡齿数及传动比的确定已知：=68mm，=0.80，=2.75，；将数据代入上两式，齿数取整得：，3.3.7倒挡齿数及传动比的确定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=22，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距及输出轴与倒挡轴的中心距。已知：=12 =3.0 =69；将数据代入上式，=25则倒档传动比输入轴与倒档轴之间的距离mm输出轴与倒档轴之间的距离mm3.4变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整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。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档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，抵挡选用较小的螺旋角，一挡、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。3.4.1一挡齿轮的变位端面压力角 = 端面啮合角 =变位系数之和 经查表可得：inv=0.019817 inv=0.032853=0.7342查变位系数线图得： 3.4.2二挡齿轮的变位端面压力角 = 端面啮合角 =变位系数之和 经查表可得：inv=0.019817 inv=0.0273434=0.4239查变位系数线图得： 3.4.3三挡齿轮的变位端面压力角 = 端面啮合角 =变位系数之和 经查表可得：inv=0.0194898 inv=0.0210684=0.09758查变位系数线图得： 3.4.4四挡齿轮的变位端面压力角 = 端面啮合角 =变位系数之和 经查表可得：inv=0.0194898 inv=0.0210684=0.09758查变位系数线图得： 3.4.5五挡齿轮的变位端面压力角 = 端面啮合角 =变位系数之和 经查表可得：inv=0.0194898 inv=0.0210684=0.09758查变位系数线图得： 3.4.6倒挡齿轮的变位 1、输入轴与倒挡轴端面压力角 = 端面啮合角 =变位系数之和 经查表可得：inv=0.0194432 inv=0.0270486=0.35523查变位系数线图得： 2.输出轴与倒挡轴端面压力角 = 端面啮合角 =变位系数之和 经查表可得：inv=0.0194432 inv=0.030485=0.71292查变位系数线图得： 3.5各挡齿轮主要参数的确定3.5.1一挡齿轮参数 表3.3 一挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降低系数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽11基圆直径12节圆直径3.5.2二挡齿轮参数表3.4 二挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降低系数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽11基圆直径12节圆直径3.5.3三挡齿轮参数表3.5 三挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降低系数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽11基圆直径12节圆直径3.5.4四挡齿轮参数表3.6 四挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降低系数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽11基圆直径12节圆直径3.5.5五挡齿轮参数表3.7 五挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降低系数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽11基圆直径12节圆直径3.5.6倒挡齿轮参数表3.6 倒挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降低系数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽11基圆直径12节圆直径序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降低系数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽11基圆直径12节圆直径3.6齿轮的校核3.6.1齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面胶合以及移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、吃面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。变速器齿轮这种破坏出现较少。3.6.2齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力 = （3.10） 式中 弯曲应力（M）；计算载荷（Nmm）；应力集中系数；=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合上的摩擦力的方向不同，对弯曲应力影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；m模数；y齿形系数，如图3.1所示；齿宽系数：直齿=4.58.0。斜齿轮弯曲应力 = （3.11） 式中 计算载荷（Nmm）；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数；=1.50；Z齿数；法面模数；y齿形系数，可按当量齿数=在图3.1中查得；重合度影响系数，=2.0；齿宽系数：斜齿=6.08.5，取=7。图3.1齿形系数图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档齿轮，许用应力在180350M范围，即=180350M。1、一挡主从动齿轮弯曲应力一挡主动齿轮弯曲应力= = =203.7258M一挡从动齿轮弯曲应力=187.23149 M2、二挡主从动齿轮弯曲应力二挡主动齿轮弯曲应力 = =174.60823 M二挡从动齿轮弯曲应力 = = =165.42857 M3、三挡主从动齿轮弯曲应力三挡主动齿轮弯曲应力 = = =217.70828 M三挡从动齿轮弯曲应力 = = =218.46238 M4、四挡主从动齿轮弯曲应力四挡主动齿轮弯曲应力 = = =189.68387 M四挡从动齿轮弯曲应力 = = =187.4131 M5、五挡主从动齿轮弯曲应力五挡主动齿轮弯曲应力 = = =159.58448 M五挡从动齿轮弯曲应力 = = =129.68079 M6、倒挡主从动齿轮弯曲应力倒挡主动齿轮弯曲应力 = = =239.81363 M倒挡齿轮弯曲应力 = = =225.16587 M倒挡从动齿轮弯曲应力= = =122.81775 M3.6.3.