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客车 变速器 设计

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宇通客车变速器设计,客车,变速器,设计

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毕业设计（论文）中期报告题目：宇通客车变速器设计1.设计（论文）进展状况毕业设计已经开始一段时间了。从开题以来，我经过查阅资料，并且在老师的帮助下，开始了毕业设计，也有了一定的收获，现将我这段时间的进展状况介绍如下：这段时间我主要进行了变速器主要参数的选择与主要零件的设计1.1中心距的确定三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： A为变速器中心距（mm）；KA 为中心距系数，客车：KA取 8.69.6，取KA =9.5；Temax 为发动机最大转矩（Nm）：本文取1000Nm；i1为5.82；g为变速器传动效率，这里取96%。1.2齿轮参数计算：本设计采用5个档位，计算变速器的主要基本参数，如档位、中心距、轴向及径向尺寸等；并对齿轮的一些参数进行设计计算，确定其模数、压力角、斜齿螺旋角、齿宽、变位系数等，最后计算出各档位的齿数。（1）模数表汽车变速器常用齿轮模数（摘自GB/T1357-1987） mm 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根据以上要求，各档位所选取的模数如下表4-4。表2各档位模数 mm档位IIIIIIIVVR接合套模数4.03.53.53.03.04.03.0（2）压力角实际上，因国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮不变采用的压力角为20。啮合套或同步器的结合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角。根据以上要求，在设计时，本文所选取的各档位压力角如下表4-5: 表3各档位压力角 各档位IIIIIIIVVR接合套压力角25252520202530（3）螺旋角表4 斜齿轮螺旋角 档位 II III IV V螺旋角 22 24 26 28（4）齿宽b在选择齿宽时，应该注意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。表5 各档位齿宽 mm 档位IIIIIIIVVR齿宽242521181828（5）齿轮变位系数的选取表6各档位c值 档位IIIIIIIVVRc0-0.0090.1040.46-0.0680.2（6）齿顶高系数齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪声、齿轮相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等均有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大；但因轮齿收到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减小。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作用齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.760.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00 。1.3变速器的设计与计算主要校核齿轮的强度是否合理，并初步设计出各轴尺寸，并对中间轴及二轴的刚度和强度进行校核。1.4CAD图绘制 1.5. 查阅相关资料，找出与本设计有关的一篇外文文献并翻译；2.存在问题及解决措施在毕业设计的过程中，我遇到了一切难题，也出现过一些失误，但是在老师的帮助下并且通过查阅相关的资料，这些问题最终都得以解决，现将我在设计过程红所遇到的一些问题列举如下： 2.1.变速器传动机构的型式选择 解决措施：首先根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比。再根据结构、传动效率、噪声、齿轮磨损情况以及经济性确定选择三轴五档变速器。2.2.齿轮型式的选择 解决措施：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。但是，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。3.后期工作安排 3.1.对课题进行深入研究，对设计方案进行论证，选择总体方案，并且对设计中能够用到的器件进行归纳和总结。3.2.列出设计大纲，重点设计方案中的主轴与传动轴以及齿轮设计的计算部分，并且通过查找资料和找指导老师答疑的方式攻破设计中的技术难点。3.3.绘制装配图以及零件图3.4.按要求拟定毕业设计说明书，积极与指导老师沟通和请教，对设计中出现的问题和解决办法进行总结和归纳，最终形成毕业设计说明书。 指导教师签字： 年 月 日 3毕业设计(论文)开题报告题目：宇通客车变速器设计1. 毕业设计（论文）综述（题目背景、研究意义及国内外相关研究情况）1.1 课题背景和意义作为汽车传动系统的重要组成部分，变速器对整车的动力性与经济性、操作的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着较为直接的影响。虽然传动机械式的手动变速器具有换挡冲击大，体积大，操作麻烦等诸多缺点，但仍以其传动效率高、生产制造工艺成熟以及成本低等特点，广泛应用于现代汽车上。本次设计将根据自己能力及中国国情设计一款用于中高档客车的五挡手动变速器。1.2 变速器发展历史 早在1889年，法国人研制成功世界上第一台手动机械式4挡齿轮传动汽车变速器。自此，齿轮传动的机械变速器便成为汽车动力传动系统中不可或缺的主要组成，并以传动效率高、机构简单、易制造、易操作、易维修、经济、可靠而配置在各类汽车上。 自20世纪80年代起，为满足客车适应节能、环保、安全、舒适、高效、可靠方面不断提高的要求，专门用于客车上的手动客车变速器从客、货通用的变速器系列中分离出来。进入21世纪，采用电子控制换挡系统，能够使换挡自动化、智能化、不在需要驾驶员直接用手操纵，也可不配置同步器。电子控制系统将发动机-离合器-变速器-缓速器的操纵、控制集成在一起，自动（或半自动或遥控）完成其相应的功能，使换挡智能化，大大提高了车辆的经济型、安全性和舒适性2。 1.3 国外手动客车变速器的技术特点及发展趋势 20世纪90年代，世界著名的变速器制造企业德国ZF公司推出了专为大型客车研制的S6-85变速器，充分体现了当代手动客车变速器先进的设计理念和研制技术，被视为现代先进客车手动变速器的代表。ZF S6-85变速器的主要技术特点如下： （1）结构简单、紧凑、传动效率高。 （2）同步器换挡，换挡轻便、可靠。 （3）比功率（最大输入转矩/变速器总质量）高。 （4）总质量轻,传动噪声低。 （5）安装长度短（仅588mm）。 （6）可内置液力缓速器（一体式）。 （7）可配置电子/气动换挡系统。1.4 我国手动客车变速器的技术特点及发展趋势我国客车制造起步较晚，自1957年采用接合套换挡的解放牌载货汽车底盘制造的国产第一辆客车诞生，开启了我国一个新的工业门类-客车。历经20 多年，直到1981年才出现同步器换挡的东风牌载货汽车底盘制造的客车。仅用于 “公交汽车”其特点是通用的手动机械式5挡变速器，其最大输入转矩不到400 Nm，换挡沉重，噪声高，故障多。直到1987年，我国开始引进国外先进的客车制造技术，开创了我国客车发展的新时代，1989年，由綦江齿轮厂采用引进技术制造出我国第一批大客车用6挡和5挡手动同步器型变速器S6-90,进入90年代，綦齿牌客车用手动同步器型变速器如雨后春笋般先后在安凯、西沃、金龙、黄海、京华、宇通等知名品牌的大中型客车上采用。 而最近10年来我国的客车制造发展很快，变速器生产企业如綦江齿轮、陕西法士特、山西大齿于1985年分别引进德国ZF技术、美国伊顿技术和日产柴技术，实现技术上的质的飞跃。对此国情，我国客车发展对变速器提出了一系列的要求，未来我国的大客车有以下几个方面的发展趋势：一是高可靠性。二是大型化。三是发动机大功率化。四是节油化，车辆的燃油利用率更高、更省油、运营成本更低。五是人性化，智能技术应用更广。直到2011年，綦江齿轮传动有限公司自主研发生产的500台“綦江”牌QJ805变速器，该款变速器是綦齿传动公司历经一二十年在引进、消化吸收和创新之后的一款成熟产品3。2.本课题研究的主要内容和拟采用的研究方案、研究方法或措施本设计通过参考相关资料，进行了宇通客车变速器传动机构的方案分析，确定了变速器传动机构的结构型式为三轴五档式手动变速器。根据设计要求，对变速器进行了传动机构进行布置设计及各挡传动比的确定，通过计算与分析，确定了变速器传动机构的主要参数中心距、齿轮模数、各档传动比以及各档齿轮齿数的分配。在齿轮齿数、齿轮的尺寸计算之后对每个齿轮进行强度校核，并在此基础上确定了的第一、第二、中间轴的尺寸和位置以及第二轴上花键的参数，并对轴上花键进行强度校核。并选择满足其承载能力的同步器。利用三维软件完成变速器传动机构装配图、第一轴、第二轴、一档齿轮的绘制。本论文的设计课题是宇通客车变速器传动简图变速器传动机构设计。我国已熟练掌握了5档变速箱的生产工艺技术，所以在此基础上进而改进的变速器的生产工艺技术。2.1 齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪音低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡7。2.2 换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动出轮、啮合套和同步器换挡三种形式。（1）滑动齿轮换挡 通常是采用滑动直齿轮换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用在挡和倒挡上。（2）啮合套换挡 用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮制造成常啮合斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但是不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套、常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，要求换挡手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命短，维修不便）。