大众速腾五档手动变速器设计课程设计

1、第1章绪论本次设计的目的意义随着经济和科学技术的不断发展，汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。而随着我国人民生活水平的不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车工业面临的是机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。在面临着前所未有机遇同时不得不承认在许多技术上，我国与发达国家还存在着一定的差距。发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置

2、，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。在经济方面考虑合适的变速器也非常重。本次设计对轿车变速器的结构进行了介绍，阐述了轿车主要参数的确定，在机构方面选择了机械式变速器确定变速设计的主要参数，在变速器的寿命方面以及与变速器相关的操纵机构也进行了介绍。变速器的发展现状汽车问世百余年来，特别是从汽车的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车已经成为世界经济的发展、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。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，现代汽车广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作

3、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。变速器对整车的动力性与经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着较为直接的影响。汽车行驶的速度是不断变化的，即要求汽车变速器的变速必要尽量多，尽管传统的齿轮变速器并不理想但以其结构简单、效率高、功率大三大显著特点依然占领者汽车变速器的主流地位。虽然传统机械师的手动变速器具有换挡冲击大，体积大，操纵麻烦等诸多缺点，

4、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。早在1889年，法国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。在现在汽车中，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。变速器与主减速器及发动机的参数作优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒档安全装置可使操纵可靠，不跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双中间

5、轴变速器，后置常啮合传动齿轮变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世9o到目前为止变速器主要经历了以下发展阶段：1)手动变速器手动变速器(MT:ManualTransmission)主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶的换挡工作，也就是通过操纵机构式变速器内不同的齿轮副工作。如在低速时，让让传动比大的齿轮副工作，而在高速时让传动比小的齿轮副工作。由于每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的速度比是个定值。手动变速器是最常见的变速器，它的基本构造用一句话概括，就是两轴一中轴，即指输入轴、输出轴和中间轴，它们构成了变速器的主体，当然还有

6、一根倒档轴。手动变速器又称为手动齿轮变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合达到变速变矩的目的。手动变速器的换挡操作可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、故障相对较低、物美价廉。手动变速器也有自身的缺点：在当今的大城市中，“堵车”现象愈演愈烈，驾驶员需要频繁地踩离合器换挡，体力消耗大，发动机很难工作在最佳的状态，动力性没有完全发挥，经济性差，排气中有害物质含量高，污染严重。2）自动变速器自动变速器（AT:AutomaticTransmission）是根据车速和负荷来进行双参数控制，档位根据上面的两个参数来自动升降。AT与MT的共同点，就是二者都是有级式变速器，只不过AT能根据车速的

7、快慢来自动实现换挡，可以消除手动变速器“顿挫”的换挡感觉。AT的结构与手动变速器相比，液力自动变速器在结构和使用上有很大不同。手动变速器主要由齿轮和轴组成，通过不同的齿轮组合产生变速变矩；而自动变速器是液力变矩器、行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩。自动变速器采用液力便举起来代替离合器，因此减少了离合器换挡带来的冲击，档位少变化大，连接平稳，因此容易操作，提高驾驶方便性，减少驾驶员的劳动强度，也提高了驾驶员的舒适性。自动变速器也存在不足之处：一是对速度变化反应慢，没有手动离合器灵敏，因此许多驾驶员选用手动变速器车；二是费油不经济，液力变矩器的传动效率不高，变

8、矩范围有限，近几年引入电子控制技术对此做了改进；三是机构复杂，维修困难。在液力变矩器内告诉循环流动的液压油会产生高温所以要用指定的耐高温液压油。机械式自动变速器是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成主要改变了手动换挡操纵部分。即在手动变速器结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。机械式自动变速器控制单元（简称ECU的输入信号有驾驶员的意图（加速踏板的位置和党委的选择）和汽车的工作状态（包括发动机转速、节气门开度、车速等）3） 无级变速器无级变速器（CVT:ContinuouslyVariableTransmission）,又称为连续变速式无级变速器。这种变速器与一般齿轮式自动变

9、速器的最大区别是它省去了复杂而笨重的齿轮组合变速传动。金属带式无级变速器主要包括主动轮组、从动轮组、金属带和液压泵等基本部件主动和被动工作轮由固定和可动两部分组成，形成V型槽，与金属片构成的金属带啮合。当主动轮和被动轮和被动轮可动部分作轴向移动时，相应改变主动轮与从动轮上传动带的接触半径，从而改变传动比。可动轮的轴向移动通过液压控制系统进行连续的调节可实现无级变速。4）无限变速式机械无级变速器无限变速式机械无级变速器（IVT:InfinitelyVariableTransmission）由英国Torotrak公司研发出来，只是业界一直将他视为CVT,直至2003年3月在美国底特律举行的SAE（