轮齿接触应力计算 （3-12）式中：轮齿的接触应力（Mpa）；F齿面上的法向力（N）， ；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；d节圆直径（mm）；节点处压力角；齿轮螺旋角；E齿轮材料的弹性模量，合金钢取E=；b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；、为主、从动齿轮的节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力如下：渗碳齿轮：一挡和倒挡=19002000M，常啮合齿轮和高档=13001400M。1、一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mmN由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷1/2作为计算载荷，将以上数据代入（3-12）可得：MPa2、二档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mmN同一挡，将以上数据代入（3-12）可得：MPa3、三档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mmN同一挡，将以上数据代入（3-12）可得：MPa4、四档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mmN同一挡，将以上数据代入（3-12）可得：MPa5、五档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mmN同一挡，将以上数据代入（3-12）可得：MPa6、倒档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mmN将以上数据代入（3-12）可得：MPa已知：Nmm；MPa；mmN将以上数据代入（3-12）可得：MPa已知：Nmm；MPa；mmN将以上数据代入（3-12）可得：MPa3.7 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并对齿轮的弯曲应力和接触应力进行了校核，为下章对轴及轴承进行校核做准备。第4章 变速器轴和轴承的设计与选择4.1概述变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性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和已知条件初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。4.2变速器轴的轴径和轴长设计计算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。按扭转强度条件确定轴的最小直径： （4.1）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（4-1）式，得：mm第一轴花键部分的直径可根据发动机的最大转矩(Nm)按下式初选： 则 =22.24525.58mm故可取第一轴花键部分的直径为25mm。变速器最大直径d可根据中心距按以下公式初选 则 =30.640.8mm变速器的最大直径和支承间的距离可按下列关系初选： mm4.3 轴的结构设计根据轴的制造工艺性要求，将轴的各部分尺寸初步设计如图4.1、4.2所示：图4.1 输入轴各部分尺寸图4.2 输出轴各部分尺寸4.4 变速器轴的强度计算4.4.1齿轮和轴上的受力计算齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出：圆周力： （4.2） 径向力： （4.3）轴向力： （4.4）式中：发动机最大转矩；齿轮分度圆半径；齿轮压力角；螺旋角。1、一挡处受力情况（1）一挡输入轴N N N（2）一挡输出轴 N 2、二挡处受力情况（1）二挡输入轴N N N（2）二挡输出轴 N 3、三挡处受力情况（1）三挡输入轴N N N（2）三挡输出轴 N 4、四挡处受力情况（1）四挡输入轴N N N（2）四挡输出轴 N 5、五挡处受力情况（1）五挡输入轴N N N（2）五挡输出轴 N 6、倒挡处受力情况（1）倒挡输入轴N N N（2）倒挡轴 N （3）倒挡输出轴 N 4.4.2轴的刚度校核对齿轮工作影响最大的轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角，前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合，后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支撑的梁。作用在第一轴上的转矩应取。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。 （4.5） （4.6） （4.7）式中：齿轮齿宽中间平面的径向力（）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（）；弹性模量（），=；惯性矩（），对于实心轴，；轴的直径（），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（）；支座间的距离（）。轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内挠度的许用值。齿轮所在平面的转角不应超过0.002。（1）一挡处轴的刚度校核将一挡输入轴处数值带入公式（4.5）、（4.6）、（4.7）可得出：一挡输入轴处：；且有： 一挡输出轴处：；且有： 一挡时满足刚度要求。（2）二挡处轴的刚度校核将二挡输入轴处数值带入公式（4.5）、（4.6）、（4.7）可得出：二挡输入轴处：；且有： 二挡输出轴处：；且有： 二挡时满足刚度要求。（3）三挡处轴的刚度校核将三挡输入轴处数值带入公式（4.5）、（4.6）、（4.7）可得出：三挡输入轴处：；且有： 三挡输出轴处：；且有： 三挡时满足刚度要求。（4）四挡处轴的刚度校核将四挡输入轴处数值带入公式（4.5）、（4.6）、（4.7）可得出：四挡输入轴处：；且有： 四挡输出轴处：；且有： 四挡时满足刚度要求。（5）五挡处轴的刚度校核将五挡输入轴处数值带入公式（4.5）、（4.6）、（4.7）可得出：五挡输入轴处：；且有： 五挡输出轴处：；且有： 五挡时满足刚度要求。