大众宝来1.6两轴六速手动变速器设计-二轴六档【7张CAD图纸+文档全套】
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I两轴六速手动变速器设计两轴六速手动变速器设计摘要摘要：轿车作为一种最常用汽车，已在现代的社会中占有举足轻重的地位。而变速器是汽车传动系统结构中最重要的部分之一，汽车的前进、后退，增速、减速都要靠变速器传动来实现。而且变速器在汽车的动力性和燃油经济性上也有很重要的影响。本次设计的汽车变速箱主要是从强度方面来对齿轮的尺寸计算及校核，轴的尺寸计算和位置的确定，选择设计满足其承载能力的同步器。另外，针对齿轮作用力的不同，在不同的轴上选择合适的轴承。利用软件 AUTCAD 完成变速器总成图、第一轴、第二轴、各个挡齿轮及同步器的设计。随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也越来越高。通过对轿车车变速器的设计，我了解到变速器在汽车结构中具有着重要的作用，因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。关键词：关键词：变速器；齿轮；同步器；设计IITwo six-speed manual transmission shaft designAbstract: As one of the most popular sedan car, already occupies a pivotal position in modern society. The transmission is a car transmission structure is one of the most important part of the car forward, backward, growth rate, have to rely on the transmission gear drive to achieve. And transmission also has a very important influence in the cars power and fuel economy. The design of the car gearbox is mainly from strength to determine the size of the computing gear and checking the size and position of the axis is calculated, select the design to meet their carrying capacity synchronizer. In addition, different force for the gear, the shaft in a different choice of suitable bearings. Transmission assembly is completed using software AUTCAD Figure, the first shaft, a second shaft, and the respective speed gear synchronizer design. With the rapid development of Chinas automobile industry, the demand for cars is increasing. By car vehicle transmission design, I learned that the transmission has an important role in the automotive structure, thus improving transmission structure of the automotive industrys development and progress have far-reaching significance. Keywords: Transmission; Gear; Synchronizer; DesignIII目目 录录第第 1 章章 绪绪 论论.11.1 变速器的概述变速器的概述.11.2 变速器的种类变速器的种类.21.3 设计要求设计要求.3第第 2 章章 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案.42.1 变速器传动方案分析与选择变速器传动方案分析与选择.42.2 倒档布置方案倒档布置方案.42.3 零部件结构方案分析零部件结构方案分析.52.3.1 齿轮形式齿轮形式.52.3.2 变速器轴变速器轴.62.3.3 变速器轴承的选择变速器轴承的选择.6第第 3 章章 变速器主要参数的选择与零件的设计变速器主要参数的选择与零件的设计.73.1 主要参数的选择主要参数的选择.73.1.1 档数档数.73.1.2 传动比范围传动比范围.73.1.3 变速器各档传动比的确定变速器各档传动比的确定.73.1.4 中心距的选择中心距的选择.93.1.5 变速器的外形尺寸变速器的外形尺寸.103.1.6 齿轮参数的选择齿轮参数的选择.103.2 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算各档齿轮齿数的分配及传动比的计算.113.3 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整.14第第 4 章章 变速器齿轮强度校核变速器齿轮强度校核.164.1 齿轮材料的选择原则齿轮材料的选择原则.164.2 变速器齿轮弯曲强度校核变速器齿轮弯曲强度校核.164.3 轮齿接触应力校核轮齿接触应力校核.184.4 倒档齿轮的校核倒档齿轮的校核.20第第 5 章章 轴的及轴上零件的设计与选择轴的及轴上零件的设计与选择.215.1 初选轴的直径初选轴的直径.215.2 轴的强度验算轴的强度验算.225.2.1 轴的刚度计算轴的刚度计算.225.2.2 轴的强度计算轴的强度计算.255.3 轴承选择与寿命计算轴承选择与寿命计算.28IV5.3.1 输入轴轴承的选择与寿命计算输入轴轴承的选择与寿命计算.285.3.2 输出轴轴承的选择与寿命计算输出轴轴承的选择与寿命计算.30第第 6 章章 变速器同步器及结构元件设计变速器同步器及结构元件设计.326.1 同步器设计同步器设计.326.1.1 同步器的功用及分类同步器的功用及分类.326.1.2 惯性式同步器惯性式同步器.326.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定锁环式同步器主要尺寸的确定.336.1.4 主要参数的确定主要参数的确定.346.2 速器的操纵机构速器的操纵机构.356.3 速器壳体速器壳体.36参考文献参考文献.37致致谢谢.38湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文1第第 1 章章 绪绪 论论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。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，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。1.1 变速器的概述变速器的概述变速器作为传递力和改变汽车车速的主要装置，现在对其操纵的方便性和档位数方面的要求愈来愈高。