（3）同步器换挡 现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和安全性。一般倒挡和挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套，而本方案的挡及倒挡使用滑动直齿轮换挡，其余各挡采用同步器换挡方式3。2.3 自动脱档自动脱档是变速器的主要故障之一。由于结合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取的措施且行之有效的方案有以下几种： （1）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄，在0.3-0.6mm之间，换档后齿合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档。 （2）将两接合齿的啮合位置错开，使用时两齿轮接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可以阻止自动脱档。 （3）接合齿的工作面设计加工成斜面，形成倒锥角，使结合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。2.4 变速器轴承 汽车变速器有机构紧凑、尺寸小的特点。作旋转运动的变速器轴支承在壳体或其他部分的地方以及齿轮与轴不做固体连接处应安置轴承。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。第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。 第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用圆锥滚子轴承，因为它也要承受向外的轴向力，在中间轴式的变速器上一般都采用圆柱滚子轴承或者圆锥滚子轴承，可以更好承受齿轮工作时产生的轴向力7。2.5 变速器操纵机构（1）变速器操纵机构的功用及要求变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮，啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的挡位。而且又不允许同时挂上两个挡位。设计变速器操纵机构时，应满足以下基本要求： 有锁止装置，包括自锁，互锁和倒档锁。 要使换挡动作轻便，省力，以减轻驾驶员的劳动强度。 应使驾驶员得到必要的手感。（2） 换档位置图设计操纵机构首先要确定换挡位置图。换挡位置图的确定主要从换档方便考虑。因此有下列三点要求： 换挡次序来排列； 常用挡放在中间位置，其它挡放在两边； 了避免误挂倒挡，往往将倒挡安排在最靠边的位置，有时与五挡组成一排。根据上述三点要求，并结合本变速器及其换挡机构的特点，现确定本变速器换挡布置图如图2.1 图2.1换档位置图（3）操纵方案的选择 变速器操纵机构常见的由变速杆，拨块，拨叉，变速叉轴及互锁，自锁和倒挡锁装置等主要零件组成。可分为；直接操纵手动换挡变速器，远距离操纵手动换挡变速器，电控自动换档变速器。一般前置发动机后轮驱动汽车的变速器距离驾驶员座位较近，换档杆等外操纵机构多集中安装在变速器箱盖上，结构简单、操纵容易并且准确。根据设计要求我们选择的是直接操纵手动换档变速器。（4）锁止装置在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档而造成安全事故和损坏传动系，在操纵机构中都设有倒档锁。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，互锁装置主要有互锁销式，摆动锁块式，转动钳口式和三向锁销式四种。本换档机构采用互锁销式。这种互锁装置就是在相邻变速器叉轴之间各有一个互锁销。互锁销的两端可以进入相邻变速叉轴的侧面凹臼内，以锁住这个变速叉轴。自锁装置的作用是防止因汽车振动或有小的轴向力作用而导致脱档，保证啮合齿轮在全齿上进行啮合，并使驾驶员有换入档位的感觉2。2.6固定轴式变速器 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，故在不同形式的汽车上得到广泛的应用。有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。其中两轴式和中间轴式变速器得到了最广泛的应用。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。由于两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值的上限(ig14.04.5)也受到较大限制，所以本设计选择中间轴式变速器。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，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连接。中间轴式变速器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、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是中间轴式变速器的主要优点。其他前进挡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，这是中间轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接挡外其他各挡的传动效率有所降低。在挡数相同的条件下，各中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数、轴的支承方式、换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别。图3.1a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图3.1b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图3.1d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 图3.1中间轴式五档变速器传动方案图3.2a 所示方案中的一档、倒档和图b所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。图3.2 中间轴式六档变速器传动方案以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图3.2a、b所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。变速器用图3.1c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图3.1c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。2.7倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，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。图3.3为常见的倒挡布置方案。图3-3b中所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴上的长度；但换挡时要求有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图3.3c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3.2d所示方案针对前者的缺点作了修改。因而取代了图3.2c的方案。图3.3e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，使其齿宽加长。图3.3f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，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3.3g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。本设计中综上考虑采用图3.3d的倒挡布置方案。图3.3 倒挡布置方案变速器的一挡或倒挡因传动比大，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，本次设计采用的中间轴式变速器的一挡和倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既可以使轴具有足够大的刚性，又能保证容易装配。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，轮齿磨损与噪声在短时间内略有增加，而在一挡工作时轮齿的磨损与噪声有所减少。倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上都能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向变了。除此之外，倒挡中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，如图3.4所示。图3.4倒挡轴位置与受力分析3本课题研究的重点及难点，前期已开展工作重点：确定轴承的型号规格、轴的结构尺寸、传动齿轮的变位系数和齿宽等性能结构参数，并进行相关的性能分析计算。难点：根据传动机构总体布置设计的结果及零件的功能与性能要求，进行传动机构零件的图纸设计，绘制传动机构装配图。前期已开展工作：了解变速器的研究开发与使用情况，确定最初方案以及完成外文翻译。4完成本课题的工作方案及进度计划（按周次填写）第1-4周：检索查阅文献资料，了解变速器的研究开发与使用情况以及外文翻译。第5-6周：进行变速器传动机构（齿轮、轴、轴承等）的结构方案分析，确定宇通变速器传动机构的结构型式。第7-8周：根据功能要求，进行变速器传动机构总体布置设计；根据性能要求，分析确定轴承的型号规格、轴的结构尺寸、传动齿轮的变位系数和齿宽等性能结构参数，并进行相关的性能分析计算。