（5）倒挡处轴的刚度校核将倒挡输入轴处数值带入公式（4.5）、（4.6）、（4.7）可得出：倒挡输入轴处：；且有： 倒挡输出轴处：；且有： 倒挡时满足刚度要求。4.4.3轴的强度校核作用在齿轮上的径向力和轴向力使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形，在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩和，轴在转矩和弯矩的作用下，其应力为： （4.8） ； （4.9）式中：轴的直径；抗弯截面系数。在低档工作时。1.输入轴强度校核已知N；N ；a=21.5mm；b=211mm；L=232.5mm；d=25mm。计算水平面内支反力： （4.10） （4.11）将已知数据代入公式（4.10）、（4.11）中可得：=7843.0065 =799.1239计算垂直面内支反力： （4.12） （4.13）将已知数据代入公式（4.12）、（4.13）中可得：=2635.4145 =510.0637计算垂直面内的弯矩最大弯矩为： （4.14） Nmm （4.15） Nmm （4.16）Nmm最小弯矩为：Nmm计算水平面内的弯矩 Nmm （4.17）计算合成弯矩 M=263820 （4.18）则 =172.07124 （4.19）400MPa弯矩图为图4.3 输入轴的弯矩图2.输出轴强度校核已知N；N ；a=22mm；b=211mm；L=233mm；d=30mm。计算水平面内支反力： （4.20） （4.21）将已知数据代入公式（4.10）、（4.11）中可得：=3238.41478 =337.6546计算垂直面内支反力： （4.22） （4.23）将已知数据代入公式（4.12）、（4.13）中可得：=1324.36475 =114.78345计算垂直面内的弯矩最大弯矩为： （4.24） Nmm （4.25） Nmm （4.26）Nmm最小弯矩为：Nmm计算水平面内的弯矩 Nmm （4.27）计算合成弯矩 M=193968 （4.28）则 =73.21288 （4.29）400MPa弯矩图为图4.4 输出轴的弯矩图4.5 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。 （4.30）式中，=111，h表4.1 变速器各档的相对工作时间或使用率车型档位数最高档传动比/%变速器档位轿车普通级以下3113069410.532076.541182368中级以上3112277410.5210.587410.532076.5510.52418.575510.521557.5254.5.1输入轴轴承校核1输入轴左端轴承该轴承经查轴承手册选用30204型号的轴承；则查得KN，KN，e = 0.35。. 已知：N，N则 ，查机械设计手册得到=1.1N；N 当量动载荷 （4.31） （4.32）查表4.1可得到该档的使用率，所以：2输入轴右端轴承该轴承经查轴承手册选用30204型号的轴承；则查得KN，KN，e = 0.35。. 已知：N，N则 ，查机械设计手册得到=1.1N；N 当量动载荷 查表4.1可得到该档的使用率，所以：4.5.2输出轴轴承校核1输出轴左端轴承该轴承经查轴承手册选用30204型号的轴承；则查得KN，KN， e = 0.43。. 已知：N，N则 ，查机械设计手册得到=1.1N；N 当量动载荷 查表4.1可得到该档的使用率，所以：2输出轴右端轴承该轴承经查轴承手册选用30204型号的轴承；则查得KN，KN，e = 0.35。. 已知：N，N则 ，查机械设计手册得到=1.1N；N 当量动载荷 查表4.1可得到该档的使用率，所以：4.6 本章小结本章对变速器轴进行了详细的设计，同时对变速器轴在不同档位工作时的刚度、强度进行了系统的校核，保证变速器在工作时轴能在许用应力、刚度等条件范围内。对变速器轴承进行了选取以及轴承的校核，使选取的轴承能在规定的使用范围内工作，同时应满足在规定的使用寿命内无故障。第5章 变速器同步器及操纵机构的设计5.1 同步器的设计5.1.1同步器的结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：图5.1 锁环式同步器如图5.1，此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥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，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触如图5.2b所示，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。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靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。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，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合如图5.2所示，完成同步换档。图5.2 锁环同步器工作原理5.1.2同步环主要参数的确定 (1) 同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图7.3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5.3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。(2) 锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan。一般=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7。图5.3 同步器螺纹槽形式 (3) 摩擦锥面平均半径R R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为2535mm。（4) 锥面工作长度b缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定 （5.1）设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。（5） 同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.30.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。（6） 锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在2646范围内变化。本次设计锁止角取。