目前，四、五档特别是五档的变速器的用量有日渐增加的趋势。同时，六挡变速器的装车率也在上升。变速器是用于改变发动机的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种路障的不同条件下对驱动车轮牵引力级车速不同要求的汽车总成。设置变速器的目的是在各种行驶状况下，是汽车获得不同的牵引力和速度，同时是发动机在最有利的工作范围内工作。因此它的性能直接影响到汽车的动力性和经济性。我们知道，汽车发动机在一定的转速下能够达到最好的状态，此时发出的功率你较大，燃油经济性也比较好。因此，我们希望发动机总能在其最佳状态下工作。但是，汽车在实际使用中还是需要有不同的速度，这样就产生了矛盾。这个矛盾需要通过变速器来解决。变速器的作用用一句话来概括就是变速变扭，即减速增扭或增速减扭。为什么减速可以增扭，而增速又要减扭呢？在相同情况下，发动机输出的功率是不变的，功率可以表示为 N=T，其中 是传动角速度，T 是扭矩。当 N 固定的时候， 和 T 是成反比的。所以减速必增扭，反之亦然。汽车变速器的就是根据变速器变速变扭的原理，分成各个档位对应不同的传动比，以适应不同的运行状况。对于变速器提出如下基本要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性2）设置空挡，用来切断发动机向驱动轮的动力传输3）设置倒档，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。汽车在行驶过程中，变速器不得有跳挡、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）变速器的工作噪声低湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文2此外，变速器还要满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易和维修方便等要求。1.2 变速器的种类变速器的种类变速器有传动机构和操纵机构组成。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT） 、自动变速器（AT） 、手/自一体变速器（AMT） 、无级变速器（CVT） 。（1）手动变速器(MT)手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是 3.85,二档是 2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有 5 个值(即有 5 级)，所以说它是有级变速器。曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课” ，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。（2）自动变速器（AT）自动变速器（AutomaticTransmission） ，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。（3）手动/自动变速器（AMT）其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂 911 车型上首先推出，称为 Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+” 、 “-”选择档位。在 D 档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。（4）无级变速器当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界” 。无级变速器最早由荷兰人范湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文3多尼斯（VanDoornes）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档” 、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。本次设计的变速器为手动变速器。1.3 设计要求设计要求本次设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数如下：大众宝来 2014 款 1.6L 手动时尚型参数：车身尺寸：长宽高=452317751467轴距：2610mm最高车速：180km/h百公里加速时间 11.8s整备质量：1265kg最大功率/最大功率转速：77kw/ 5600rpm最大扭矩/最大扭矩转速：155N.m/3800rpm轮胎尺寸：前轮 195/65 R15；后轮 195/65 R15湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文4第第 2 章章 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案2.1 变速器传动方案分析与选择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：两轴式变速器和中间轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 综上所述，由于此次设计的宝来 1.6L 手动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，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择 6 档变速器，并且六档为超速档。2.2 倒档布置方案倒档布置方案常见的倒档布置方案如图 2.1 所示。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；图 2.1c 方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图 2.1d 方案对 2.1c 的缺点做了修改；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 2.1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图 2.1f 所示方案。湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文5图 2.1 倒档布置方案2.3 零部件结构方案分析零部件结构方案分析2.3.1 齿轮形式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，所以本设计全部选用斜齿轮。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b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，b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：C （2.1）2)4 . 12 . 1 (dC 式中：花键内径。2d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 2.2 中的尺寸可取为花1D键内径的 1.251.40 倍。湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文6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。40. 080. 0aa，RR2.3.2 变速器轴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8 . 0aR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。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。2.3.3 变速器轴承的选择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。 由于本设计的变速器为两轴变速器，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。湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文7第第 3 章章 变速器主要参数的选择与零件的设计变速器主要参数的选择与零件的设计3.1 主要参数的选择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，大众宝来 2014 款 1.6L 手动时尚型整车主要技术参数如下：车身尺寸：长宽高=452317751467轴距：2610mm最高车速：180km/h百公里加速时间 11.8s整备质量：1265kg最大功率/最大功率转速：77kw/ 5600rpm最大扭矩/最大扭矩转速：155N.m/3800rpm轮胎尺寸：前轮 195/65 R15；后轮 195/65 R153.1.1 档数档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 45 个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个档。商用车变速器采用 45 个档或多档。载质量在 2.03.5t 的货车采用五档变速器，载质量在 4.08.0t 的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。档数选择的要求：（1）相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下。（2）高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，本次设计的轿车变速器为 6 档变速器。3.1.2 传动比范围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。最高档通常是直接档，传动比为 1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为 0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。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，其它商用车则更大。本设计最高档传动比为 0.78。3.1.3 变速器各档传动比的确定变速器各档传动比的确定（1）主减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12： （3.1）0377. 0iirnuga湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文8式中：汽车行驶速度（km/h） ；au 发动机转速（r/min） ；n 车轮滚动半径（m） ；r 变速器传动比；gi 主减速器传动比。0i已知：最高车速=180 km/h；最高档为超速档，传动比=0.78；车轮滚动半径maxaumaxavgi由所选用的轮胎规格 195/65 R15 得到：mmr25.317%6519524 .2515发动机转速=5600（r/min） ；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：npn77. 418078. 01025.3175600377. 0377. 030aguinri（2）最抵档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，max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）13。用公式表示如下： （3.2）maxmax0maxsincosGGfriiTtge式中：G 车辆总重量(N)； 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面 =0.010.02)；f发动机最大扭矩(Nm)；maxeT 主减速器传动比；0i 变速器传动比；gi 为传动效率（0.850.9） ；tR 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约）max7 .16由公式（3.2）得： （3.3）tegiTrGGi0maxmaxmax1)sincos(已知：m=1265kg；r=0.317m；g=9.8m/s2015. 0f7 .16maxmNTe155max77. 40i湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文9；，把以上数据代入（3.3）式：864. 0t856. 1864. 077. 4155317. 0)7 .16sin8 . 912657 .16cos015. 08 . 91265(1gi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：ntgeFriiT10max （3.4）tengiTrFi0max1式中：驱动轮的地面法向反力，；nFgmFn1 驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面可取 0.70.8 之间。已知：前轮轴荷kg；取 0.6，把数据代入（3.4）式得：12658 . 01m953. 2864. 077. 4155317. 06 . 08 . 08 . 912651gi所以，一档转动比的选择范围是：953. 2856. 11gi初选一档传动比为 2.9。（3）变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即： qiiiiiiiiii6554433221300. 178. 09 . 25451iiq015. 1300. 132. 132. 1300. 1716. 1716. 1300. 1231. 2231. 2300. 19 . 235342312qiiqiiqiiqii3.1.4 中心距的选择中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算14： （3.5）31maxgeAiTKA式中：湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文10A 变速器中心距（mm） ； 中心距系数，乘用车=8.99.3；AKAK发动机最大输出转距为 155（Nm） ；maxeT 变速器一档传动比为 2.9；1i 变速器传动效率，取 96%。g（8.99.3）=（8.99.3）7.557=67.25570.278mmA396. 