10、美国汽车工程师学会）年会上才将他单独分类。IVT采用的是一种摩擦板式变速原理。早在1905年就出现过这种无级变速器，它由圆盘和滚轮构成，结构简单，但由于摩擦本身带来的能量损耗大，发热量高，传递转矩小和材料不耐用等缺点，没有进行批量生产。这种变速器原理便是今天的IVT的基础。IVT与其它自动变速器之一是不使用变矩器，Torotrak公司开发的IVT使用了2套离合器，驱动力由一套称为Variato的装置传递，通过锁止离合器和行星齿轮机构将动力传递至传动轴。IVT的核心部分由输入传动盘、输出传动盘分别位于两端，输出传动盘只有1个位于中间位置，Variato传动盘则夹于输入传动盘和输出传动盘中间，他们

11、之间的接触点以润滑油作介质，金金属间不接触，通过改变Variato装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化12。回顾变速器的技术的发展可以清楚的知道，变速器作为汽车传动系统的主要组成部分，其技术的发展是衡量汽车技术水平的一项主要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器的发展。并且向着节能与环境保护；应用新型材料；高性能、成本低、微型化；智能化、集成化发展。变速器设计面临的主要问题在汽车工业高速发展的今天，随着世界燃油价格的日益上涨和运用在汽车各种配件上的技术日趋成熟，变速器发展面临的主要问题如下：1 .如何设计出节

12、能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临的一个巨大问题。2 .自动变速器之所以发展如此迅速是因为它操纵起来简单方便，但同时也减少了驾车乐趣。因此，在不减少驾车娱乐性的同时，又能使操纵更加方便快捷，也是变速器设计时要考虑的一个重要问题。3 .如何设计出结构简单、传动效率更高、使汽车车速变化更加平稳以及驾车舒适性更高的变速器，则一直都是变速器设计所要攻克的技术难关。第2章变速器的总体方案设计变速器的功用及设计要求变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行

13、驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动轮牵引力以及车速的不同需求。止匕外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在启动发动机以及汽车滑行或停车时使发动机传动系保持分离；必要时还应有动力输出功能70为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求：1 .保证汽车有必要的动力性和经济型。2 .设置空挡。用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3 .设置倒档，使汽车能倒退行驶。4 .设置动力传输装置，需要时进行功率输出。5 .换挡迅速、省力、方便。6 .工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。7 .变速器应有高的工作效率。8 .变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还

14、应该满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。变速器传动机构的形式选择与结构分析变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式。有级变速器根据前进挡的不同可以分为三、四、五档和多档变速器；按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线和综合式。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。三轴式变速器与两轴式变速器现代汽车大多采用三轴式变速器。以下是

15、三轴式和两轴式变速器的传动方案。三轴式变速器如图所示，其第一周的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮啮合，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档。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，直接档的传递效率高，磨损及噪声也小，这是三轴式变速器的主要优点。其它前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴图轿车三轴式四档变速器11.第一轴；2.第二轴；3.同步器图轿车两轴式变速器两轴

16、式变速器如图所示。与三轴式变速器相比，具结构简单、紧凑、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、操纵性良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东西的结构简单。如图所示两轴式变速器的输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可使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。除倒档常用滑动齿轮外，其他档均采用常啮合齿轮传动；个档的同步器多装在输出轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可装在输入轴后端如图所示。两轴式变速器没有直接档因此在高档工作时

17、，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是他的缺点。另外低档传动比的上限也受到较大的限制，但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。本设计的变速器采用两轴式变速器。倒档的布置方案常见的倒档结构方案有以下几种:图倒档布置方案图为常见的倒档布置方案。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。此方案广泛应用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。图所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，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。某些轻型货车四档变速器采用此方案。图所示方案能获得较大的倒档传

18、动比，缺点是换挡程序不合理。图所示方案针对前者的缺点作了修改，因而经常载货车变速器中使用。图所示方案将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图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2-61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采用图2f所示的传动方案。变速器主要零件的结构方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构形式、轴承型式等因素。齿轮型式齿轮型式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。有

