EQ1090载货汽车变速器设计说明书

1、变速器是汽车的主要组成部分，其功能是改变传动比、改变驱动轮的扭矩和转动方向。变速器能在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车倒退行驶，而且利用挡位可以中断动力的传递。所以变速器的结构设计的合理性直接影响到汽车动力性和经济性。设计要求达到换挡迅速、省力、方便、有较高的工作效率、工作噪声低。因此变速器在汽车中得到广泛应用。本次设计的是东风EQ109瞰货型汽车变速器。它的布置方案采用三轴式5+1挡和锁销式同步器换挡，并对倒挡齿轮和拨叉进行合理布置，其中一轴和第二轴的轴线在同一直线上。这种布置形式缩短了变速器轴向尺寸，在保证挡数不变的情况下，减少齿轮数目，从而使变速器结构更加紧凑。首先利用已知参数确定各挡

2、传动比，然后确定齿轮的模数、压力角、齿宽等参数。由中心矩确定箱体的长度、高度和中间轴与二轴的轴径，然后对中间轴和各挡齿轮进行校核，并利用MATLA歆件对中间轴的校核进行编程，验证各部件选取的可靠性。最后绘制装配图与零件图。设计结论表明，变速器齿轮与各轴尺寸确定，各轴强度的校核满足设计要求，设计结构合理。关键词：货车；变速器；设计；同步器AbstractGearboxisthekeypartoftheautomobile.Itisusedtochangethetransmissionratio,torqueandrunningdirectionofthedrivingwheel.Itcancha

3、ngethevehiclespeedandtyretorqueinabigscope,cutoffthepowertransferfromtheengine,andalsoprovidesareversetravelingdirectionforthevehicle.Therefore,thereasonabilityofthestructuredesignofatransmissiongearboxdirectlyaffectsthevehicle'sdynamicperformance.Itisusuallyrequiredshiftinggearsrapidlyandconven

4、iently,savingforce,andhavingahigherworkingefficiencyandlowworkingnoises.ThisthesisdesignedamanualtransmissiongearboxoftheEQ1090ruck.Aschemeofstructurewiththreeshafts,5+1shiftsandsynchronizeradoptedhere,Combinetopourtoblockwheelgearandstirforktocarryonareasonabledecoration.wherethefirstandsecondshaft

5、swerearrangedinline.Thiskindofstructurereducesthegearboxdimensionintheaxisdirection,Inassuranceblocktocountundertheconstantcircumstance,decreasewheelgearnumber.thereforemakesthedesignedtransmissiongearboxmorecompact.Usingthegivenbasicparameters,itwasfirstlydeterminedthetransmissionratioofeachshift,t

6、heshaftcenterdistances,thegearmodulus,thegearpressinganglesandwidths,andsoon.Andthenthegeneraldimensionofthegearbox,includingitslength,widthandheight.Thestressesoftheintermediateshaftandthegearswerevalidatedbyusingboththecalculatorandaself-madeMATLABprogram.Finally,someengineeringdrawingswerecarried

7、out.Thecalculatedresultsshow:thedetermineddimensionsandstressesofthedesignedgearsandshaftssatisfiedthedesignrequirements;theadoptedstructureisreasonable.Keywords:automobile;gearbox;design；synchronizer目录第1章绪论11.1 变速器的简介11.2 变速器的功用1第2章变速器设计方案与论证32.1 变速器的要求32.2 变速器的设计方法论证3第3章变速器设计方案论证53.1 变速器基本参数的确定53.

8、1.1 轴的直径的初步确定53.2 齿轮参数的设计6第4章变速器各档齿轮的校核124.1 齿轮弯曲应力的计算124.1.1 二轴一倒挡直齿轮4校核124.1.2 二轴二挡斜齿轮Z4校核134.1.4二轴三挡斜齿轮Z3校核134.2齿轮接触应力计算144.2.1 二轴一挡直齿轮Z7校核144.2.2 二轴倒挡直齿轮Z10校核154.2.3 二轴二挡斜齿轮Z5校核154.2.4 二轴三挡斜齿轮Z3校核16第五章变速器第二轴的校核175.1 轴的直径的初步确定175.2 变速器轴的校核175.2.1 第二轴的刚度校核185.2.2 第二轴的强度校核20第6章同步器的设计216.1 同步器的功用226

