5挡手动变速箱设计（全套含CAD图纸、论文、开题报告）
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毕 业 设 计（论 文）任 务 书第1页毕业设计（论文）题目：5挡手动变速箱设计及三维建模毕业设计（论文）要求及原始数据（资料）： 1、毕业设计（论文）要求1.态度端正，遵循科学规律，作风严谨。能在规定的期限内，圆满的完成毕业设计中所规定的任务。2.独立的查阅与论文相关的中、英文文献。对获取的相关信息具有正确的分类、归纳、总结、运用的能力。3设计方案合理，工艺可靠，具有可操作性、实用性。程序运行可靠。4运用所学的专业知识，提出问题，进行分析。结合设计需求，提出见解，使设计有鲜明的创新性、应用性。5思路清晰，书写规范，论据充分，符合推理，实验数据可靠，结构严谨。图表清晰，布局合理，尺寸规范，文字注释准确。 2、原始数据及资料 原始数据:发动机功率（P）：66KW发动机最大转速（r）:5600r/min发动机最大扭矩（Temax）：145N.m主减速器传动比（i0）：4.111整车质量（m）：1360kg车轮半径（r）：0.432m最大爬坡度（imax）：16.7传动系机械效率：0.96第2页设计进度:4-6周：布置题目，搜集资料，熟悉内容，写开题报告,完成一篇外文资料翻译.7-9周：设计计算变速箱结构；绘制草图；10-13周：绘制总装图；拆画零件图14周：出图自检并将所有设计交指导老师审核 ； 15周：修改，编写说明书16周：准备答辩第3页毕业设计（论文）主要内容：1、根据给定条件设计变速箱齿轮，轴的参数，包括变速器齿轮接触力、弯曲应力、轴的输出扭转力，计算及强度校核； 2、设计变速器的操纵机构，选择同步器； 3、三维建模. 学生应交出的设计文件（论文）：1、说明书一份（50页以上）2、装配图及零件图第4页主要参考文献（资料）：1、汽车设计2、汽车构造3、齿轮手册4、机械制造技术基础5、机械设计6、机械原理7、互换性与技术测量专业班级 学生 要求设计（论文）工作起止日期 指 导 教 师 签 字 日期 教研室主任审批签字 日期 系主任批准签字 日期 毕业设计（论文）开题报告 毕业设计（论文）题目：5挡手动变速箱设计及三维建模学 生： 指 导 教 师： 专 业 班 级： 年 月 日1. 课题名称： 5挡手动变速箱设计及三维建模2. 课题研究背景：2.1手动变速箱介绍 手动变速箱称手动变速器（Manual Transmission，简称MT）又称机械式变速器，即必须用手拨动变速杆（俗称“挡把”）才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。手动车型到目前为止还是车市中最主流的车型。目前手动变速器的技术已经非常的成熟，它是通过齿轮的啮合来传动发动机的动力。因其传动效率高，结构简单，维修保养成本低，所以备受青睐。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。 手动变速器是与自动变速器相对而言的，其实在自动变速器出现之前所有的汽车都是采用手动变速器。手动变速器是利用大小不同的齿轮配合而达到变速的。最常见的手动变速器多为5挡位（4个前进挡 、1个倒挡），也有的汽车采用6挡位变速器。2.2研究现状： 在手动变速器方面，由于经过长时间的发展，其设计原理和生产工艺、技术等较为成熟和稳定，技术难度相对于自动变速器较低，而中国国内厂家本身就有手动变速器的生产经验，因此在引进国外先进技术后，消化吸收相对容易，在此基础上自主创新，做到立足于本土生产，基本满足了整车厂商的配套需要，并已实现产品出口；技术方面，近几年来，国内部分厂家已能够根据中国国情实现自主创新；市场方面，国内部分厂家已经占领了大部分国内市场份额。 手动变速器作为汽车传动系中的主要部件,是通过圆柱型齿轮来实现动力传递和变速功能的,因其结构简单、耗能低,在自动变速器普及的今天,仍被广泛用于载重车、大客车及部分前驱动桥的小汽车上。与后桥双曲线齿轮相比,变速器齿轮具有转速快、负载小、齿面压力低的特点,加上其本身的构造及材料原因,手动变速器润滑用油应有别于后桥双曲线用油。根据有关资料显示,目前,欧美及国内各汽车公司推荐的手动变速器用油品种繁多:GL一5、GL一4、GL一3齿轮油,柴机油、变速器专用油等。显然,因没有统一的手动变速器油标准而造成用油的混乱。 近年来,随着汽车设计的改进,发动机功率的加大,汽车传动系统的工作强度愈加苛刻,随之而来不断出现的润滑质量问题如油泥沉积、油封漏油、同步器材料腐蚀等表明:现有的车辆齿轮油规格标准及分类方法已不再适应当前的使用要求,为此,欧美国家的各大汽车公司及行业协会纷纷提出许多车辆齿轮油新的推荐性规格、试验方法和分类方法。在新的分类中,都倾向于把手动变速器油与后桥齿轮油分列而不再混为一谈,即建立一个独立的手动变速器油规格标准,并建立一套相应的评定手段。