第9-10周：根据传动机构总体布置设计的结果及零件的功能与性能要求，进行传动机构零件的图纸设计。第11-12周：根据传动机构零件图，绘制传动机构装配图。第13-14周：编写设计计算说明书，完成毕业设计（论文）。第15周：准备毕业设计答辩。4指导教师意见（对课题的深度、广度及工作量的意见） 指导教师： 年 月 日5所在系审查意见：系主管领导： 年 月 日参考文献1 綦力,罗彬.客车五挡机械变速器结构特点J.现代零部件,2012,(5).2 陈家瑞.汽车构造（下册）.第2版.北京：机械工业出版社，2005.13 张文春.汽车理论M.北京：机械工业出版社，20054 齿轮手册编.齿轮手册（上）.机械工业出版社，2004.25 王望予.汽车设计 第4版. 北京：机械工业出版社，2004.86 孙恒、葛文杰主编.机械原理 第七版.北京：高等教育出版社，2006.57 濮良贵、 纪名刚主编.机械设计. 第八版. 北京：高等教育出版社，2006.5（5）. 8 闻邦椿主编.机械设计手册（第5版）第一卷.机械工业出版社，2010.19 王昆、何小柏、汪信远主编.机械设计、机械设计基础课程设计.北京：高等教育出版社，1995.110 綦力. 现代客车手动挡机械变速器技术特点 , 现代零部件, 2012 (03).11 王继鹏.汽车机械式变速器的现代设计方法J. 中国高新技术企业. 2011(07).12 綦力.客车变速器技术特点及发展趋势J. 城市车辆. 2009(09).13 刘鸿文.简明材料力学M.北京：高等教育出版社，199714 冀勇彪.短行程同步器在客车变速器设计中的应用J.机械管理开发,2012,(4).15 孙存真、王占歧.中外汽车构造图册.底盘分册(一) 吉林：吉林科学技术出版 社，1995.1 16 张勇，许纯新.车辆自动变速系统性能仿真研究J.农业机械学报,2000,31(1):23-2317 李俊玲、罗永革主编.汽车工程专业英语.北京：机械工业出版社，2005.818 Sally Wehmeier主编.牛津高阶英汉双解词典 第6版.北京：商务印书馆，2004.219 武景燕,魏巍,曲婧瑶,闫清东.Optimization Design of Double-parameter Shift Schedule ofTracked Vehicle with Hydrodynamic-mechanical TransmissionJ.Journal of ChinaOrdnance,2011,(3).20 裘建新,赵爱华.Designing the Instrument Crank-Coupler Mechanism of Linear Output with Least Transmission Ratio ErrorJ.Journal of Donghua University,2004,(4). 21 HSIEH Chenhuei.Design of Optimal Weight for a Gear Transmission System Using HybridTaguchi-Genetic AlgorithmJ.武汉大学自然科学学报(英文版),2012,(4).- 10 - 本科毕业设计（论文）题目：宇通客车变速器设计宇通客车变速器设计摘 要 变速器作为传动系的重要组成部件，其作用不仅可以改变传动比、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；且在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能够倒退行驶；利用空档，中断动力传递，以使发动机能够启动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。本文通过查阅文献资料，在符合操纵性稳定性、经济性、高效率性、高可靠性等要求的前提下，首先初步确定宇通客车变速器的传动机构、换挡机构、倒档等的布置形式，如选用中间轴锁环式同步器换挡；其次对变速器主要参数进行设计选择，如挡数、传动比范围、中心距等；再次对各零部件如齿轮、轴、同步器等，进行参数设计计算，并对所设计出的零部件进行校核；最后通过UG软件进行各零部件的建模及组装。关键词：变速器；设计；三维；UG；建模Transmission Design Of Yutong BusAbstractTransmission as an important component of the power train components, its function can change the transmission ratio, expanding the variation range of the driving wheel torque and speed to adapt to constantly changing driving conditions. It can make the engine in advantageous operating conditions; as the engine rotation direction not being changed, it can make the car travel in the retrogressive way. When engaging no gear, it can interrupt power transmission, so that the engine can start, idle, and facilitate the transmission shift or power output. As for the reference material in the paper, it should be access to stability, economy, efficiency and reliability etc. As it mentions above, at first, it make sure primarily that transmission mechanism, shift structure and reversing structure, such as selecting the intermediate shaft lock ring synchronizer shift. Secondly, designing and choosing the main parameters of transmission such as gear number, the range of transmission ratio, central distance etc. thirdly, every part such as gear, shaft, synchronizer etc. should be calculated and designed, and it should be checked. Finally, through UGsoftware, these parts should be modeled and assembled. Key Words: Transmission; Design; UG; ModelingV目 录1 绪论11.1课题背景和意义11.2变速器发展历史11.3国外手动客车变速器的技术特点及发展趋势31.4我国手动客车变速器的技术特点及发展趋势41.5本次论文需要完成的任务51.6本章小结52 零、部件结构方案分析62.1齿轮形式62.2换挡机构形式62.2.1滑动齿轮换挡62.2.2啮合套换挡62.2.3同步器换挡62.3自动脱档82.4变速器轴承82.5变速器操纵机构82.5.1变速器操纵机构的功用及要求82.5.2换档位置图82.5.3操纵方案的选择92.5.4锁止装置92.6本章小结93 变速器传动机构布置方案113.1传动机构布置方案分析113.2倒档布置方案143.3其他问题163.4本章小结164 变速器主要参数的选择174.1挡数174.2传动比范围174.3中心距A174.4外形尺寸184.5齿轮参数184.5.1模数184.5.2压力角194.5.3螺旋角194.5.4齿宽b204.5.5齿轮变位系数的选取214.5.6齿顶高系数214.6各档齿轮齿数的分配224.6.1确定一档齿轮齿数224.6.2对中心距A进行修正224.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数224.6.4确定其他各档的齿数234.6.5确定倒档齿轮齿数234.7本章小结245 变速器的设计与计算255.1齿轮的损坏形式255.2齿轮强度计算255.2.1轮齿弯曲强度计算255.2.2轮齿接触应力275.3轴的强度计算295.3.1初选轴的直径295.3.2轴的强度验算295.4本章小结386 同步器设计396.1同步器结构形式的选择396.2同步器主要尺寸的确定396.3同步器主要参数的确定406.3.1摩擦因数406.3.2同步环主要尺寸的确定406.3.3锁止角406.4本章小结417 变速器操纵机构427.1锁止装置427.1.1互锁装置427.1.2自锁装置427.1.3倒挡锁装置437.2本章小结43 三维建模及装配448.1UG软件简介448.2齿轮零件的作图448.3轴的绘制478.4同步器主要零件的绘制488.5总装配图498.6本章小结499 结论50致谢51参考文献52毕业设计（论文）知识产权声明53毕业设计（论文）独创性声明541 绪论1.1课题背景和意义当今液力自动变速器（AT）和机械式自动变速器（AMT）在客车上的采用，具有诸如可大大改善车辆启动性能、提高驾驶轻便性、安全性和乘坐舒适性等特点，也被一些专家、学者所推崇为客车变速器的发展方向，但基于经济实力、生活水平、使用条件的差异以及手动机械式同步器型变速器具有的结构简单、操作轻便、传动效率高、制造费用低、使用可靠耐用、易维修等特点，手动机械式变速器不仅仍是当代客车主要的变速增距的传动装置，而且随着设计技术、制造技术的不断提高，其使用性能不断改善，在未来的几十年，手动机械式同步器型客车变速器仍将作为客车变速器中的主流产品称雄于客车市场。1.2变速器发展历史早在1889年，发过人标致研制成功世界上第一台手动机械式4挡齿轮传动汽车变速器。自此，齿轮传动的机械变速器便成为汽车动力传动系统中不可或缺的主要总成，并以传动效率高、机构简单、易制造、易操作、易维修、经济、可靠而配置在各类汽车上。自20世纪80年代起，为满足客车适应节能、环保、安全、舒适、高效、可靠方面不断提高的要求，专门用于客车上的手动客车变速器从客、货通用的变速器系列中分离出来。