9、.2 同步器的种类226.3 同步器的参数的确定236.3.1 摩擦因数236.3.2 同步环主要尺寸确定23第7章变速器操纵机构257.1 对变速器操纵机构的要求257.2 直接操纵手动换挡变速器257.3 远距离操纵手动换挡变速器267.4 变速器自锁、互锁、倒挡锁装置267.4.1 自锁装置267.4.2 互锁锁装置277.4.3 倒挡锁装置27结论.28参考文献29致30附录一程序编程311齿轮校核程序312轴的校核程序32附录二专业外文与翻译35第1章绪论1.1 变速器的简介变速器是安装在汽车的发动机驱动车轮之间的速力变化装置.它是用来改变发动机转速与驱动轮的转速的比例关系，以尽量满

10、足各种特定驾驶条件.目前，汽车上广泛采用活塞式燃机，具转矩和转速变化围小，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围变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。无论从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计使极其必要的。具优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。变速器经历了用变速杆改变链条的传动比一手动变速器一有级自动变速器一无级自动变速器的发展历程。变速器的作用：改变汽车的传动比，扩大驱动车轮转矩和转速的围，使发动机在理想的工况下工作；在发动机转矩方向不变的前提下

11、，实现汽车的倒退行驶；实现空挡，中断发动机传递给车轮的动力，使发动机能够起动、怠速。手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理，变速器有多组传动比不同的齿轮副，汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器不同的齿轮副工作。如在低速时,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。由于每挡齿轮组的齿数是固定的，所以各挡的变速比是定值。常见的手动变速器由铸铁或铝制变速器壳体、轴、轴承、齿轮、同步器和换挡机构组成。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、功率比越

12、小，变速器的传动比围越大。在原变速器传动机构基础上，在附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势，传动机构由有级变速向无级变速方向发展。1.2 变速器的功用能变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化围，以适应变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作；发动机在转速不变的条件下，变速器能汽车倒挡行驶；利用空挡，中断动力传递，能使汽车启动行驶，怠速，提高速度等。第2章变速器设计方案与论证2.1 变速器的要求保证汽车有必要的动力性和经济性。(1) 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的输出。(2) 设置倒挡，使汽车能倒退行使

13、。(3) 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。(4) 换挡迅速、省力、方便。(5) 工作可靠。汽车行使过程中，变速器不得有跳挡、乱挡与换挡冲击等现象发生。(6) 变速器应有高的工作效率。(7) 变速器工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、功率比越小，变速器的传动比围越大。为满足以上使用性能要求，本变速器采用有级式变速器。变速器由变速传动机构和操纵机构构成。变速器传动机构包括换挡齿轮、传动齿轮、传动轴。实现操作需要避免、避免冲击布置的同步器，操

14、纵机构还要求有自锁和互锁装置。轿车多采用两轴式变速器，货车多采用三轴式变速器。同步器设计采用锁销式同步2.2 变速器的设计方法论证变速器设计方案要求从使用性能、制造条件和重量、价格性价比等多方面考虑，要求满足制造、使用、维修等条件。所以应从齿轮的形式，轴的形式与布置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。(1)固定轴式应用广泛，主要有两轴式和三轴式变速器。三轴式变速器的结构：是由第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二挡直接连接起来传递转矩称为直接挡。因此，直接挡的传递效率高，磨损与噪声也最小，这是三轴式变速器的优点。其他前进挡需要依次经过两对齿

15、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挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。但也有缺点，除直接挡外其他各挡的传动效率有所降低。综上所述货车应选用三轴式变速器。(2)齿轮形式：变速器用斜齿轮和直齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮虽然制造时复杂，工作时有轴向力，但因使用寿命长，噪声小而仍得到广泛使用。直齿圆柱齿轮用于一挡和倒挡。(3)换挡形式：有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。使用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一挡、倒挡外已很少使用。使用啮合套换挡，因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲

16、击。同步器分为常压式、惯性式、和惯性增力式，多采用惯性式变速器，它也是一种锁环式同步器，使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，多用于轿车和轻型货车。所以轻型货车的二、三、四挡应采用同步器换挡，而一挡、倒挡应用直齿滑动齿轮换挡。(4)变速器轴承常采用滚珠轴承、滚针轴承、滚柱轴承等。目前均采用圆锥滚柱轴承，优点有：直径较小，宽度大，因而容量大，可承受高负荷，能确保可靠性，使用寿命长。滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮的刚度，减少自动脱挡。由于上述特点，滚锥轴承在货车变速器得到广泛应用。(5)变速器的操纵机构装在变速箱

17、，由变速叉轴、变速叉、倒块、自锁弹簧、自锁钢球、互锁钢球、互锁圆柱销组成。为了防止汽车行驶时误挂倒挡，在导快上装有带弹簧的安全止柱。终上所述，本次设计采用中间轴式5+1挡变速器，并采用采用锁销式同步器换挡.第3章变速器设计方案论证3.1 变速器基本参数的确定设计中给定的参数传动比ii=7.31i2=4.31i3=2.45i4=1.51i5=1Te max发动机最大转矩Temax 375N mK经验系数，K=4.0-4.6,取 K=4.2中心距的初步确定初选中心矩可用下式计算A33Temax*g式中:Ka中心距系数,KA取值围 8.6-9.6 M KA 9.18Temax 一发动机最大转矩, i

18、1 变速器一挡传动比， g 变速器传动效率， g求得A 127 mmiiemax 375N m7.31g 0.96 g3.1.1 轴的直径的初步确定变速器的轴必须有足够的刚度和强度。工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d0.45A轴的最大直径d个支承间距离L的比值，对中间轴，d/L0.16-0.18,对第二轴d/L0.18-0.21。第一轴花键部分直径可按下式初选：DK3Temax式中：Ka中心

19、距系数，Ka取值围8.6-9.6取Ka9.18Temax发动机最大转矩，Temax375NmDK3Temax=31.75mm3.2 齿轮参数的设计(1)齿轮模数本变速器设计一、倒档为直齿滑动齿轮换挡，其它档均采用锁销式同步器换挡，选取齿轮模数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变变速器的质量。降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。从齿轮强度观点出发，每对齿轮应有各自的模数，而从工艺的观点出发，全部齿轮选用一种模数是合理的，轻型货车模数取值围为3.00-3.75mm。根据齿轮模数选用的优先原则与本变速器的特点，进行模数的选取，

20、直齿轮为3.25mm斜齿轮为3.25mm(2)齿轮压力角的选择为提高货车的承载能力，应采用22.5或25压力角齿轮，实际上因国家标准压力角为20,所以齿轮普遍采用20o(3)螺旋角的确定为了减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒挡齿轮与货车一挡齿轮才用直齿轮。选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题：螺旋角大些时会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，随螺旋角的增大，齿轮的强度也会相应的提高，不过当螺旋角高于30时,其抗弯强度会骤然下降，而接触强度仍上升。因而选取适当的值使弯曲强度与接触强度达到均衡。止匕外，为消除斜齿轮传动的轴向力，中间轴上的齿轮一律做成右旋

21、，而第一、二轴上的一律左旋，轴向力由轴承承受。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而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮的螺旋角的初步取值在以下围：货车变速器斜齿轮的螺旋角为18-26。(4)齿宽的设计计算在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力增大，使之寿命降低，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。根据模数的

22、大小选定齿宽：直齿：b=Kcm,Kc为齿宽系数，取4.58.0斜齿：b=KCmn,Kc取6.08.51各挡齿轮的齿宽值如下：中间轴一挡，倒档直齿：bz8=73.25=22.75中间轴二挡斜齿：bz6=73.25=22.75中间轴三挡斜齿：bz4=73.25=22.75中间轴四档斜齿：bz4=73.25=22.75中间轴常啮合齿：bz2=73.25=22.75一轴常啮合斜齿：bzi=73.25=22.75二轴一挡，倒档直齿：bz7=73.25=22.75.二轴二档斜齿：bz5=73.25=22.75二轴三档斜齿：bz3=73.25=22.75z。二轴四档斜齿：bz3=73.25=22.75(5)