窗体底端2.3发展趋势： 2.3.1多挡化趋势 由于排放和油耗的法规限制，为充分发挥发动机的动力并达到节油的效果，变速器的速比向密集化方向发展。同时，为兼顾低速动力性（起步、加速、爬坡）以及高速经济性（高速经济转速巡航），变速器速比又需向大的跨度方向发展，即低速挡与高速挡速比差放大，这就产生了矛盾。为解决这个矛盾，自然就想到了变速器的多挡化，尤其是 SUV 、 MPV 等跨界车型的发展，更对多挡化提出了迫切需求。作为汽车界风向标的德国大众早在 1999 年就推出了匹配 6MT 车型。近年来，世界范围内包括中国，众多主机厂纷纷投入资源研发 6MT 。中国市场预计到 2015 年， 6MT 将实现普及化。更有甚者，为了同时获得强劲的动力性和出色的经济性，2012 年，保时捷 911 推出了7MT跑车，2013年，宝马6系也推出7MT车型，这些都证实了手动变速器市场在细分化方面还大有可为。 2.3.2高传动效率 基于油耗、排放指标的考虑，无论5M T还是6M T的研发，都提出了高传递效率的要求。这也是手动变速器的技术发展趋势之一。综合效率要求高于95%，经技术优化后的变速器平均效率可达96.5%以上。为实现高效率，重点考虑如下几方面技术。 1）提升齿轮刚度降低齿轮副的弹性变形损失和齿面滑动损失。 2）用球轴承和柱轴承结构代替锥轴承结构，降低预紧力带来的摩擦损失及滚子端面滑动带来的摩擦损失。 3）油封采用先进的螺旋唇口，取消唇口抱紧弹簧，降低抱紧力，从而降唇口与轴的摩擦损失。 4）通过导油结构设计降低润滑油量，通过油品配方降低黏度等方法降低变速器运转零件的搅油损失。 2.3.3舒适的换挡性能 对手动变速器换挡性能的要求，正在向整体主观模糊评价与精确量化控制相结合的方向发展。控制指标在换挡力、换挡行程和换挡冲量等参数的基础上增加了多项体现主观感觉的指标，如吸入感、两段感、穿越换挡性和换挡杆晃动量等都纳入了研究及提升范畴。 2.3.4静肃的NVH性能 随着整车品质和性能的提升，车辆自身的隔音、吸音措施越来越好，对降低车内外噪声和减少振动的要求也越来越高，相应对变速器的噪声振动也提出了更高的要求。从目前众多主机厂反馈来看，变速器最常见也是最紧要解决的是啸叫声（哨声）和敲齿声（拍击声）。哨声主要由变速器齿轮啮合的传递误差引起，主要通过齿轮的齿面微观修形以及提升加工精度来解决。敲齿声主要由于发动机振动传递到变速器非承载齿轮，又由于齿轮副之间存在侧隙，从而产生轮齿敲击。此项主要通过发动机振动的衰减以及齿轮副侧隙的调整来解决。2.4设计趋势： 2.4.1变速箱紧凑性设计 变速箱中心距大小决定变速箱尺寸大小，进而影响整个变速箱总成总重，同时也影响了变速箱总体布置，如齿轮、拨叉、壳体设计以及换档机构的布置; 对于关键零件齿轮方面，小中心距将影响齿轮大小、齿轮触强度; 小中心距导致齿数减小，通常更小的中心距会带来更大的齿轮接触强度。因此必要的接触强度决定了最小中心距。为了满足大扭矩发动机需要，同时考虑到小中心距和低接触强度，就必须对低速档进行扭矩截扭，使得低速档齿轮满足接触强度要求做到变速箱紧凑性要求。 2.4.2高效变速箱设计要求 在世界能源紧张的状况下，开发更加节能的变速器是我们努力的目标，节能对于消费者来说无疑更具有现实的经济意义。更加高档、燃油经济性不仅具有强烈的社会意义，也是在激烈市场竞争中最终胜出的重要砝码。在国际市场，变速箱的换代不单单只是技术进步的结果，也是为了进一步顺应市场的需求及环保排放法规的限定。排放法规并没有严格限制变速箱的技术要求，但过去的几年已经证明，新型的六档变速箱能额外提升燃油经济性，在未来 1 2 年的时间，制造商还会采取措施来进一步降低燃油消耗，如此也可以满足日益苛刻的排放标准。基于油耗、排放指标的考虑，无论 5MT 还是 6MT 的研发，都提出了高传递效率的要求，这也是手动变速器的技术发展趋势之一。对于手动变速箱综合效率要求高于 95% ，经技术优化后的变速器平均效率可达 96 5% 以上。鲁兹，这 MT 也是一款先进手动变速箱，它也是紧凑性设计，重量轻达 37Kg，同时所有齿轮修形工艺都要求磨齿，一方面改善了变速箱 NVH 性能，另一方面提高变速箱整体传动效率。3. 课题研究意义 1）通过对五挡手动变速箱这一课题的完整设计不仅加强了自己对汽车变速箱的认识，而且培养了自己进行综合分析和提高解决实际问题的能力，从而达到巩固、扩大、深化所学知识的目的。 2）对五挡手动变速箱这一课题的完整设计的同时对有关文献，期刊等资料的查阅培养了自己调查研究，熟悉有关技术政策，运用国家标准、规范、手册、图册等工具书，进行设计计算、数据处理、编写技术文件的独立工作能力。 3）对五挡手动变速箱这一课题的完整设计使自己建立正确的设计思想；初步掌握解决本专业工程技术问题的方法和手段；从而使自己受到一次工程师的基本训练。4.