（7） 同步时间t同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.150.30s，低档取0.500.80s；对货车变速器高档取0.300.80s，低档取1.001.50s。5.2 操纵机构及壳体的设计5.2.1操纵机构的设计设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1、换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如图5.4所示。 图5.4 变速器自锁与互锁结构1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖 4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴2、在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置如图5.4所示。图中互锁装置由互锁钢球4和互锁销5组成，每根拨叉轴在朝向互锁钢球的侧表面上都制出一个深度相等的凹槽，任一拨叉轴处于空挡，其侧面凹槽都正好对准互锁钢球4，两个互锁钢球直径之和正好等于相邻两轴之间的距离减去轴的直径，再加上一个凹槽的深度。中间拨叉轴上的两个凹槽之间有孔相通，空中有一根可以移动的互锁销5，销的长度等于拨叉轴的直径减去一个凹槽的深度。5.2.2变速器壳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。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。5.3 本章小结本章主要是同步器及操纵机构的工作原理的介绍，选择与本设计相适应的同步器和操纵机构，确定使用锁环式同步器。同时对同步器主要参数进行确定，使同步器能够满足本设计的需要。结 论本次毕业设计的主要内容是设计江淮宾悦汽车变速器的设计。在设计过程中，主要完成了变速器传动方案的确定，变速器各挡传动比分配的确定，变速器齿轮参数的选择，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任务。传统的设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后验算其强度，传动质量指标等，如果不符合要求则根据经验改变某些参数，继续验算，直至符合所有的条件与要求。本次设计采用二轴式变速器。这台变速器具有五个前进挡（包括一个超速档五挡）和一个倒挡，并通过锁环式同步器来实现换挡。改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动机能够起动 、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。在本次设计过程中，设计过程只是根据一般步骤完成的，具体的细节部分考虑不周，这些原因都造成了所设计的变速器离实际应用还有很大的距离，需要自己在以后的学习和工作中不断提高。本次设计以江淮宾悦汽车变速器设计为题。通过确定传动机构布置方案，确定各挡传动比，选择及设计计算齿轮参数，设计及校核轴与轴承，设计操纵机构和箱体以及对图纸的绘制等设计工作，完成此次毕业设计。参考文献1王望予主编. 汽车设计（第四版）M. 北京：机械工业出版社, 2004.82刘维信主编. 汽车设计M. 北京：清华大学出版社, 20013臧杰. 阎岩主编. 汽车构造（下册）M. 北京：机械工业出版社, 2005.84马秋生主编. 机械设计基础M. 北京：机械工业出版社，2005.125马兰主编. 机械制图M. 北京：机械工业出版社，2006.56张龙主编. 机械设计课程设计手册M. 北京：国防工业出版社，20067黄宗益主编. 现代轿车自动变速器原理和设计M. 上海：同济大学出版社，20068龚微寒主编. 汽车现代设计制造M. 北京：人民交通出版社，19959孙存真 王占岐主编. 中外汽车构造图册M. 吉林：吉林科技出版社，199610向立明主编. 汽车变速器的发展历史及未来趋势J. 公路与汽运，2007，1（1）：1-211王铭主编. 汽车变速器全解析J. 汽车维修，2010，5：1-212傅灵玲主编. 机械式汽车变速器的结构分析与优化D. 广东：广东大学，20092011-3-6 /Thesis_Y1599304.aspx13余志生主编. 汽车理论.第3 版M.北京:机械工业出版社,200014陈清红主编. 手动变速器试验电加载技术研究D. 合肥: 合肥工业大学，2 0102011-3-3. /Thesis_Y1700237.aspx15蒋春明 阮米庆主编. 汽车机械式变速器多目标可靠性优化设计J. 汽车工程，2007，12：1-216周鹤良 王天顺主编.加速电动自行车产业化J.中国机电工业，2001(5)17周尔民 周新建主编. 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Modeling and estimation for stepped automatic transmission with clutch-to-clutch shift technology, 2004，9:4-520Gongjie Zhaodingxuan Chenying. study on shift schedule saving energy of automatic transmission of ground vehiclesJ.Gong et al./Zhejiang Univ SCI, 2004,5:1-2致 谢时光飞逝，还有一个月就要离开学习和生活了四年的大学校园了。回顾四年来，从对汽车的一无所知，到现在能进行简单的设计，感慨良多。这些都是汽车系的每一位老师辛勤，努力的结果。作为车辆工程专业的学生，我们学到了汽车的专业知识，尽管刚开始接触时有点陌生，但经过老师和学生的共同努力，我们顺利完成了学业，并为以后继续从事汽车行业的工作和学习奠定了基础。首先要感谢从最初的开题报告到最终指导我完成毕业设计的臧杰老师，感谢她这段时间以来对我的辛勤指导。在变速器的结构、传动布置方案，操纵机构及箱体的设计中得到了汽车构造实验室老师的大力帮助。在他们的帮助下，我知道了操纵机构的布置，箱体的形式等，对我后来绘制变速器总装图有很大帮助。另外，遇到技术困难等问题令我迷惑时，车辆工程专业的老师们也给予我很多宝贵意见和指导，本设计的完成也凝聚了车辆工程教研室所有老师的辛勤汗水，是他们无私的帮助和支持，才使我的毕业设计工作顺利完成，在此向车辆工程教研室所有的老师表示由衷的谢意。附 录附录A 英文文献TransmissionOverviewTransmission 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 ratio brought about by the realization of non-class change.Widely used in automot
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