同样，客车变速器也经历了由采用滑动齿轮换挡（G） 接合套换挡（K） 同步器换挡（S） 气助力同步器换挡（PS） 或电控气动同步器换挡（EPS）的手动变速器到液力自动变速器（AT） 机械自动变速器（AMT） 无级变速器的发展过程。目前，发达国家和发达地区（如美国、日本、欧洲）90%以上的大中型客车已采用自动变速器（AT或AMT），而世界上大多数发展中国家和地区（特别是我国）的大中型客车还是更多的使用手动机械式变速器。同时为满足大客车使用性能的要求，适应大功率、低转速增压发动机的特性，当代大中型客车手动变速器已具有以下技术特征及其发展趋势。a. 换挡操作轻便、简单。b. 变速器质量减轻，最大输入转矩增加（已达到2700Nm），比功率（最大输入转矩/变速器总质量）提高（高达11），大大提高了变速器的有效利用率和客车的运营经济型。52c. 增加前进档位数，多至8挡（甚至12挡），细化挡间级差，以利于提高发动机的燃油经济性。d. 扩大传动比范围，大到9（甚至高达16），用以提高客车在各种路况下行驶的适应性（例如交通拥堵时慢速行驶能力）。e. 提高可靠性、耐用性、使用寿命超过100万km。f. 降低传动噪声（已经低于72dB），改善驾乘舒适性。这些技术特性及其发展趋势来自于大中型客车发展的要求，得益于如下主要零部件的改进、优化和发展：(1) 壳体。采用精密压铸的高强度轻合金（铝合金甚至镁合金）壳体取代传统的灰铸铁壳体。按金属的密度，铝合金是灰铸铁的2/5，镁合金是灰铸铁的1/4。显而易见，轻合金壳体比灰铸铁壳体轻得多。经有限元优化设计的高强度轻合金壳体不仅质量减轻，而且还具有环保、节能、降噪和降低制造费用的优势。(2) 齿轮。通过对齿轮参数的进一步优化设计（如大齿宽、大螺旋角、全圆角齿根、齿形齿向修形、加大齿顶高等），提高齿面加工精度（磨齿）、增加齿表面处理（强应力喷丸、硬表面涂层），采用强度更高的齿轮专用钢材或改变传动型式（双中间轴传动、行星传动），来提高齿轮的承载能力，降低噪声，延长使用寿命。(3) 同步器。目前手动机械式客车变速器已100%采用同步器换挡。减小换挡力、换挡平稳、增大同步容量、降低制造成本是同步器不断改进的目的；因而，优化同步器结构参数，采用外锥式同步器或双锥甚至三锥同步器，改进摩擦涂层的材质（钼、铜合金、合成纤维、瓷、合成纸等），正是采用新结构的同步器、新的同步系统来改善换挡品质。(4) 更新变速器概念，进入21世纪，电子技术逐渐在大中型客车上得到广泛运用，逐渐将传统的用于减速增距的手动换挡机械式变速器赋予了新的内涵和功能。采用电子控制换挡系统，能够使换挡自动化、智能化、不在需要驾驶员直接用手操纵，也可不配置同步器。变速器不再是单一的、可独立换挡传动的机械总成，而是与发动机、离合器组成一体的智能型动力传动系统。对于大中型高级客车，缓速器配置在变速器中，将成为变速器必不可少的功能部件。缓速器可使变速器对行驶的车辆有辅助制动功能，从而提高车辆行驶的安全性和驾乘舒适性。电子控制系统将发动机-离合器-变速器-缓速器的操纵、控制集成在一起，自动（或半自动或遥控）完成其相应的功能，使换挡智能化，大大提高了车辆的经济型、安全性和舒适性。 1.3国外手动客车变速器的技术特点及发展趋势20世纪90年代，世界著名的变速器制造企业德国ZF公司推出了专为大型客车研制的S6-85变速器，充分体现了当代手动客车变速器先进的设计理念和研制技术，被视为现代先进客车手动变速器的代表。ZF S6-85变速器的主要技术特点如下：（1）结构简单、紧凑、传动效率高。这源于采用单中间轴、输入轴与输出轴同轴心布置，斜齿圆柱齿轮定轴传动的传动型式。（2）同步器换挡，换挡轻便、可靠。换挡是否轻便、可靠是衡量变速器优劣的重要指标。S6-85变速器采用双锥面（铜基钼锥面环）同步器与新型旋转轴、轨叉式换挡机构组成，使手动换挡力较之早期宽同步器分别减轻1/2和1/3，且各挡换挡力更趋于平衡。（3）比功率（最大输入转矩/变速器总质量）高。比功率是近年来用以衡量变速器是否有效利用、制造技术高低的重要指标。根据车辆使用条件和变速器传动比构成的不同，S6-85变速器允许的最大输入转矩为1300Nm（i=17.72）。在采用超速档传动（i=0.836.75），并在平坦、良好的高速公路上使用的条件下，S6-85变速器的最大输入转矩可以达到1400Nm，其比功率达到8.0，较10年前的变速器提高1倍。（4）总质量轻。采用经有限元设计的镁合金、卧式筒型壳体，变速器总质量仅170kg，较之10年前的同济铸铁壳体的变速器减轻1/4，约50多kg。（5）传动噪声低。有数据表明，噪声每降低3dB，声功率可降低50%。S6-85变速器采用大螺旋角、大齿宽，磨制修形、高精度的运转出轮和对壳体结构的抗扭噪优化设计，较之10年前的同级铸铁壳体的变速器的传动噪声降低6dB，并远离共振区。（6）安装长度短（仅588mm）。采用换挡机构倒置，卧式（输入轴、输出轴与中间轴轴中心线水平布置）安装，有利于发动机后置和降低地板高度的客车传动系统布置。（7）可内置液力缓速器（一体式）。结构紧凑，功用润滑油，改善变速器使用工况，提高变速器的时候性能和寿命。（8）可配置电子/气动换挡系统。实现预选式半自动换挡（AVS）或自动换挡（AS），不仅可以大大改善驾驶员的工作强度，提高驾驶舒适性，而且能降低发动机的燃油消耗，提高运营经济性。1.4我国手动客车变速器的技术特点及发展趋势我国客车制造起步较晚，自1957年采用接合套换挡的解放牌载货汽车底盘制造的国产第一辆客车诞生，开启了我国一个新的工业门类-客车。历经20 多年，直到1981年才出现采用同步器换挡的东风牌载货汽车底盘制造的客车。此时期我国的客车皆是在货车底盘上安装一个车身，车身长度不到7m，动力不高（发动机功率最大不到100kw），车速较低（最高车速不大于60km/h），配置简单，仅用于载运乘客，提供公共交通服务，因为称之为“公交汽车”。这种“公交汽车”配置的是与货车通用的手动机械式5挡变速器，其最大输入转矩不到400 Nm，换挡沉重，噪声高，故障多。直到1987年，在改革开放的大背景下，我国开始引进国外先进的客车制造技术，开创了我国客车发展的新时代，1989年，由綦江齿轮厂（现綦江齿轮传动有限公司前身，简称“綦江”）采用引进技术制造出我国第一批大客车用6挡和5挡手动同步器型变速器S6-90 ，装配交通部重庆功率科学研究所、中国汽车联合会大客车联合设计组设计的12m全承载车身的大客车上。进入90年代，綦齿牌客车用手动同步器型变速器如雨后春笋般先后在北京尼奥普兰、安凯、西沃、厦门金龙、丹东黄海、京华、宇通等知名品牌的大中型客车上采用，并以其先进的技术特性和良好的使用性能深受用户欢迎，多次获得“中国客车最佳零部件奖”和“最佳节油型变速器”称号。而最近10年来我国的客车制造发展很快，作为传动系的变速器得到了良好的发展。变速器生产企业如綦江齿轮、陕西法士特、山西大齿于1985年分别引进德国ZF技术、美国伊顿技术和日产柴技术，实现技术上的质的飞跃。但是国内客车变速器大部分仍为手动变速器，针对不同档次的车型，所选用的变速器又有所不同。中档车：此类车型更加注重经济实用型，对舒适性和安全性的投入相对较少.选用发动机的功率为150-230马力，一般不匹配空调、缓速器的等，选用国产变速器，对变速器的可靠性、换挡轻便性和噪音等要求相对较低。这类变速器主要有CA5-75、HC5-95、SG135等。高档车：此类车型最注重舒适性、安全性、可靠性和使用寿命等方面的设计。发动机功率多为240-320马力，空调、缓速器和ABS多为标配。选用的变速器多为国产变速器，也有少数车型选用进口变速器。具有代表性的国产变速器是綦齿的S6-90、QJ1205和QJ805，进口变速器主要是德国ZF的S6-85、日本J08C等。豪华车：此类车型除了注重安全性、舒适性、可靠性外，更加体现了人性化和环保化设计。发动机功率达320马力以上，此类车型的变速器又自动和手动变速器两种。自动变速器主要为豪华公交车选用，如艾里逊的T270、T310和ZF的5HP500;手动变速器中，进口的多为德国ZFDE 6S1600，国产的多为綦齿的S6-150、S6-160、S8-180。对此国情，我国客车发展对变速器提出了一系列的要求，并从发达国家大客车的发展和我国大客车技术现状看、未来我国的大客车有以下几个方面的发展趋势：一是高可靠性、对车辆在高速连续长时间运行工况下的可靠性提出了更高的要求。二是大型化，道路条件的改善使得大客车有了更大的市场空间，现在国内已有多个厂家开发并推出了13.7米的三轴大客车，未来将出现更长的超过15m甚至达到20m的大型客车。三是发动机大功率化、大中型客车功率和比功率都在不断增加，高三级客车的比功率已达到14.5。四是节油化，车辆的燃油利用率更高、更省油、运营成本更低。五是人性化，智能技术应用更广，如自动变速器大大降低了驾驶员的疲劳强度。直到2011年，綦江齿轮传动有限公司自主研发生产的500台“綦江”牌QJ805变速器，配置HFF6121GZ-4A安凯校车出口沙特。綦齿传动公司携手安凯，共同推进客车以“品质让我们走向世界”的战略理念，专门为首批800辆出口客车配置了“綦江”QJ805变速器，该款变速器是綦齿传动公司历经一二十年在引进、消化吸收和创新之后的一款成熟产品。1.5本次论文需要完成的任务1、调研、查资料，进行方案论证、结构分析，确定合理的结构方案；2、进行主要零部件参数的设计和必要的校核；3、学习三维软件；4、对变速器主要零部件进行造型；5、对各主要零部件进行装配；6、撰写论文，准备答辩。1.6本章小结通过本章初步了解变速器的功用、发展背景及发展意义等；具体介绍其结构特点，国内外发展历史、发展趋势等，对自己所要设计的变速器做出最初的选择方向。2 零、部件结构方案分析2.1齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪音低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡7。2.2换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动出轮、啮合套和同步器换挡三种形式。2.2.1滑动齿轮换挡通常是采用滑动直齿轮换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用在挡和倒挡上。2.2.2啮合套换挡用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮制造成常啮合斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但是不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套、常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，要求换挡手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命短，维修不便）。