文献查阅概况1郭荣,裘剡,章桐,于钦林,朱伟伟. 手动变速箱空挡齿轮敲击问题的影响因素分析J. 江苏大学学报(自然科学版),2013,(04):378-383.摘要：齿轮敲击噪声会严重影响整车声品质.为研究该问题,建立手动变速箱空挡齿轮敲击问题的4自由度模型,模型包括2个非线性因子:离合器扭转刚度和轮齿弹性接触力.根据建立的动力学方程,讨论了齿轮敲击噪声的判定条件,分析了离合器参数的影响(扭转刚度、迟滞阻尼力矩、黏滞阻尼系数和刚度转变节点),发现第1级刚度和迟滞阻尼减小,敲击噪声降低,而随着离合器阻尼系数的增大,敲击噪声先减小后增大,存在1个最优解.分析了离合器以外的参数的影响(主从动轮阻尼系数、转动惯量、飞轮转速和扭矩波动幅值),发现主动轮阻尼系数、从动轮惯量减小,从动轮阻尼系数、主动轮惯量增大,更快的发动机转速和更小的发动机激振力矩有利于改善敲击. 2田启文,张静,王全任. 一种改善手动变速箱噪声的方法J. 汽车工程师，2013，（02）：56-58. 摘要：在汽车的开发过程中,变速箱产生的噪声是经常抱怨的问题,解决噪声问题,是提高客户满意度的重要部分。文章基于某手动变速箱噪声实例,分析噪声的色谱图特征,锁定产生该噪声的齿轮副,通过改善齿轮鼓形量的方法,降低了噪声。由此得出,选择适当的鼓形量对于改善噪声效果明显。文章为分析并解决手动变速箱噪声提供了一种新思路。 3石允国. 汽车变速器的现状与前景J. 机械研究与应用,2007,(02):14-15+27摘要：通过对目前各种车装变速器的性能比较,分析汽车变速器市场的现状及其对汽车变速器市场的展望。 4徐海山. 汽车用手动变速器发展趋势J. 现代零部件,2014,(04):31-33. 摘要：中国汽车连续两年突破2000万辆产销大关,变速器产业也随之水涨船高。传统的手动变速器(MT)虽然还盘踞在份额霸主宝座,但其领先优势已受到强有力的冲击。不仅如此,MT在性能、成本和技术先进性等方面都遇到了前所未有的挑战。将来的MT市场霸主宝座还能坐多久,MT技术发展方向又将指向何方,这是整个变速器行业都在探索和研究的课题。 5邱让明. 汽车用手动变速器发展趋势J. 江西化工,2016,(05):148-149.摘要：传统的手动变速器(MT),由于产业政策的引导,消费群体的变化,手动变速器将依托先进技术的开发与引用,向高性能、紧凑性方向发展。 6钟汉如,吴楚珊,苏缨墩. 基于CPLD汽车变速箱手动换档电软轴优化设计J. 机械设计与制造,2011,(06):174-176. 摘要：研究一种汽车变速箱电软轴手动换挡控制系统优化设计方法。通过CPLD可编程逻辑芯片实现远距离控制变速箱换挡动作,保证变速箱换挡输出信号正确和快速响应。阐述了汽车变速箱速度位置精确判别逻辑原理。给出了CPLD逻辑控制硬件结构原理图并实施应用。提出一种汽车变速箱电软轴手动换挡控制系统优化设计方法,实现远距离控制变速箱换挡动作用位置反馈,并带灯指示的实时进档显示档位状况的手动换档控制系统,保证变速箱换挡输出信号正确和快速响应。在大客车实验结果表明控制系统可行、可靠性好、抗干扰能力强,并且获得发明专利。 7张继平,糜莉萍,张红奎,续景. 手动变速箱油摩擦特性与同步耐久性关系初探J. 石油炼制与化工,2013,(12):86-90. 摘要：使用自主研制的复合剂调制了手动变速箱油。使用SRV试验机对油品的抗磨损性能及摩擦性能进行考察,使用三维形貌仪对油品的磨斑表面进行分析,并与参比油进行对比。最后通过SSP180台架试验验证了参比油和研制油的摩擦耐久性。结果表明:油品在选用的SRV试验条件下的摩擦特性与台架试验的同步耐久性对应性良好,具有较大的摩擦系数(0.115以上)且保持平稳或上升的变化趋势,具有较小的磨斑(平均磨斑直径小于0.45mm)且磨斑形貌好的油品能够顺利通过SSP180同步耐久性台架试验(循环10万次)。 8王宁,张国茹,安岸斐,杜雪岭,徐魏,水琳. 低黏度MTF对手动变速箱效率的影响J. 石油商技,2015,(01):58-60. 摘要：随着节能要求的提高,手动变速箱油(MTF)低黏化已成为必然的发展趋势。本文介绍了SAE J306标准的车辆齿轮油黏度划分及手动变速箱油低黏化研究进展;采用研发的节能型MTF 75W-80、MTF75W-90、MTF 80W-90在丰田C59型5档手动变速箱上进行了测试,考察不同黏度级别的MTF对变速箱输入、输出扭矩的影响。试验结果表明,黏度最低的MTF 75W-80能够显著提高手动变速箱的传递效率,降低能耗,给手动变速箱提供较好的保护作用。 9万水平. 浅谈如何改善手动变速箱整车换档性能J. 黑龙江科技信息,2016,(32):145. 摘要：本文主要研究的是通过优化手动变速箱、整车上的某些关键零部件来提升整车换档性能,满足客户要求。 10姚杰,张继斌,林真,包成春. 一种手动变速箱离合器壳体压铸工艺的优化J. 