19、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，斜齿圆柱齿轮使用寿命长，工作时噪声低；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采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使斜齿圆柱齿轮数增加，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档。换挡结构形式现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，止匕外，该种形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

20、，同步器广泛用于各式变速器中。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与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿问冲击和发生噪声。轴承型式变速器轴承采用圆锥滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆柱滚子轴承、滑动轴套等。在本设计中采用圆锥滚子轴承和滚针轴承。传动方案的最终确定通过对变速器型式、传动方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图图变速器传动简图本章小结本章主要对变速器的功用进行了介绍，对变速器传动机构的型式与结构进行了分析对两轴式、三轴式变速器进行了介绍并结合已有的变速器传动方案在本次设计的基础上

21、对变速器的传动方案进行最终的确定，并对变速器上主要零件的结构方案进行了分析与介绍。第3章变速器主要参数的选择与计算设计初始数据最高车速：Uamax=185Km/h发动机功率：Pemax=74KW转矩：Temax=145Nm总质量：ma=1353Kg车轮：205/55R16r=变速器各挡传动比的确定初选传动比:_nruamax-igmaxi0式中:uamax 一最局车速n 发动机最大功率转速一车轮半径所以,i g maxi0一变速器最小传动比 乘用车取一主减速器传动比Temax =9550X 包吧npnp=9550Xp74 八 ，.二4874r/min145npri g max u a max_

22、 34847 315.95 10=x 0.8 185最大传动比igi的选择:满足最大爬坡度。giGr fcos sinTemaxi 0 T()式中：GL作用在汽车上的重力,G mg , m 一汽车质量， g 重力加速度,Gmg=13530NTemax一发动机最大转矩，Temax=；i0一主减速器传动比，i0t传动系效率，t=90%r一车轮半径，r=;f一滚动阻力系数；一爬坡度，取=°带入数值计算得igi2.52满足附着条件：()Temaxig1i0TFz2-dr为附着系数，取值范围为，取为Fz2为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取70%mg;计算得igi0;g由得&am

23、p;igi<；取igi二；校核最大传动比上344.25;igmax0.8在范围内，故符合。其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：ig1ig2ig3ig4二厂厂I4ig2ig3ig4ig5式中：q一常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：.4.3.2.igiq,ig2q,ig3q,ig4qqn1igi=43.2=所以其他各挡传动比为：32_ig广，ig2=q=,ig3=q=,ig4=q=，ig5中心距A的确定A,可根据发动机排量与变初选中心距：发动机前置前驱的乘用车变速器中心距速器中心距A的统计数据初选。A=KaVT e max i 1 gKa

24、中心距系数；Ka=.,ii变速器传动比，g变速器传动效率取g=96%Temax一发动机的最大输出转矩，单位为(Nm!；A(8.99.3)Vl453.450,9669.6991.43一所以A初选：72mm齿轮参数模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量ma在的货车为；总质量ma大于的货车为。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡如图表与表。表汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t&

25、lt;V<<V<<ma<14ma>模数mn/mm表汽车变速器常用齿轮模数一系列二系列发动机排量为，根据表2.2.1及，齿轮的模数定为。压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用。、15°、16°、°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用。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。螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。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。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。乘用车两轴式

26、变速器螺旋角：20。25°齿宽b直齿bhm,kc为齿宽系数，取为，取；斜齿bk/n,工取为。齿顶高系数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.本章小结本章通过对初始数据的计算确定变速器的最大传动比，然后根据最大传动比，确定挡数及各挡传动比的大小，初选变速器的中心距。然后确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数的计算做准备。第4章齿轮的设计计算与校核齿轮的设计与计算一挡齿轮齿数的分配一挡齿轮为斜齿轮，模数为，初选cos=23一挡传动比为igiZ2Z1()2cos为了求Zi,Z2的齿数，先求其齿数和Zh,斜齿Zh丝cosmn()72cos232.75

27、=取整为48即乙=11Z2=37对中心距A进行修正因为计算齿数和Zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Zh和齿轮变位系数重新计算中心距A,再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依mnZh2.75(1137八A=-=()2cos2cos23对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角t：tant=tann/cos()-°t=啮合角t：coso,一t=变位系数之和n0.42z2查变位系数线图得：u33.451乙对修正AotMcostA0.4720.05()mnZiZ2”arccos23.56()2A0计算一挡齿轮1、2参数：分度圆直径dimnZi/cos=xii/cos23