2.2.3同步器换挡现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和安全性。一般倒挡和挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套，而本方案的挡及倒挡使用滑动直齿轮换挡，其余各挡采用同步器换挡方式3。2.3自动脱档自动脱档是变速器的主要故障之一。由于结合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取的措施且行之有效的方案有以下几种：（1）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄，在0.3-0.6mm之间，换档后齿合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档。（2）将两接合齿的啮合位置错开，使用时两齿轮接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可以阻止自动脱档。（3）接合齿的工作面设计加工成斜面，形成倒锥角，使结合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。2.4变速器轴承汽车变速器有机构紧凑、尺寸小的特点。作旋转运动的变速器轴支承在壳体或其他部分的地方以及齿轮与轴不做固体连接处应安置轴承。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。第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用圆锥滚子轴承，因为它也要承受向外的轴向力，在中间轴式的变速器上一般都采用圆柱滚子轴承或者圆锥滚子轴承，可以更好承受齿轮工作时产生的轴向力7。2.5变速器操纵机构2.5.1变速器操纵机构的功用及要求变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮，啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的挡位。而且又不允许同时挂上两个挡位。设计变速器操纵机构时，应满足以下基本要求：有锁止装置，包括自锁，互锁和倒档锁。要使换挡动作轻便，省力，以减轻驾驶员的劳动强度。应使驾驶员得到必要的手感。2.5.2换档位置图设计操纵机构首先要确定换挡位置图。换挡位置图的确定主要从换档方便考虑。因此有下列三点要求： 换挡次序来排列； 常用挡放在中间位置，其它挡放在两边； 了避免误挂倒挡，往往将倒挡安排在最靠边的位置，有时与五挡组成一排。根据上述三点要求，并结合本变速器及其换挡机构的特点，现确定本变速器换挡布置图如图2.1 图 2.1 换档位置图2.5.3操纵方案的选择变速器操纵机构常见的由变速杆，拨块，拨叉，变速叉轴及互锁，自锁和倒挡锁装置等主要零件组成。可分为；直接操纵手动换挡变速器，远距离操纵手动换挡变速器，电控自动换档变速器。一般前置发动机后轮驱动汽车的变速器距离驾驶员座位较近，换档杆等外操纵机构多集中安装在变速器箱盖上，结构简单、操纵容易并且准确。根据设计要求我们选择的是直接操纵手动换档变速。2.5.4锁止装置在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档而造成安全事故和损坏传动系，在操纵机构中都设有倒档锁。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，互锁装置主要有互锁销式，摆动锁块式，转动钳口式和三向锁销式四种。本换档机构采用互锁销式。这种互锁装置就是在相邻变速器叉轴之间各有一个互锁销。互锁销的两端可以进入相邻变速叉轴的侧面凹臼内，以锁住这个变速叉轴。自锁装置的作用是防止因汽车振动或有小的轴向力作用而导致脱档，保证啮合齿轮在全齿上进行啮合，并使驾驶员有换入档位的感觉2。2.6本章小结本章主要介绍变速器中各零部件的初步选择，如齿轮形式、换挡机构形式、轴承等。并对各档位的安排顺序做出确定；其次对变速器中的主要故障如:自动脱档、误挂倒档等现象进行预防。3 变速器传动机构布置方案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，故在不同形式的汽车上得到广泛的应用。3.1传动机构布置方案分析3.1.1两轴式变速器 固定轴式变速器轴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驱汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴数少，多以结构简单、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，故传动效率高同时噪声也低。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，不仅工作噪音增大，且易损坏。还有，受结构限制，两轴式变速器的一档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传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3.1示出用在发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。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。图3.1f中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；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有困难，而高档同步器可以装在输入轴的后端，见图3.1d，e；图3.1d所示方案的变速器有辅助支承,用来提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声。图3.1f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。图 3.1 两轴式变速器传动方案图3.2，图3.3，图3.4分别示出了几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。它们的共同特点是：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高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此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，挡位低的齿轮（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的其他挡位的换挡机构，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。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差别。3.1.2中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后驱汽车和发动机后置后驱的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，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连接。如图3.2中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：图3.2a，b所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图3.2c所示传动方案的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡。图3.3a所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图3.3b，c，d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图 3.3d所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。图3.4a所示方案中的一挡，倒挡和图3.4b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。图 3.2 中间轴式四档变速器传动方案图 3.3 中间轴式五档变速器传动方案图 3.4 中间轴式六挡变速器传动方案3.2倒档布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案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，见图3.1a，b，c和图3.2a，b等；也有利用两个联体齿轮方案的，见图3.2c和图3.3a，b等。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。图3.5为常见的倒挡布置方案。图3.5b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3.5c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3.5d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图3.5c所示方案。图3.5e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3.5f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3.5g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。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，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。