特种铸造及有色合金,2015,(06):610-613. 摘要：讨论了一种手动变速箱离合器壳体压铸模具的3种内浇口方案,分析了各自存在的利弊。第3种方案完全改变了进料方式,将浇口设置在铸件窄侧面一端;增加了顶出机构;增大了渣包容积;预留了高温油加热系统;在特定区域开设集中除气。该方案铸件成形良好。11焦红莲,王玲,孙晋松. 某手动变速箱换挡性能分析及改进策略J. 机械制造与自动化,2015,(06):79-82. 摘要：利用GSA系统对手动变速器进行换挡性能测试,通过对测试数据的拟合处理,形成一系列参数变化曲线,将主观的变速箱换挡性能进行客观化、量化,直接找出性能提升项,通过改进变速箱换挡结构及相关设计参数,验证各项性能优化程度。优化后的变速箱换挡性能经GSA设备测试及主观评价有所提高,表明变速箱的选换挡结构方式改进有效。 12高晓谋,吴根华. 带有同步器的手动变速箱油的研制J. 润滑油,2015,(05):10-13. 摘要：手动变速箱是通过圆柱形齿轮来实现动力传递和变速功能,因其结构简单,耗能低,在自动变速箱、无极变速箱和双离合器逐渐普及的今天,仍被广泛应用于卡车、客车及部分乘用车上。目前欧美及国内各汽车厂推荐的手动变速箱油多为GL-475W-90、80W-90、85W-90,没有统一的专用油标准而造成用油的混乱。近年来,随着汽车设计的改进,发动机升功率提高,手动变速箱工作强度愈加苛刻,随之而来不断出现的润滑质量问题如油泥沉积、油封漏油、换挡抖动等,特别是带有同步环的变速箱,常因腐蚀磨损而降低变速器使用寿命。文章介绍了带有同步器的手动变速箱对润滑油的要求,采用齿轮油复合剂、亚磷酸酯及复合抗氧剂、摩擦改进剂和清净分散剂研制的手动变速箱专用油具有性能全面的特点,通过了相关的同步器台架评定,已广泛应用于江淮汽车公司生产的乘用车中。 13Wen Shan Wang,Jing Xu,Zai Xiang Zheng. Kinematic and Dynamic Simulation of Automotive Manual TransmissionJ.Applied Mechanics and Materials,2013,2187(268):. ABSTRACT:In the study, a five-speed manual transmission of commercial vehicles is modeled and assembled with three-dimensional (3D) software Solid Works. In order to analyze the kinematic and dynamic performance of the manual transmission, its 3D model is imported into the software ADAMS and the Hertz elastic contact theory is applied to calculate the contact force and deformation of the meshing gears. Finally, the speed and meshing force of the meshing gears have been obtained, which are consistent with the actual situation. This method can provide guidance for the design of the key components of the transmission, and thus can shorten the development cycle and reduce the development cost of the transmission. 14Zhi Hong Wang,Fu Wu Yan,Shao Peng Tian. The Synchronizer Performance Test of a Manual TransmissionJ.Applied Mechanics and Materials,2012,2023(215):. ABSTRACT:This paper takes a minivans manual transmission as the research object. The structure of the lock ring inertia synchronizer, the synchronizing principle and the test bench structure are introduced. After a series of tests, the test dates were analyzed and the results show that the test bench accord with the design requirements. 