09 . 2155轿车变速器的中心距在 6080mm 范围内变化。初取 A=68mm。3.1.5 变速器的外形尺寸变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：2 .23120468)4 . 30 . 3()4 . 30 . 3(ALmm初选长度为 230mm。3.1.6 齿轮参数的选择齿轮参数的选择（1）模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档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；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。表 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表 3.2 选取各档模数为，由于轿车对75. 2nm降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。（2）压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角15。 国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、25、30等，普遍采用 30压力角。乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量/tam车 型1.0V1.61.6V2.56.014am模数/mmnm2.252.752.753.003.504.504.506.00湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文11本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角 20。（3）螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为 22。（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。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：nmm斜齿，取为 6.08.5，取 7.8ncmkb ckmm45.2175. 28 . 7ncmkb（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。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。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与 1.00 的细高齿。本设计取为 1.00。3.2 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀16。根据图 3.1 确定各档齿轮齿数和传动比。（1）一档齿数及传动比的确定湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文12一档传动比为：9 . 2121zzi85.4575. 222cos6825 . 222cos2hnnhzmmAz取整得 46。轿车可在 1217 之间选取，取 12，则。1z342z则一档传动比为：833. 21234121zzi（2）对中心距 A 进行修正cos2hnzmA 22.6822cos24675. 2A取整得mm，为标准中心距。700A0A中心距调整后取则35,1221zz6 .22（3）二档齿数及传动比的确定 （3.6）231. 2342zzi （3.7）cos2)(430zzmAn已知：=70mm，=2.231，=2.75，；将数据代入（3.6） 、 （3.7）两式，齿数0A2inm22取整得：，143z334z所以二档传动比为：133. 21532342zzi（4）计算三档齿轮齿数及传动比 （3.8） 716. 1563zzi （3.9）cos2)(650zzmAn已知：=70mm，=1.716，=2.75，；将数据代入（3.8） 、 （3.9）两式，齿数0A3inm22湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文13取整得：，所以三档传动比为：175z306z765. 11730563zzi（5）计算四档齿轮齿数及传动比 （3.10）32. 1784zzi （3.11）cos2)(870zzmAn已知：=70mm，=1.32，=2.75，；将数据代入（3.10） 、 （3.11）两式，齿数0A4inm22取整得：，所以四档传动比为：207z278z35. 12027784zzi（6）计算五档齿轮齿数及传动比 （3.10）015. 19104zzi （3.11）cos2)(1090zzmAn已知：=70mm，=1.015，=2.75，；将数据代入（3.10） 、 （3.11）两式，齿0A4inm22数取整得：，所以五档传动比为：239z2410z043. 123249104zzi（7）计算六档齿轮齿数及传动比 （3.12）78. 011125zzi （3.13）cos2)(12110zzmAn已知：=70mm，=0.78，=2.75，；将数据代入（3.12） 、 （3.13）两式，齿数0A5inm22取整得：，所以六档传动比为：2611z2112z808. 0262111125zzi（8）计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为=23，输入轴齿轮齿数=11，为保证倒档齿轮的啮合不产生运14z13z动干涉齿轮 13 和齿轮 15 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，即满足以下公式：湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文14 （3.14）01315135 . 02cos2)(Ammzznn已知：，把数据代入（3.14）式，齿数取整，解得：211375. 2nm700A，则倒档传动比为：3515z182. 311351315zziR输入轴与倒档轴之间的距离：mm 取08.5021cos2)2311(75. 2cos2)(131413zzmAn50A输出轴与倒档轴之间的距离：mm 取42.8521cos2)2335(75. 2cos2)(131415 zzmAn85 A3.3 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整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17。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。