23、各挡齿数的分配在初选中心距、齿轮螺旋角之后，可根据预选确定的变速器挡数、传动比和传动方案来分配齿轮的齿数。下图为结构简图，以便说明各挡齿数的分配。1图1传递路线图1,确定一挡齿轮的齿数一挡传动比.Zl2Z5ilZlZ82A一一挡为直齿轮，则Zh=k=78.15取781217中间轴一挡齿轮数受中间轴径尺寸限制，即受刚度的限制。货车在之间，选Z8为17个齿，MZ5=7817=61对中心距进行修正A=m>Zh/2=126.75确定常啮合齿轮的齿数乙2Z?i1 =7.31 义%广 2.03A mn Z1 Z12 ,1 取 262 cos由以上两个公式求得乙 24.30取整为23 Z12 45.3

24、6取整为47实际传动比i1 =7.31求得传动比i1=7.33两者相差较小，1可取校核螺旋角arccosmnZ1 乙226.42A二挡齿轮齿数的确定Z4Z9i2=4.31 X2%7=2.1012乙2Z1Z12mnZ4Z9tan12cos2tan2联立求得：2=13.25Z924.49取整为25Z452.43取整为53i区三=53>47/(23>25)=4.33乙Z9传动比误差：6=I(4.33-4.31)/4.31I=0.5%<5%满足要求三挡齿轮齿数的确定区i3=2.45X237=1.20Z10Z12347mnZ3Z10tan1Z12.Z3A?I2costan3Z1Z12Z

25、10联立求得：3=18.32Zio33.65取整为34Z340.39取整为41i Z12Z3乙Zio=47>41/ (23刈4) = 2.46传动比误差：6= I (2.46-2.45 ) /2.45I =0.4%<5%满足要求四挡齿轮齿数的确定Z2Zii乙Z12i4=1.54X2%7=0.75Z12乙 Z12Z2Z11mnZ2Z11tan1，T-2costan3Z2 30.85取整为31联立求得：4=22.64Zu41.13取整为42i红.马=47>31/(23M2)=1.50乙Zii传动比误差：6=I(1.50-1.54)/1.54I=2.5%<5%满足要求倒挡齿轮

26、齿数的确定倒挡齿轮选取的模数往往与一挡一样，倒挡齿轮的齿数一般在21到23之间取值，初选Z6=22中间轴与倒挡轴的中心距为：1A1m(Z6Z8)61.75mm2De7=2ADe81=58mmZ7=De7/m=17.85取整为18Z12Z乙Z8ZZ6=7.41Z8) 102.4 mmd m z zmn d cos此时iR=7.41与7.4相差不大，故可取二轴与倒挡轴的中心距为:1A2m(Z627.各档齿轮的尺寸直齿轮斜齿轮二档齿轮dad2haaadfd2hf*人ha9(hax)mn4.65mm斜齿*hf9(hacx)mn4.5mm斜齿da9df9d2ha983.7624.6593.06mmd2h

27、f983.76-24.581.36mm斜齿分度圆,zmnd9=cos53.2525cos13.25=83.76mmha4斜齿a4hf4*(ha*(hax)mn1.2mmx)mn4.3mm斜齿da42ha4177.85-21.2175.45mmdf42hf4177.85-24.3169.25mm斜齿分度圆,zmnd4=3.2553三档齿轮斜齿ha10hf10(h(h斜齿da10cosx)mn*c2ha105cos13.253.84mmx)mn3.48mm116.402=177.85mm3.84124.08mmdf102hf10116.40-23.48109.44mm斜齿分度圆d10=zmln3.

28、25cos3cos18.3234八=116.40mm斜齿a3hf3*(ha*(hax)mn1.8mmx)mn5.01mm斜齿da32ha3140.3621.8143.96mm2hf3140.36-25.01130.34mm斜齿分度圆d3=zmm1=-3.25-41=140.36mmcos3cos18.32四档齿轮斜齿ha2hf2*(ha*(hax)mn4.01mm*cx)mn3.22mm斜齿da2df2d2ha2d2hf2斜齿分度圆斜齿ha11hf11斜齿dandfii109.1624.01117.18mm109.16-23.22102.72mm,zmn3.2531d2=cos4cos22.6