15Jun Cheng Lv,Lian Bo Yang,Xiao Ming Ding. The Mini-Vehicle Manual Transmission Reverse-Gear Noise AnalysisJ. Advanced Materials Research,2012,1917(562):. ABSTRACT:In order to resolver the question of transmission reverse gear noise, this paper construct virtual transmission model with MASTA soft and analyze NVH ,computed transmission system frequency and gear mesh frequency, finally, find system resonation point and corresponding engine speed, this result is accordant to test one, finally, paper draw a conclusion that the noise is caused by resonation at some engine speed. 5. 设计（论文）的主要内容1、根据给定条件设计变速箱齿轮，轴的参数，包括变速器齿轮接触力、弯曲应力、轴的输出扭转力，计算及强度校核； 2、设计变速器的操纵机构，选择同步器； 3、三维建模. 6.设计（论文）提交形式 1、说明书一份（50页以上） 2、装配图及零件图7. 进度安排 4-6周：布置题目，搜集资料，熟悉内容，写开题报告,完成一篇外文资料翻译.7-9周：设计计算变速箱结构；绘制草图；10-13周：绘制总装图；拆画零件图14周：出图自检并将所有设计交指导老师审核 ； 15周：修改，编写说明书16周：准备答辩8. 指导教师意见-签名： 2017 年 月 日 9毕 业 论 文姓名：专业：学号：指导教师所属系（部）：二 年 月摘 要变速器是汽车不可或缺的组成部分，其功用是使汽车在起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况下工作。手动式五档变速器具有成本低廉，操控感强的优势。因此对提高发动机性能具有很大的意义。本设计针对轿车的变速器进行设计，计算了变速器传动齿轮的传动比、选定齿轮的模数、齿数、齿宽并校核了齿轮的强度输出轴一档齿轮受弯曲应力306Mpa小于350Mpa，所受应力符合强度要求。及轴的强度和刚度计算得出输出轴所受应力150Mpa小于400Mpa，符合强度要求。并运用画图软件如AUTO CAD绘制变速器零件图及装配图。最终设计出手动中间轴式五档变速器其传动比，齿轮参数，经过校核后，其弯曲强度和接触强度都符合标准。轴的选用，并经过强度和刚度校核后符合标准。轴承的选用，同步器的选用。以及变速器相关的设计图纸。关键词：变速箱；传动机构;齿轮校核;轴校核；三维建模IDesign of Five Shift Manual TransmissionABSTRACTTransmission is an integral part of the car, its purpose is to make the car start, climbing, cornering, acceleration and other driving conditions get different traction and speed while the engine in the most favorable conditions of work. Five-speed manual transmission has a low cost, control and strong sense of superiority therefore, of great significance for improving engine performance.This design on the transmission of the involves calculating the transmission gear transmission ratio and selecting gear modulus, tooth number, tooth width and checking the strength of gear. Output shaft gear bending stress is 306 （Mpa） which is less