28、76;=33mmd2mnZ2/cos=X37/23°=111mm齿顶局ha1haniynmn=3019mmha2han2ynmn=式中：yn(AA。)/mn=ynnyn=齿根高hfihanc1mn=hf2hanc2mn=齿顶圆直径daldi2hai=da2d22ha2：=齿根圆直径dfidi2hfi=df2d22hf2=业日J1，米6Zvi乙3/cos=Zv2Z2/cos3=二挡齿轮齿数的分配二挡齿轮为斜齿轮，模数为，初选=25ig2Z4Z3Z42 72cos25Z3Z42Acosmn二取整为482.75Z3=14Z4=34对二挡齿轮进行角度变位:理论中心距mnZ3Z42cos端面压

29、力角tant=tann/cos端面啮合角cos变位系数之和查变位系数线图得:对修正A0二挡齿轮参数:分度圆直径齿顶高Z4Z3AocosA22.032.33mnZh2cos0.11arccosmnz32A°d3d4ha3ha4z423.56°皿=42mmcosz4mn=102mmcoshan3ynmnhan4ynmn式中：齿根高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数三挡齿轮齿数的分配三挡齿轮为斜齿轮，初选yn(AA0)/mn=ynnyn=hf3hanCn3En=hf4hanCn4Enda3d32ha3二da4d42ha4=df3d32hf3二df4d42hf4二3Zv3Z3/COS=3

30、_Zv4Z4/COS=22°模数为得Z5=18, Z6=30对三挡齿轮进行角度变为:理论中心距端面压力角tanmnZ5Z6A2cosZhZ5Z6=48八mnZ5Z6_Ao2cos56t=tann/cos71.18t= cos 21.43端面啮合角cos,Aot"a"cos7223.04变位系数之和查变位系数线图得：ua1.63Z5对修正A0mnZh2cosarccosmnz5423.55。2Ao三挡齿轮5、6参数:分度圆直径d5Z5mn=54mmcos齿顶高式中:齿根高齿顶圆直径齿根圆直径d6z6mn=90mmcosha5han5Ynmn=ha6han6YnEn=

31、yn（AA。）m=YnnYn=hf5hancn5En二hf6hancn6mi=da5d52ha5=da6d62ha6=df5d52hf5=df6d62hf6=当量齿数Zv5 Z5/COS3 5 63Zv6Z6/cos56=2Ao四挡齿轮齿数的分配四挡齿轮为斜齿轮，初选=22模数mn=Z7=,取整为 22Z8=26对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距端面压力角 tan端面啮合角变位系数之和查变位系数线图得：u对修正乙7=1.16八mnZ7Z8A2cosZ7Z848.55AmnZ7Z84Ao-=2cost=tann/cos-°t=,AocostcostAt23.03nz8117-7=8Z7

32、mnZh<02cosarccosmnZ7z823.55。四挡齿轮7、8参数:分度圆直径齿顶高式中:齿根高,Z7mnd7=cos,Z8mnd8二cosha7han7YnEn=ha8han8Ynmn=yn（AA。）/mn=YnnYn=hf7hanCn7En=hf8hanCn8En=齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数da7d72ha7=da8d82ha8=df7d72hf7=df8d82hf8二33zv7z7/cos=3Zv8Z8/cos=五挡齿轮齿数的分配五挡齿轮为斜齿轮，初选=25模数mn=ig5Z9=0.8mn Z9 Z102cosZ9 Z1047.46 取整为 47Z9=26Zio=21对五

33、挡齿轮进行角度变位:理论中心距AomnZ10Z92cos端面压力角tant=tann/cos端面啮合角cosAocostA23.23变位系数之和查变位系数线图得:豆0.799=Z910=对修正AomnZh2cosarccosmn-9z-23.552A0五挡齿轮9、10参数:分度圆直径d9Z9mncos齿顶高式中:d10ha9ha10ynynZi0m!ncoshan9han10（AA。）/mnynmnynmn齿根高hf9hanCn9En齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数da9d92ha9=da10d102ha10df9d92hf9=df10d102hf10zv9Z9/3coszv10Z103/cosh

34、f10hanCn10mn倒挡齿轮齿数的分配倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮乙3的齿数一般在2123之间，初选乙2后，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距A。初选乙1=13,Zi3=23,则:，1rrA-mZ11Z132211=12.75132为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径De11应为De11De120.522De112ADe12=2X72X(13+2)1_101.75。=-22.75二35第5章轴的设计与计算及轴承的选择与校核轴的设计计算轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗

35、碳、高频、氟化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氟化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863,表面光洁度不低于8。14对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7,并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度15。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少16。初选轴的直径传动轴的强度设计只需按照扭转强度进行计算，输入轴轴颈dc3但=103X；/74-取整后d=25mm()

36、-n.4874图轴的示意图轴的刚度计算若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为6,可分别用式计算_2 2f Fra bc 3EIL2264Fra2b2""4"()fs_2 2Fta b_ _ 2 264Fta b3EIL一 _43 ELd()Fab b a64Fa b b a3EIL一 _43 ELd()式中：F.一齿轮齿宽中间平面上的径向力（ND;Ft一齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ND;3ELdE一弹性模量（MP）,E=X105Mp；I 惯性矩（mm）,对于实心轴，Id4/64； d 一轴的直径（mm,花键处按平均直径计算;b一齿轮上的作用力距支座

37、 A、B的距离（mrm;L一支座间的距离（mrmo轴的全挠度为f . fc2fs20.2 mmcs()轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为f,fs二。齿轮所在平面的转角不应超过。变速器中一挡所受力最大，故只需校核一挡处轴的刚度与强度轴的刚度hrhL输入轴受力分析图图一挡齿轮所受力输入轴d1Ft1Ft2Fr1Fr228mm d12Tid1d22 Ta1 cos 1g 8352.12 NtanF t1cosFt228fc1tanmnZi2回6 8152.43 N111n 3316.37 N1-3237.08cos 2a1 65.5mm , b1167.5mm L 233mmL2, 264 Fr1a1

38、 b1_ _43 ELd1()0.0A0.10mmfs1l 2,264 Fta b1一 4 一3 d1 EL()0.100.15mmf9Yfc2fs20.144mm0.2mm输出轴64Fr1a1blb1a1_43ELd1fc2fs2()l2,264F2a2bzZ4-3ELd20.0A0.10mm2,264F12a2b?3d24EL0.10-0.15mm64Fra2b2b2a2_43ELd2f2.fc2>匕0.022mm0.2mm轴的强度计算一挡时挠度最大,最危险，因此校核。输入轴的强度校核Ra图输入轴的强度分析图%8352.43NFr13316.37N1）竖直平面面上FaLFrb怎匚一行

39、Fa=竖直力矩Me=水平面内上dFaFt65.52233由以上式可得Ms=按第三强度理论得:156157.62139803.18521378102250853.8632M一3116.46MPa400MPad1输出轴强度校核d2111mmFt2Fr2Fa21）竖直平面面上FaLFr2b竖直力矩MC=水平面内上弯矩MSdFadFt65.5Fa2233由上式可得Ms=按第三强度理论得:MVM1M-STJV152424.1294647.6524524602486735.3932M-3-3.6MPa400MPad1因此该轴符合强度要求轴承的选择及校核输入轴的轴承选择与校核由工作条件和轴颈直径初选输入轴的

40、轴承型号，30205（左右），由机械设计手册查得代号为30205的圆锥滚子轴承Cr32200N,Cro37000N,e=,Y=;轴承的预期寿命：Lh=10X300X8=24000h校核轴承寿命I）、求水平面内支反力RH1、RH2RH1+RH2=Ft1FtiL1RhiL由以上两式可得RH1=,Rh2=H）、内部附加力Fs1、FS2,由机械设计手册查得Y=Fs1Rh1/2Y1035.2NFs2Rh2/2Y63.68N田）、轴向力Fa1和Fa2由于Fa1FS23554.9363.683618.605NF63.68N所以左侧轴承被放松，右侧轴承被压紧Fa1Fa1FS23554.9363.6753618

41、.605NFa2FS263.6752NS2IV）、求当量动载荷查机械设计课程设计得Cr32200N C0r 37000NF a1Fr11.11Fa2e,e,故右侧轴承X=左侧轴承X二Fr1径向当量动载荷Prfp（XFr1YFa2）=x(X+X)校核轴承寿命预期寿命lh110 300 8 1 24000h106 C 心 60n P为寿命系数，对球轴承=3;对滚子轴承二10/3。,106 G Lh60 n Pr610/31032200=>Lh=24000h合格输出轴轴承校核6014432788.62初选输出轴的轴承型号,的圆锥滚子轴承Cr 43200N30206（左右），由机械设计手册查得代