29、4*(hax)mn3.15mm*(hacx)mn4.08mm=109.16mmd2ha11114.3823.15150.68mmd2hfn144.38-24.08136.22mm斜齿分度圆=144.38mmzmn3.2542%=cos4cos22.64第4章变速器各档齿轮的校核4.1齿轮弯曲应力的计算直齿：2TgKKfwm3zKcyK斜齿：2TgcosKwm3zKcyK式中：w一弯曲应力（N/mm2）tg一计算载荷（nmmKc齿宽系数K应力集中系数，直齿轮K=1.65斜齿轮K=1.5Kf一重合度影响系数，主动齿轮Kf=1.1从动齿轮Kf=0.9K一重合度影响系数，K=2y一齿形系数4.1.1二

30、轴一倒挡直齿轮Z5校核TgTmax375Nmm3.25Z561Kc5cy0.19K1.65Kf1.12TgK Kfm3zKcy2 375 1.65 1.133.14 3.2561 5 0.191000=217.92N/mm2.2400850N/mn2所以Z5的弯曲强度合格4.1.2二轴二挡斜齿轮Z4校核TgTmax 375N mmn3.25Kc510.141.52Tg cos K mnnzKcyK2 375 cos13.25 1.523 1000=97.80N/mm 23.14 3.253 7 0.14 2 53100 250 N/mm2所以Z4的弯曲强度合格4.1.3二轴三挡斜齿轮Z3校核T

31、gTmax 375N mmn3.25Z341Kc7cy0.165K1.52TgC0SKm：zKcyK=16274N/mm100250N/mm以Z3的弯曲强度合格4.2齿轮接触应力计算直齿:j 0.418侬 E（ 11）bd z b斜齿：TemaxE11、j0.418,（一一）bdcoscoszb式中：F一齿面上的法向力E一齿轮材料的弹性模量，取2.1M05Mpab一齿轮接触实际宽度d一节圆直径z、b一主、从动齿轮节点处的曲率半径直齿轮：z=rzsinb=rbsin斜齿轮：zrzsin/cos2b兀sina/cos24.2.1 二轴一挡直齿轮Z7校核b=22.75mmm=3.25mmz=rzsi

32、n=9.7b=rbsin=19.542Tg5Ftg=7362NE2.110MPd0.418TemaxE(11)=1200Nmm2,bdzbj19002000Nmm2jj所以Z7的接触强度合格4.2.2 二轴倒挡直齿轮乙0校核b=22.75mmm=3.25mmz=rzsin=10.24b=bSin=16.21Ft2Tg5g=7851NE2.1105MPd0.418TemaxE()=1071N/'mm2bdzbj1900 2000N. mm2jj所以Zio的接触强度合格4.2.3 二轴二挡斜齿轮Z5校核b=22.75mmm=3.25mm2zrzsin/cos=16.352brbsina/c

33、os=22.64Ft2Tg=8624NF=Ftcoscos=9523N_5_E2.110MP0.418TemaxEbdcoscos112()=1014.4Nmmzbj19002000Nmm2jj所以Z5的接触强度合格4.2.4二轴三挡斜齿轮Z3校核b=22.75mmm=3.25mm2zrzsin/cos=18.392brbsina/cos=27.52Ft2Tg=9210NF=Ft/oscos=9700N_5_E2.110MPj0.418/TemaxE()=924N/mm2bdcoscoszbj19002000Nmm2jj所以乙的接触强度合第五章变速器第二轴的校核5.1 轴的直径的初步确定变速器

34、的轴必须有足够的刚度和强度。工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d0.45A;轴的最大直径d个支承间距离L的比值，对中间轴，d/L0.16-0.18,对第二轴d/L0.18-0.21。第一轴花键部分直径可按下式初选：D1K3Temax=31.75mm式中：K经验系数，K=4.0-4.6,取K=4.4;Temax=375N.mD2D中0.45126.7557mm中间轴：d/L=0.17L=334.