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，如图3.2b，图3.3b，图3.4a等所示，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。为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提 醒驾驶员注意。从这一点来考虑，图3.6a，b的换挡方案比图3.6c更合理。图3.6c所示方案在挂一挡时也需克服用来防止误挂倒挡所产生的力，这对换挡技术不熟练的驾驶员是不利的。除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，见图3.7。图 3.5 倒档布置方案 图 3.6 变速杆换挡位置及顺序图 3.7 倒档轴位置及受力分析3.3其他问题常用档位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀损失。将高档布置成靠近轴的两端支承中部区域较合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可保持较好的啮合状态，以减少片在并提高齿轮寿命。某些汽车变速器有仅在好路行驶时才使用的超速档。使用传动比小与1的超速档，能高更充分的利用发动机功率，是汽车行驶1km所需发动机曲轴的总转数减少，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速档会使传动效率降低、工作噪声增加。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传动力时处于工作状态的齿轮对数、每分钟转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮和壳体等零件的制造精度等。【2】3.4本章小结本章主要介绍变速器传动机构的布置方案，其中包括两轴式，中间轴四档、五档、六挡及倒档等，初步进行各方案的利弊比较，选取中间轴式五档变速器。4 变速器主要参数的选择在初选了中心距、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档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。4.1挡数变速器的挡数可在320个档位范围内变化。通常变速器的挡数在6挡以下，当挡位超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。商用车一般用45个挡或多挡。载质量在2.03.0t的货车多采用5挡变速器。根据以上设计要求选择的是五挡手动机械式变速器。4.2传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高档通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速挡，传动比为0.70.8。影响最低挡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需要的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所需要达到的最低稳定行驶车速等。目前，总质量轻些的客车在5.08.0之间，其他则更大。3本次论文所设计的各挡位变速比如下表4.1： 表 4.1 各挡位传动比 I II III IV V R 5.82 3.23 1.96 1.26 1.00 4.974.3中心距A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A，他是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器经轴承安装在壳体上，从不知轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔天之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距取大些。中间轴式变速器中心距A的确定初选中心距A时，可根据下述经验公式计算 （4.1）式中，A为变速器中心距（mm）；KA 为中心距系数，客车：KA取 8.69.6，取KA =9.5；Temax 为发动机最大转矩（Nm）：本文取1000Nm；i1如上表4-1；g为变速器传动效率，这里取96%。则由式4-1有： A=97.0807mm 故取A=100mm。客车变速器的变速器中心距在80170mm范围内，则此计算合理。4.4外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。客车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四档 （2.22.7）A 五档 （2.73.0）A 六挡 （3.23.5）A当变速器选用的挡数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A最好取为整数。4.5齿轮参数4.5.1模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。在选取齿轮模数时一般要遵守的原则是： 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，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数；对于客车，为考虑乘客的乘坐舒适性，应尽量减少噪声的前提下减小质量。变速器用齿轮模数的范围见表4.2表 4.2 汽车变速器齿轮的法相模数车型乘用车的发动机排量V/L 客车的最大总质量ma/t1.0 V1.61.6V2.56.014.0模数mn/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定，见表4.3。选用时应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表4.3汽车变速器常用齿轮模数（摘自GB/T1357-1987） mm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根据以上要求，各档位所选取的模数如下表4.4。表4.4 各档位模数 mm档位IIIIIIIVVR接合套模数4.03.53.53.03.04.03.04.5.2压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。试验证明：对于直齿轮，压力角为28时强度最高，超过28强度增加不多，对于斜齿轮，压力角为25时强度最高。因此，理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角；对客车，为提高齿轮承载能力应选用22.5、25等大些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮不变采用的压力角为20。啮合套或同步器的结合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角。根据以上要求，在设计时，本文所选取的各档位压力角如下表4.5: 表 4.5 各档位压力角 各档位IIIIIIIVVR接合套压力角252525202025304.5.3螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对工作噪声、齿轮的强度和轴向力的影响。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。试验还证明：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30时，其抗弯强度居然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高抵挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15到25为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同档位齿轮的螺旋角应该不一样。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律右旋，则第一、二轴上的西齿轮应取左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一档和倒档设计为直齿轮时，在这些档位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消，而此时第二轴没有轴向力作用。最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数不同等原因造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 乘用车变速器： 两轴式变速器为20-25 中间轴式变速器为 22-34 客车变速器：18-28则，根据以上要求选取斜齿轮螺旋角如下表4.6： 表4.6 斜齿轮螺旋角 档位 II III IV V螺旋角 22 24 26 284.5.4齿宽b在选择齿宽时，应该注意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少质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽较小使斜齿轮传送平稳的优点被消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予弥补，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时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m(mn)的大小来选定齿宽：直齿 b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿 b=kcmn，kc取为6.08.5则，根据以上要求及公式计算各档位齿宽如下表4.7，表 4.7 各档位齿宽 mm档位IIIIIIIVVR齿宽2425211818284.5.5齿轮变位系数的选取齿轮的变位是齿轮设计中一个重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免磁滑轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位即具有高度变位的优点，又避免了其缺点。