本次设计螺旋角定为：一档至五档，倒档2221根据设计手册及相关图表得：一档齿轮的变位当 A0=70 Z1=12 Z2=35 时，查得总变位系数 X =0.522 变位系数分22配为 X1=0.324 X2=0.198二档齿轮的变位 当 A0=70 Z3=14 Z4=33 时，查得总变位系数 X =0.522 变位系数22分配为 X3=0.311 X4=0.211三档齿轮的变位当 A0=70 Z5=17 Z6=30 时，查得总变位系数 X =0.52222变位系数分配为 X5=0.296 X6=0.226四档齿轮的变位当 A0=70 Z7=20 Z8=27 时，查得总变位系数 X =0.52222变位系数分配为 X7=0.270 X8=0.252五档齿轮的变位当 A0=70 Z9=23 Z10=24 时，查得总变位系数 X =0.52222湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文15变位系数分配为 X9=0.234 X10=0.288六档齿轮的变位当 A0=70 Z11=26 Z12=21 时，查得总变位系数 X =0.52222变位系数分配为 X11=0.234 X12=0.288倒档齿轮的变位输入轴与倒档轴之间：当 A0=46 Z13=11 Z15=35 时，查得总变位系数 X =0.20021变位系数分配为 X13=0.17 X15=0.03输出轴与倒档轴之间： 当 A0=80 Z14=23 Z15=35 时，查得总变位系数 X =0.1221 变位系数分配为 X14=0.03 X15=0.15湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文16第第 4 章章 变速器齿轮强度校核变速器齿轮强度校核4.1 齿轮材料的选择原则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。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18。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。4.2 变速器齿轮弯曲强度校核变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (3.15)btyKKFw1式中：圆周力（N） ，；1FdTFg21 计算载荷（Nmm） ；gT节圆直径（mm） ， ，为法向模数（mm） ；dcoszmdnnm湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文17斜齿轮螺旋角；)( 应力集中系数，=1.50；KK齿面宽（mm） ；b 法向齿距，； tnmt齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图 3.2 中查得；y3coszzn 重合度影响系数，=2.0。KK图 3.2 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3.15） ，整理得到 (3.16)KyKzmKTcngw3cos2（1）一档齿轮校核已知： 310155gTNmm；mm；X1=0.324；225 . 1K75. 2nm0 . 7cK0 . 2K，查齿形系数图 3.2 得：y=0.153，把以上数据代入(3.16)式，得：30.1622cos12cos33zznMPa04.28572153. 075. 21214. 35 . 122cos101552cos233311KyKmzKTcngw（2）二档齿轮校核湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文18已知： 310155gTNmm；mm；X3=0.311；225 . 1K75. 2nm0 . 7cK0 . 2K，查齿形系数图 3.2 得：y=0.157，把以上数据代入(3.16)式，得：07.2022cos14cos33zzn MPa69.22572157. 075. 21414. 35 . 122cos101552cos233333KyKmzKTcngw其他各档位齿轮的校核同理，此处不再一一复述。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。4.3 轮齿接触应力校核轮齿接触应力校核 （3.17）)11(418. 0bzjbFE式中：轮齿接触应力（MPa） ；j齿面上的法向力（N） ，；Fcoscos1FF 圆周力（N） ，；1FdTFg21计算载荷（Nmm） ；为节圆直径（mm） ；gTd节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa） ；E5101 . 2 齿轮接触的实际宽度（mm） ；b，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ，直齿轮，斜zbsinzzrsinbbr齿轮，；2cossinzzr2cossinbbr、 主从动齿轮节圆半径（mm） 。zrbr表 3.3 变速器齿轮许用接触应力齿轮/MPaj湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文19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2maxeTj表 3.3：（1）一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；310155gT202251006. 2Emm；69.3547127022101hzzAdmm；31.10447357022102hzzAd；mm87.1822cos75. 27cosncmKbN5 .900422cos20cos69.35101552coscos2311dTFg7 .2022cos220sin31.104cos2sincossin1 . 722cos220sin69.35cos2sincossin22222212drdrbbzz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作为计算载荷，将以上数据代入（3.17）可得：maxeTMPa44.1802)7 .2011 . 71(87.181006. 25 .9004418. 0521，j（2）二档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；31055gT202251006. 2Emm；92.4347147022303hzzAdmm；08.9647337022404hzzAd湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文20mm；87.1822cos75. 27cosncmKbN18.731722cos20cos92.43101552coscos2333dTFg7 . 822cos220sin92.43cos2sincossin2232drzz11.1922cos220sin08.96cos2sincossin2242drbb同一档，将以上数据代入（3.17）可得：MPa94.1527)11.1917 . 81(87.181006. 218.7317418. 0543，j其他各档位校核同理此处不再一一复述。以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，所以各档均合格。j4.4 倒档齿轮的校核倒档齿轮的校核由于采用斜齿故与前六档校核相同（1）齿根弯曲疲劳许用应力计算倒档输入齿轮：已知：Nmm；mm；X11=0.17；310155gT215 . 1K75. 2nm0 . 7cK；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.132，把以上数据代入0 . 