42、号为30206,Cro50500N,e二,Y二；轴承的预期寿命：Lh=10X300X8=24000h校核轴承寿命I）、求水平面内支反力Rhi、Rh2和弯矩MhRHl+R2=Ft2Ft2LiRhiL由以上两式可得RH1 =RH2 =H）、内部附加力Fsi、Fs2,由机械设计手册查得Y=FS1RH1/2Y62.15NFs2Rh2/2Y949.43N田）、轴向力Fa1和Fa2由于Fa2Fs23554.93949.34504.23NFs1所以右侧轴承被放松，左侧轴承被压紧Fa1Fa9Fs24504.36NFa2FS2949.43Na2S2IV）、求当量动载荷查机械设计课程设计得Cr 43200N Co

43、r50500NFaiFa2 eFr2 Fr2e,故右侧轴承X=左侧轴承X=径向当量动载荷Pr fP（XF1 YFa2）校核轴承寿命预期寿命lh1103008124000hLh10660n为寿命系数，对球轴承=3;对滚子轴承=10/3;Lh10660n610/31064320000=>Lh=24000h6014432142.72故该轴承合格本章小结本章首先简要介绍了轴的工艺要求，即满足工作条件的要求。通过计算，确定轴的最小轴颈，通过轴承等确定轴的轴颈和各阶梯轴的长度，然后对轴进行刚度和强度的验算校核。通过轴颈，选择合适的轴承，通过轴向力的大小对轴承进行寿命计算。第六章变速器同步器与操纵机构

44、的选择同步器的选择同步器的工作原理本次设计采用锁环式同步器，此类同步器的工作原理是：换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被结合齿轮上的锥面接触位置。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使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一段结束。换挡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，在角速度相同的瞬间，同步过程结束，完成换挡的第

45、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挡离得作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步换档。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：螺纹的齿顶宽对的影响很大，随齿顶的磨损而降低，换档费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存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。(2)锥面半锥角a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

46、免自锁的条件是tana>f。一般取a=6°8°。a=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a=70时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为7。(3)摩擦锥面平均半径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。(4)锥面工作长度bb=Mm2 fR2()(5)同步环径向厚度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

47、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。锻造时选用钻黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的刚配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层铝（厚约0.5mm）,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0.12mm的铝制成。喷铝环的寿命是铜环的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。（6）锁止角B锁止角B选取的正确

48、，可以保证只有在换档得两个部分之间角速度差达到零值能进行换档。影响锁止角B选取的因素，主要有摩擦因数f、摩擦锥面的平均半径R锁止面平均半径和最面半锥角a。已有结构的锁止角在26-46变速器的操纵机构变速器操纵机构的功用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，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂两个档位。变速器应满足以下要求：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。2）自锁装置的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向作用力而致脱档

49、，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员有换挡的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球推入叉轴中实现的。变速叉轴的凹臼间距是由挂档齿轮移动的距离来决定的。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。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。换挡位置设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要是从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：1）按换挡次序来排列；2）将常用档放在中间其他档放在两边；3）为了避免误挂

50、倒档，往往将倒档安装在最靠边的位置，有时与1档组成一排。本章小结本章通过对变速器中同步器和操纵机构的介绍以及对其提出的设计标准为主要内容，在设计过程中明确选用依据，掌握设计准则，能够在图纸的设计中正确的画出。结论本次设计的变速器是以速腾参数为依据，乘用车两轴变速器，通过选择中心距的大小，齿轮的模数等，确定倒挡的布置形式，确定齿轮的压力角，螺旋角，齿宽，齿形系数等，然后计算变速器的各挡传动比，各齿轮的参数，通过变为系数图查找计算变为系数，然后对各挡齿轮进行变位。然后简要的介绍了齿轮材料的选择原则，对齿轮进行校核。通过最小轴颈的计算，选择轴承，确定轴各段的长度和轴颈大小。对轴和轴承进行校核计算。对

51、于本次设计的变速器来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了五档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂档时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。参考文献1吴宗泽.机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社，20062臧杰，阎岩.汽车构造：下册M北京：机械工业出版社，20053马秋生.机械设计基础M.北京：机械工业出版社,20054韩英淳.汽车制造工艺学M.第4版.北京：机械工业出版社,20055陈秀宁，施高义.机械设计课程设