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数少的齿轮副采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。根据上述理论，为了降低噪声，对于变速器除去一、二挡和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数c要选用的小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高档和一轴齿轮副的c可以选为-0.20.2 。对着档位的降低，c值应该逐挡增大。一、二挡和倒档齿轮，应该选用较大的c值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的c可以选用1.0以上。则具体各档位选用c值如下表4.8：表 4.8 各档位c值 档位IIIIIIIVVRc0-0.0090.1040.46-0.0680.24.5.6齿顶高系数齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪声、齿轮相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等均有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大；但因轮齿收到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减小。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作用齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.760.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00 。【4】4.6各档齿轮齿数的分配在初选中心距、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格挡齿轮的齿数。4.6.1确定一档齿轮齿数一档传动比为 （4.2）求取Z9 、Z10齿数和Zh， 因其为一档直齿轮，故：Zh= （4.3） 解得： Zh= 为使的传动比大些，在已定的条件下，的传动比可分配小写，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度，考虑到壳体上的第一轴轴承孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多，故选取Z9=37 ，Z10=13 。4.6.2对中心距A进行修正 A=（Z9+Z10）m=（37+13）4=200 mm 与所选取的中心距相同，故合理。4.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数由式4-2求出常啮合传动齿轮的传动比 （4.4）而常啮合传动齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，即:A= （4.5）根据式4-4 、4-5计算取整得： Z1=19 Z2=40=5.99与多设计的传动比相差不大，故合理。4.6.4确定其他各档的齿数 因二档齿轮为斜齿轮，且螺旋角不同，则 （4.6） （4.7）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式 （4.8）联立上述三个方程式求解得： Z3=32 Z4=21 I2=3.23同理求得其余各档位齿轮齿数为： 三档 Z5=25 Z6=27 i3=1.95 四档 Z7=22 Z8=37 i4=1.254.6.5确定倒档齿轮齿数本文设计倒档与一档齿轮选用同一模数，切倒档齿轮齿数一般在2123之间，故初选去倒档齿Z12=23 。因中间轴上倒档齿轮制造为齿轮轴行驶，故初选去中间轴倒档齿轮Z11=15，根据公式 （4.9）求得二轴倒档齿轮Z13=35，故倒档轴与中间轴中心 （4.10） =76.8倒档轴与二轴中心距 （4.11） =116.8到此初步设计计算完成变速器的各基本参数。【5-7】4.7本章小结本章主要设计变速器的主要基本参数，如档位、中心距、轴向及径向尺寸等；并对齿轮的一些参数进行设计计算，确定其模数、压力角、斜齿螺旋角、齿宽、变位系数等，最后计算出各档位的齿数。5 变速器的设计与计算5.1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）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，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。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这是存在于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剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒档轮齿，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处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、高压作用下齿面相互熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称之为齿面胶合。5.2齿轮强度计算与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。5.2.1轮齿弯曲强度计算（1） 直齿轮弯曲应力 (5.1)式中， 弯曲应力（MPa）；F1齿轮的圆周力（N），；为计算载荷；d为节圆直径； 应力集中系数，可近似取 1.65；摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，从动齿轮取 0.9；b齿宽（mm）;t端面齿距（mm）；y齿形系数，如图所示。因为齿轮节圆直径 d=mz，式中 z 为齿数，当计算载荷 g 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax 时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，客车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。在400850MPa 满足要求 在400850MPa 满足要求 （2）斜齿轮弯曲应力 w (5.2) 式中：T g 计算载荷（Nmm）； mn 法向模数（mm）； z 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； K 应力集中系数， K =1.50； y 齿形系数，可按当量齿数 z n z cos 3 在图中查得； K c 齿宽系数 K c =7.0 K 重合度影响系数， K =2.0。当计算载荷 Tg 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350MPa范围，对客车为 100250MPa。在100250MPa之内 满足要求图5.1 齿形系数5.2.2轮齿接触应力在齿轮传动中，如果齿面压力超过它能承受的极限压力，那么在过高的脉动接触应力的反复作用下，在表层内便会产生裂纹，当润滑油被挤进裂纹后形成高压，使裂纹扩大，最后导致齿面出现小块金属剥落，即点蚀。点蚀多发生在节圆附近的齿根面上，因此必须对齿面的接触疲劳强度进行计算。在这里所选择的齿轮材料为 20CrMnTi齿轮的接触应力按下式计算： (5.3)式中 F法向内基圆周切向力即齿面法向力，N ； (5.4) 端面内分度圆切向力即圆周力， N ； (5.5) 计算载荷 ，Nmm；d节圆直径，mm；E齿轮材料的弹性模量，E=2.10105Mpa；b齿轮接触的实际宽度，斜齿轮用 b/cos代替，对于齿端带圆弧的齿轮，轮齿接触的宽度为 b=B-m， mm；、主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm；直齿圆柱齿轮 (5.6) 斜齿齿轮 (5.7)r1 、r2 分别为主、被动齿轮的节圆半径， mm将作用在变速器第一轴上的载荷 = 0.5Temax 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力表 5.1变速器齿轮许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮和高档13001400650700首先对常啮合齿轮的接触应力进行计算;两个齿轮所受力 F2、F1 分别为两个齿轮齿廓曲率半径分别为两个齿轮应分别为所以，常啮合齿轮的接触应力为同理可以得各档齿轮的接触应力分别如下：一档：二档：三档：四档：倒档： 对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。85.3轴的强度计算变速器在工作时，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常啮合，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先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的校核。5.3.1初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距时，第二周和中间轴中部直径mm，轴的最大直径d和支承间的距离L的比值为： 对中间轴：=0.160.18 L取281.25250 对第二轴：=0-180.21 L取250214.29第一轴花键部分直径d（mm）可按下式初选： 式中，K为经验系数，K=4.04.6 取K=4.5；Temanx为发动机最大转矩（Nm），故，根据式计算得：=45 mm 5.3.2轴的强度验算（1） 轴的刚度验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；后者是齿轮相歪斜，如图5-1所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸后，对于轴进行刚度和强度验算，欲求中间轴式变速器第一轴支点反作用力，必须先求第二周的支点反力。