2K52.1321cos11cos33zzn(3.16)式，得：MPa33572132. 075. 21114. 35 . 121cos101552cos233377KyKmzKTcngw（2）齿面接触疲劳许用应力的计算19已知：Nmm；MPa；310155gT202151006. 2E86.14cos2sincossin11. 7cos2sincossin2102292drdrbbzz湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文21N09.8807coscos29dTFg同一档，将以上数据代入（3-17）可得：MPa 15001389)11. 7187.141(87.181006. 209.8807418. 0511j所以倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均合格。第第 5 章章 轴的轴的及轴上零件的设计与选择及轴上零件的设计与选择变速器在工作时，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、耐磨性等均有不利影响。5.1 初选轴的直径初选轴的直径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：AdL对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。Ld /Ld /输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：d3maxeTKd 式中： 经验系数，=4.04.6；KK发动机最大转矩（N.m） 。maxeT输入轴花键部分直径：=21.4924.71mm311556 . 40 . 4 ，d 初选输入、输出轴支承之间的长度=270mm。L按扭转强度条件确定轴的最小直径： （3.22）333 2 . 0109550nPd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（3.22）式，得：湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文22mm3 .20560077602 . 0109550 2 . 0109550333333nPd所以，选择轴的最小直径为 22mm。根据轴的制造工艺性要求20，将轴的各部分尺寸初步设计如图 3.3、3.4 所示：图 3.3 输入轴各部分尺寸图 3.4 输出轴各部分尺寸5.2 轴的强度验算轴的强度验算5.2.1 轴的刚度计算轴的刚度计算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。湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文23图 3.5 变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图 3.5 所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为cfsf，可分别用下式计算： （3.23）EILbaFfc3221 （3.24）EILbaFfs3222 （3.25）EILababF31式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N） ；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ；2F 弹性模量（MPa） ，=2.1105 MPa；EE 惯性矩（mm4） ，对于实心轴，；I644dI 轴的直径（mm） ，花键处按平均直径计算；d、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm） ；abAB 支座间的距离（mm） 。L轴的全挠度为mm。2 . 022scfff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 cf sf平面的转角不应超过 0.002rad。（1）变速器输入轴和输出轴的刚度校核1）轴上受力分析一档工作时：N046.79881375. 222cos101552cos223111111zmTdTFngt湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文24N74.313522cos20tan046.7988costan111ntrFFN38.322722tan046.7988tan111taFF输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有关数据代入（3.23） 、 （3.24） 、（3.25）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 000711. 024.2545 .3514. 3101 . 236424.2312374.31354522cfmm15. 01 . 00181. 024.2545 .3514. 3101 . 236424.23123046.798836445224221stsfLdEbaFfmm2 . 00195. 000181. 000711. 02222scfffrad002. 0000278. 024.2545 .3514. 3101 . 2364)2324.231(24.2312374.31353)(451EILababFr输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm，把有关数据代入（3.23） 、 （3.24） 、（3.25）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 00040. 049.2564314. 3101 . 236424.23125.2574.31354522cfmm15. 01 . 00101. 049.2564314. 3101 . 236424.23125.25046.79884522ssffmm2 . 0010897. 00101. 00040. 02222scfffrad002. 000014. 049.2564314. 3101 . 2364)2324.231(24.23125.2574.31353)(451EILababFr二档工作时：湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文25N29.6490165 . 222cos101402cos2233232zmTdTFngtN79.254722cos20tan29.6490costan222ntrFFN25.262222tan29.6490tan222taFF输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=76.74mm；b=177.5mm；L=254.24mm；d=43.5mm，把有关数据代入（3.23） 、（3.24） 、 （3.25）得到：24.2545 .4314. 3101 . 23645 .17774.7679.2547364345224222222LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 001680. 0cfmm15. 01 . 004279. 024.2545 .4314. 3101 . 