35、74mm二轴：d/L=0.18L=398mm5.2 变速器轴的校核轴的校核是评定变速器是否满足所要求的强度、刚度等条件，是否满足使用要求，是设计过程中的重要步骤，主要是为了对设计的数据校核，达到设计的要求。由于第二轴支撑点较长，所以只对中间轴进行校核若符合要求则其他轴不用计算。5.2.1 第二轴的刚度校核轴在垂直面挠度为fc,在水平面为fs,转角为，则2.2Fab3EILF2a2b2fs3EILFabba3EIL'E为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力。F2为齿轮齿宽在中间面上的径向力。E为弹性模量,E 2.1 105MpaI为惯性力矩,d 4对于实心轴：I 64d为轴的直径,花键处按平均直

36、径a、b为齿轮上作用力矩与支座A、B的距离L为支座间的距离轴的全挠度为；fffs2轴在垂直面和水平面挠度的允许值为fc=0.050.10mmfs=0.100.15mm.全挠度f 0.2mm齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。3mnZ32cos 379.13mmFnTe max Z1Z23375 1000 23 2319.10N47 79.13F1Fn cos3 2319.10cos18.322201.55NF2Fnsin3 2319.10sin18.32728.94N所以fc_2 2 _22_Fa2b22201.55 1312 2672 64_5_43EIL 3 2.1 103.14

37、300.047 mm398(1)对第二轴三挡齿轮处进行刚度校核3 = 18.32a=131mmb=398-131=267mncos一 2 2F2a bfcfc0.050.1mm合格_22-0.017 mm728.94131267643EIL32.11053.14304298fsfs0.10.15mm合格f.fc2fs2=0.04720.0172=0.050f0.2mm合格Fabba2201.55131267267131643EIL_5_432.11053.143043982.79104rad0.002rad合格(2)对第二轴二挡齿轮处进行刚度校核a=180mmb=398-180=218mnco

38、s3=13.25FiF2mnZ42cos288.48mm；FnTemaxZ1Z2r537510004788.48232074.00NFnFncossinFi2074.002074.002,2abcos13.25sin13.25_21523.41081523.4N377.6N2-12864543EIL32.1103.14360.024mm236fcfc0.050.1mm合格fs一22F2ab_2_2_377.6180218643EIL32.11053.143643980.006mmfsfs0.10.15mm合格.fc2fs2=.0.02420.0062=0.025f0.2mm合格F1abba15

39、69.5180218218180643EIL32.11053.143643983.54105rad0.002rad合格(3)对第二轴倒挡齿轮处进行刚度校核a=260mmb=398-260=138mmmnZ5282.3875mm；FnTemaxZ237510004782.2423一一1389.4NFiFncos1389.4cos01389.4NF2Fnsin1389.4sin00N所以fc_22Fab3EIL22-1389.426013864_5_432.1103.14422360.011fc0.050.1mm合格一22£F2abcfs-03EILfsfs0.10.15mm合格ff&q

40、uot;"f7=：0.011202=0.011f0.2mm合格F1ab b a3EIL1389.4 260 138 260 138 643 2.1 105 3.14 424 2363.3 10 5 rad0.002rad合格5.2.2第二轴的强度校核M 32M 在其作用下应力为- 3-W d3式中：MH M . M c M2 Tn2Mc F2aMs FaTnM为抗弯截面系数(1)对第二轴三挡齿轮处进行强度校核Mc F2a 728.94 131 95491.14NTemaxZ1Z2mmMsF1a2201.55131288403.05NmmTemaxZ1233751000Tnemax11

41、83510.63NmmZ247M32M32.M：M2Tn23295491.142288403.052183510.6523-3I3Wd3d33.14573=66.37400N/2合格mm(2)对第二轴二挡齿轮处进行强度校核McF2a377.618067968NmmMsFa 1523.4 180274212N mmTnTemaxZ1Z223 375 100047183510.63N mmM32M32Mc2MS2Tn2326796822742122183510.632Wd3d33.14603=41.69400N/2合格mm(3)对第二轴倒挡齿轮处进行强度校核McF2a02600NmmMsEa138

42、9.4260361244NmmTnTemaxZ123 375 1000Z247183510.63N mm222222M32M32McMsTn320361244183510.633- 33Wdd3.1462=29.00400N/2合格mm第6章同步器的设计由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换挡位时合存在一个"同步”问题。两个旋转速度不一样齿轮强行啮合必然会发生冲击碰撞，损坏齿轮。因此，旧式变速器的换挡要采用"两脚离合”的方式，升挡在空挡位置停留片刻，减挡要在空挡位置加油门，以减少齿轮的转速差。但这个操作比较复杂，难以掌握精确。因此设计师创造出“同步器"，通