than 350 （Mpa）, which meets the strength standard. Calculate the strength and stiffness of the shaft. The shaft stress is 150 mpa which is less than 400 （Mpa）, comply with the requirement of strength. And use drawing software such as AUTO CAD drawing transmission part drawings and assembly drawingThe final design of the five-speed manual gearbox counter shaft type transmission ratio, gear parameters, after checking, the bending strength and contact strength are standard. Select shaft and check the strength and stiffness of the shaft which is suit for standard. Select bearing and the synchronizer. Draw the related part drawings.Key words: speed changing box ;Transmission mechanism;Gear checking;shaft checking;3D modelingII目 录第一章 绪论11.1本设计的目的和意义11.2变速器的发展11.3设计要求21.4设计内容与思路31.4.1设计内容31.4.2设计思路3第二章 变速器的整体结构方案设计42.1变速器传动机构的型式选择与结果分析42.2传动方案与倒挡布置的确定4第三章 变速器主要参数的选择与齿轮设计53.1原始数据与资料53.2变速器主要参数的选择53.2.1挡数和传动比53.2.2中心矩63.2.3轴向尺寸73.3变速器各档齿轮的参数选择及计算73.3.1模数选择73.3.2压力角83.3.3螺旋角83.3.4齿宽83.3.5各档齿轮齿数分配93.3.6齿轮参数的选择12第四章 变速器齿轮的校核174.1齿轮的损坏形式174.2齿轮加工方法及材料174.3计算各轴转矩174.4齿轮弯曲强度计算184.5齿轮接触应力计算21第五章 变速器轴的计算及校核255.1选择轴的材料255.2初选轴的直径255.3轴的强度计算265.3.1变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度275.3.2变速器在二档工作时二轴和中间轴的刚度295.3.3变速器在三档工作时二轴和中间轴的刚度305.3.4变速器在四档工作时二轴和中间轴的刚度325.3.5变速器在倒档工作时二轴和中间轴的刚度335.4 变速器轴的强度校核35第六章 轴承的选择39第七章 同步器的选择407.1同步器的设计407.2同步器的工作原理407.3同步器锥面上的螺纹槽417.4锥面半锥角417.5摩擦锥面平均半径R417.6锥面工作长度b427.7同步环径向厚度427.8锁止角42第八章 三维建模44英文资料及翻译52第九章 致谢65参考文献66IV第一章 绪论1.1本设计的目的和意义随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套传动效率高，维修保养成本低，能够带来驾驶乐趣变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。该课题针对机械专业学生，使学生了解变速器的设计，通过对该课题的研究加强了学生对汽车变速箱的认识，培养了学生进行综合分析和提高解决实际问题的能力，从而达到巩固、扩大、深化所学知识的目的。加强了学生对运用国家标准、规范、手册、图册等工具书，进行设计计算、数据处理、编写技术文件的独立工作能力。使学生建立正确的设计思想；初步掌握解决本专业工程技术问题的方法和手段；从而使学生受到一次工程师的基本训练。1.2变速器的发展变速箱在历史发展过程中，经历了从手动倒自动的发展过程，分别经历了手动变速器（MT),自动变速器（AT),手自一体变速箱（AMT),无级变速器（CVT),双离合变速器(DCT)五种型式。（1）手动变速器（MT)手动变速器（ManualTransmission）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被淘汰，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，手动变速器不会过早的离开。