23645 .17774.7629.649034522222srsfEILbaFfmm2 . 00460. 004279. 001680. 02222scfffra002. 0000124. 024.2545 .4314. 3101 . 2364)74.765 .177(5 .17774.7679.25473)(452EILababFrd输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=79mm；b=177.5mm；L=256.49mm；d=40mm，把有关数据代入（3.23） 、 （3.24） 、（3.25）得到：49.2564014. 3101 . 23645 .1777979.2547364345224222222LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 002468. 0cfmm15. 01 . 006288. 049.2564014. 3101 . 23645 .1777979.254736445224222stsfLdEbaFfmm2 . 006755. 006288. 002468. 02222scfffrad002. 000017. 049.2564014. 3101 . 2364)795 .177(5 .1777979.25473)(452EILababFr湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文26其他各档位工作时刚度校核计算同理，此处不再一一复述。由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。5.2.2 轴的强度计算轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：计算输入轴的支反力：N046.79881275. 222cos101552cos223111111zmTdTFngtN74.313522cos20tan046.7988costan111ntrFFN38.322722tan046.7988tan111taFF已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，（1）垂直面内支反力对 B 点取距：FAY(a+b)+Fa1*r1-Fr1*b=0代入得：FAY=2623.567N 对 A 点取距：FBY(a+b)-Fa1*r1-Fr1*a=0代入得：FBY=512.173N（2）水平面内的支反力对 B 点取距：FAX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FAX=7265.402N 对 A 点取距：FBX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FBX=722.644N（3）计算垂直面内的弯矩轴上各点弯矩如图 3.6 所示：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BMBHM和弯矩的同时作用下，其应力为T (3.29)332dMWM湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文27式中：（N.m） ；222TMMMBHB轴的直径（mm） ，花键处取内径；d抗弯截面系数（mm3） 。W将数据代入（3.29）式，得：MPa004.575 .3514. 3297.250249323233maxminmaxdMWM在低档工作时，400MPa，符合要求。 图 3.6 输入轴的弯矩图对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：N05.79881275. 222cos101552cos223111112zmTdTFngt湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文28N74.313522cos20tan046.7988costan112ntrFFN38.322722tan046.7988tan112taFF已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm 轴上各点弯矩如图 3.7 所示：（1）垂直面内支反力对 B 点取距：FAY(a+b)+Fa2*r2-Fr2*b=0代入得：FAY=3097.58N 对 A 点取距：FBY(a+b)-Fa2*r2-Fr2*a=0代入得：FBY=38.16N（2）水平面内的支反力对 B 点取距：FAX(a+b)-Ft2*b=0 代入得：FAX=786.69N 对 A 点取距：FBX(a+b)-Ft2*b=0 代入得：FBX=7357.39N图 3.7 输出轴弯矩图把以上数据代入（3.29） ，得：MPa00.21323dMWMMAXMAXMAX在低档工作时，400MPa，符合要求。 5.3 轴承选择与轴承选择与寿命计算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amv承寿命的要求是轿车 30 万公里，货车和大客车 25 万公里。湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文29amvSL 式中，h1606 . 06 . 0maxaamvv31251606 . 010304L5.3.1 输入轴轴承的选择输入轴轴承的选择与寿命计算与寿命计算初选轴承型号根据机械设计手册选择 30205 型号轴承KN，KN。37orC2 .32rC（1）变速器一档工作时N，N74.31351rF38.32271aF轴承的径向载荷：=2852.063N；NAF677.283BF轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6N27.8916 . 12063.282521YFsAN65.886 . 12677.28322YFsBN65.8865.411838.322727.891211sNFsa所以N27.8911aFN65.411838.322727.891112aaFsF计算轴承当量动载荷p查机械设计手册得到3 . 0e，查机械设计手册得到；eFFAa3125. 0063.285227.89116 . 14 . 0yx，查机械设计手册得到eFFBa52.14677.28365.411826 . 14 . 0yx当量动载荷：)(arpyFxFfP2 . 1pfN229.3080)27.8916 . 1063.28524 . 0(2 . 11pN973.8043)65.41186 . 1677.2834 . 0(2 . 12p为支反力。rFh82.565)973.8043102 .32(30006010)(60103103626PCnLh湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文30表 3.4 变速器各档的相对工作时间或使用率gif/%gif变速器档位车型档位数最高档传动比3113069410.532076.5普通级以下411823683112277410.5210.587410.532076.5510.52418.575轿车中级以上510.521557.525查表 3.4 可得到该档的使用率，所以：h6 .155 . 0312082.56500所以轴承寿命满足要求。