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，将轴看做铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temax 。轴的扰度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算式，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。9 若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（5.8）、（5.9）、（5.10）计算： (5.8) (5.9) (5.10)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。计算齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力可按以下公式求出： (5.11) (5.12) (5.13)d 计算齿轮的节圆直径，mm； 啮合角； 螺旋角；发动机最大转矩， N m；i 至计算齿轮的传动比二轴受力弯曲示意图如下：图 5.1 二轴受力弯曲示意图第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。二轴的刚度校核一档时 a=198.5mm b=83mm0.1mm0.15mm0.002rad二档时=49398.6N=10402.5Na=156.5mm b=125mm0.15mm0.002rad三档时=24373.4N=7424.47Na=88.5mm b=193mm0.15mm0.002rad四档时=2539.7N=7962.8Na=63.5mm b=218mm0.15mm0.002rad倒档时=54645.1N=26470.7N0.15mm0.002rad以上证明二轴刚度设计符合要求。中间轴刚度的校核 设计时中间轴总长度为：L=320mm，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，固可以不必计算。 中间轴受力弯曲如下图所示:图 5.2 中间轴受力弯曲倒档时a=262mm、 b=58mm：0.15mm0.002rad一档时a=252、b=68mm：0.15mm0.002rad二档时a=224mm、b=96mm：0.15mm0.002rad三档时a=156mm、 b=164mm：0.15mm0.002rad四档时a=131mm、 b=189mm：0.15mm0.002rad通过以上校核可知中间轴设计刚度符合要求。（2） 轴的强度计算二轴强度校核：变速器轴的强度校核从第二轴开始。第二轴前端用滚针轴承支承在一轴上，后端用角接触球轴承支承在变速器壳体上，因此二轴简化成两端铰支的梁，前支点为滚针轴承的中点，后支点根据角接触球轴承的尺寸查手册得到。二轴受力图如下：图 5.3 二轴受力情况根据材料力学受力分析，得到水平面上弯矩图如下，其中水平面上最大弯矩为图 5.4 二轴水平面弯矩图垂直面上的弯矩图如下： 图 5.5 二轴垂直面上弯矩图档时二轴所受的扭矩为：式子中r为档二轴齿轮的节圆半径，所 (5.14)按照第三强度理论，二轴上的弯矩最大值为 (5.15)=2745.1档时二轴危险截面在一档二轴齿轮的受力点所在的平面处，即通过齿轮的中点，此处的抗弯截面系数为=（） （5.16） （5.17）二轴的许用应力为显然二轴强度符合要求。中间轴强度的校核： 图 5.6 中间轴受力示意图弯矩图如下： 图 5.7 中间轴水平面受力弯矩图图 5.8 中间轴垂直面受力弯矩图综合考虑，常啮合齿轮和倒档齿轮的挠度最大，最危险，因此校核常啮合和倒档齿轮。1） 求水平面内支反力，和弯矩， 联立以上两式可得： 求垂直面内支反力，和弯矩， 由以上两式可得： 按第三强度理论得：=769.1 其中=473.3 通过以上校核，证得轴强度设计符合要求。【10】5.4本章小结本章主要校核齿轮的强度是否合理，并初步设计出各轴尺寸，并对中间轴及二轴的刚度和强度进行校核。6 同步器设计6.1同步器结构形式的选择同步器有常压式，惯性式，惯性增力式三种。惯性同步器能做到同步啮合换档，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又分为惯性锁止式和惯性增力式。惯性式同步器可分为锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式等。在普通齿轮变速器中采用同步器,可以保证换档时齿轮啮合不受冲击,消除噪声,延长齿轮寿命,使换档动作方便迅速,有利于改善换档品质,提高汽车的动力性和燃料经济性。故根据以上叙述，选取锁环式惯性同步器作为本次设计的同步器结构。116.2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，且啮合套相对滑块做轴向移动前，啮合套结合齿与锁环结合齿倒角之间的轴向距离b，称为接近尺寸。尺寸b应大于零，一般取b=0.20.3mm。2、分度尺寸a 滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套结合齿与锁环结合齿中心线间的距离a，称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4结合齿齿距。3、滑块转动距离c 滑块在锁环缺口内转动的距离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之间的关系为：E=d+2c4、欢快端隙 滑块端隙是指滑块断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，要求。若，则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套结合齿与算换结合齿的锁止面已经接触，即接近尺寸b0，此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩，致使啮合套可以通过同步环，而是同步器失去锁止作用。125、预留后备行程 多换端面与齿轮结合齿端面应留有间隙，并称之为后备行程。预留后备行程的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，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加，导致间隙逐渐较少，直至为零；此后，两摩擦锥面会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。故一般应留取=1.22.0mm。6.3同步器主要参数的确定6.3.1摩擦因数汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。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。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素有关。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。136.3.2同步环主要尺寸的确定（1） 同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽设计的窄些，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强度，使磨损加快。故选取轴向卸油槽为12个，槽宽为4mm。（2） 锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=68，本文选取=7。（3） 摩擦锥面平均半径R R设计的越大，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取大以后还会影响同步环径向厚度尺寸要取消的约束，故不能去大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R 取大些。（4） 锥面工作长度b 缩短锥面工作长度b，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。设计时刻根据下式计算确定b： （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R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。146.3.3锁止角锁止角 选取得正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角 选取的因素，主要有摩擦因数 、摩擦锥面平均半径 、锁止面平均半径和锥面半锥角 。已有结构的锁止角在 范围内变化。故设计中选取=28。6.4本章小结本章主要对同步器进行设计，首先选择其结构形式，在此选用锁环式同步器；其次对同步器的主要尺寸进行设计，如接近尺寸b、分度尺寸a、欢快转动距离c等；最后对同步器的主要参数进行设计，如摩擦因数、锁环的主要尺寸及锁止角等。7 变速器操纵机构根据汽车使用条件的需要，贺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：换挡时只能挂入一个档位，换挡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，换挡轻便。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是变速杆、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。设计操纵机构首先要确定换挡位置图。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此，应注意以下三点：1 按换挡次来序列。2 将常用挡次放在中间位置，其他挡放在两边。3 为了避免误挂挡，往往将倒挡安放在最靠边的位置，有时与挡组成一排。但往往受变速器结构方案的限制，不能得到最方便的换挡程序。7.1锁止装置7.1.1互锁装置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