首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。（2）自动变速器（AT)自动变速器（Automatic Transmission），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。（3）手自一体变速箱（AMT)此车型在其挡位上没有“+”，“-”选择挡位。在D挡时，可自由变换降档（+）或加挡（-），如同手动挡一样。自动-手动变速系统为人们提供了两种驾驶方式-为了驾驶乐趣使用手动挡，而在交通拥挤时使用自动挡，这样的变速方式对于我国现状还是非常合适的。（4） 无级变速器（CVT)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。（5） 双离合变速器(DCT) DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。双离合变速器(DualClutchTransmission)DCT有别于一般的自动变速器系统，它基于手动变速器而又不是自动变速器，除了拥有手动变速器的灵活性及自动变速器的舒适性外，还能提供无间断的动力输出。而传统的手动变速器使用一台离合器，当换挡时，驾驶员须踩下离合器踏板，使不同挡的齿轮做出啮合动作，而动力就在换挡期间出现间断，令输出表现有所断续。1.3设计要求1.态度端正，遵循科学规律，作风严谨。能在规定的期限内，圆满的完成毕业设计中所规定的任务。2.独立的查阅与论文相关的中、英文文献。对获取的相关信息具有正确的分类、归纳、总结、运用的能力。3设计方案合理，工艺可靠，具有可操作性、实用性。程序运行可靠。4运用所学的专业知识，提出问题，进行分析。结合设计需求，提出见解，使设计有鲜明的创新性、应用性。5思路清晰，书写规范，论据充分，符合推理，实验数据可靠，结构严谨。图表清晰，布局合理，尺寸规范，文字注释准确。1.4设计内容与思路1.4.1设计内容1、根据给定条件设计变速箱齿轮，轴的参数，包括变速器齿轮接触力、弯曲应力、轴的输出扭转力，计算及强度校核； 2、设计变速器的操纵机构，选择同步器； 3、三维建模.1.4.2设计思路查看变速器相关资料，理解变速器的结构组成和工作原理，先对变速器进行整体布置，包括整体的变速方案和倒挡的布置。其次对变速器中的齿轮和轴进行设计计算，只要确定了齿轮和轴的尺寸就可以用CAD绘制草图，在此基础上再对同步器进行设计计算，进一步完善草图。对各个部分进行校核计算，查看其尺寸是否满足使用要求，如果不正确可以对其进行修改。着重分析同步器与操纵机构的工作原理，对其进行细化处理并出一张A0的操纵机构图。当CAD二维图纸绘制完成后，用UG软件进行三维建模，并仿真运动，立体结构更能直观的把变速器呈现出来，也能把内部机构的配合看的更清楚。第二章 变速器的整体结构方案设计2.1变速器传动机构的型式选择与结果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、无级和综合式的。有级变速器按根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。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。2.2传动方案与倒挡布置的确定固定轴式变速器中有两轴式和中间轴式，本论文设计采用的是中间轴式变速器，变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第二轴前端经轴承支撑在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将他们连接后可得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承均不承载，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，可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的使用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。中间轴式变速器的缺点为在除直接挡以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低。此方案所有前进挡均为常啮合齿轮传动，变速器同步器都集中在二轴上使变速器操作方便，反应时间短。倒挡采用直齿滑动齿轮方式，将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将过齿宽加长。