5.3.2 输出轴轴承的选择输出轴轴承的选择与寿命计算与寿命计算（1）初选轴承型号根据机械设计手册选择轴承型号为：右轴承采用 30205 型号KN，KN37orC2 .32rC左轴承采用 30208 型号KN，KN74orC63rC变速器一档工作时：一档齿轮上力为：N，N74.3135rF38.3227aF轴承的径向载荷：=2825.063N；NAF677.283BF轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6N27.8916 . 12063.285221YFsAN65.886 . 12677.28322YFsB所以N27.8911aFN65.411838.322727.89112aaFsF（2）计算轴承当量动载荷p查机械设计手册得到37. 0e湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文31，查机械设计手册得到：；eFFAa3125. 0063.285227.891101yx，查机械设计手册得到：eFFBa52.14677.28365.411826 . 14 . 0yx当量动载荷：2 . 1)(parpfyFxFfPN4756.3422)27.8910063.28521 (2 . 11pN973.8043)65.41186 . 1063.28524 . 0(2 . 12ph38.624)973.80431063(30006010)(60103103626PCnLh查表 3.4 可得到该档的使用率，于是h6 .155 . 0312038.62400h所以轴承寿命满足要求。湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文32第第 6 章章 变速器同步器及结构元件设计变速器同步器及结构元件设计6.1 同步器设计同步器设计6.1.1 同步器同步器的功用及分类的功用及分类目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。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。6.1.2 惯性式同步器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（1）锁环式同步器结构如图 4.1 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 1 或 4 和齿轮 5 或 8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环 1 或 4 上的齿和做在啮合套 7 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，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿21。（2）锁环式同步器工作原理换档时，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，w湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文33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 4.2a） ，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 4.2b） ，完成同步换档。1、4-锁环（同步环） 2-滑块 3-弹簧圈5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套图 6-1 锁环式同步器(a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换档位置1-锁环 2-啮合套 3-啮合套上的接合套 4-滑块图 6-2 锁环式同步器工作原理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。6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定锁环式同步器主要尺寸的确定（1）接近尺寸b湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文34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bb于零，取=0.20.3mm。本设计取为 0.2。b（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，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aaab位置的重要尺寸，应予以控制。（3）锁销端隙 1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1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22121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b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。b211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。3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，在换档时，摩擦锥环要向齿3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3零；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，取为 1.6mm。在3空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在 0.20.5mm。6.1.4 主要参数的确定主要参数的确定（1）摩擦因数f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。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。f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f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湖州师范学院本科毕业论文湖州师范学院本科毕业论文35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）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。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控ftan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R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RR和布置的限制，以及取大以后还会影响同步器径向厚度尺
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