43、过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。3.1 同步器的功用相邻挡位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换挡的情况，只是前者的待接合齿圈与接合套的转动角速度要求一致，而后者的待接合齿轮啮合点的线速度要求一致，但所依据的速度分析原理是一样的。变速器的换挡操作，尤其是从高挡向低挡的换挡操作比较复杂，而且很容易产生轮齿或花键齿间的冲击。为了简化操作，并避免齿问冲击，可以在换挡装置中设置同步器。性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，从而避免了齿问冲击。3.2 同步器的种类同步器有常压式和惯性式。目前全

44、部同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。当同步锁环锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合

45、而完成换挡过程。3.3 同步器的参数的确定3.3.1 摩擦因数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，如钮黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环因使用寿命短，已遭淘汰。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.1。摩擦因数f对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到一样有重要作用。摩擦因数大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽与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。3.3.2 同步环主要尺寸确定(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

46、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f的影响很大，f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320a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图320b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tanaf。一般取=6°-8°。=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬

47、住的倾向；在=7°时就很少出现咬住现象。，(3)摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距与相关零件的尺寸和布置的限制，以与R®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，尽可能将觇大些。(4)锥面工作长度b缩短锥面工作长度b(图317),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bMm2pfR2(5)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f擦锥面的

48、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26°46°围变化(6)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，输出轴的角速度差与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一样。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属围选取：对轿车变速器高档取0.150.30s,低档取00.80s;对货车变速器高档取0.300.80s,低档取1.001.50s。(7)转动惯量的计算换档过程

49、中依靠同步器改变转速的零件统称为输入端零件，它包括第一轴与离合器的从动盘，中间轴与其上的齿轮，与中间轴上齿轮相啮合的第二周上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同档位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体，并按数学公式合成求出转动惯量。第7章变速器操纵机构根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。用于机械式变速器的

50、操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴与互锁、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。7.1 对变速器操纵机构的要求为了保证变速器的可靠工作，变速器操纵机构应能满足以下要求：(1)挂挡后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合(或滑动齿轮换挡时，全齿长都进入啮合)。在振动等条件影响下，操纵机构应保证变速器不自行挂挡或自行脱挡。为此在操纵机构中设有自锁装置。(2)为了防止同时挂上两个挡而使变速器卡死或损坏，在操纵机构中设有互锁装置。(3)为了防止在汽车前进时误挂倒挡，导致零件损坏，在操纵机构中设有倒挡锁装置。7.2 直接操纵手动换挡变速

51、器当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来，单轨式操纵机构应用较多，具优点是减少了变速叉轴，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。7.3 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。远距离操就千动独挡变速居工作原理面图在发动机后

52、置或前轮驱动的汽车上，通常汽车变速器距离驾驶员座位较远，变速杆和变速器之间通常需要用连杆机构联接，进行远距离操纵。这时要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速杆支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换挡传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利影响。7.4 变速器自锁、互锁、倒挡锁装置7.4.1 自锁装置挂挡后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合（或滑动齿轮换挡时，全齿长都进入啮合）。在振动等条件影响下，操纵机构应保证变速器不自行挂挡或自行脱挡。为此在操纵机构中设有自锁装置。如图所示，换挡拨

53、叉轴上方有三凹坑，上面有被弹簧压紧的钢珠。当拨叉轴位置处于空挡或某一挡位置时，钢珠压在凹坑。起到了自锁的作用。7.4.2 互锁锁装置当中间换挡拨叉轴移动挂挡时，另外两个拨叉轴被钢球琐住。防止同时挂上两个挡而使变速器卡死或损坏，起到了互锁作用。7.4.3 倒挡锁装置当换挡杆下端向倒挡拨叉轴移动时，必须压缩弹簧才能进入倒挡拨叉轴上的拨块槽中。防止了在汽车前进时误挂倒挡，而导致零件损坏，起到了倒挡锁的作用。当倒挡拨叉轴移动挂挡时，另外两个拨叉轴被钢球琐住。本设计是对EQ10901货汽车变速器的设计。根据设计的目的、方法和步骤，对EQ1090©车变速器进行了调研，收集资料，然后汇总，进行设计计算，最后绘制装配图和零件图。通过计算和设计，我得到以下几点结论：1、汽车变速器设计中，齿