第三章 变速器主要参数的选择与齿轮设计3.1原始数据与资料发动机功率（P）：66KW发动机最大转速（r）:5600r/min发动机最大扭矩（Temax）：145N.m主减速器传动比（i0）：4.111整车质量（m）：1360kg车轮半径（r）：0.432m最大爬坡度（imax）：16.7传动系机械效率：0.963.2变速器主要参数的选择3.2.1挡数和传动比最近几年来，汽车变速器的档位都在不断增加以达到更好的燃油经济性。经济适用性乘用车目前大多采取五到六个前进档位。本设计采用的是五档的手动变速器。确定最大传动比时，要考虑三个方面的问题：汽车的最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳定速度。就普通汽车而言，传东西最大传动比是变速器一档传动比与主减速器传动比的乘积。当主减速器的传动比已知时，确定传动系最大传动比就能确定变速器一档传动比。所以汽车以一档，在无风、干砂路面行驶时，公式简化为： （2.1） （2.2）G作用在汽车上的重力，mg=G=，m汽车质量，g重力加速度，Mg=G=1360*9.8=13328N=Ttq=Tmax=145N*m；T传动系效率，T=0.9；r车轮半径，r=0.432m；f滚动阻力系数，干砂路面f（0.1000.300）取f=0.150；i坡度，i=16.7 满足附着条件 （2.3）求的变速器一挡传动比： （2.4）式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 在沥青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.6 汽车传动比采用等比级数分：ig1ig2=ig2ig3=ig3ig4=ig4ig5=q （2.5） 式中：常数，也就是各挡之间的公比；本次设计采用直接挡，即五档传动比为1因此： 所以各档传动比： 3.2.2中心矩对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称之为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对齿轮接触强度有影响。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齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在变速器壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大一些。初选中心距A时，可根据下述经验公式：A=KA3Tmaxi1ng （2.7）A为变速器中心距；KA为中心距系数，乘用车：KA=8.9-9.3；Temax为发动机最大转矩；i1为变速器一档传动比；g为变速器传动效率，取0.9。则： A=85mm3.2.3轴向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不知初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数等乘用车五档变速器壳体的轴向尺寸为（3.74.3）A。所以轴向尺寸取315366初选轴向尺寸为 330mm。3.3变速器各档齿轮的参数选择及计算3.3.1模数选择齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素有很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的要求是：1 从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数； 2 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些； 3 为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；4 强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 5 使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；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。低档齿轮选用大一些的模数，其它档位选用另一种模数变速器用齿轮模数范围大致如下：微型和轻型轿车为2.252.75；中级轿车为2.753.0；重型货车为4.256.0。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。轿车和轻型货车取23.5，选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。所以初选变速箱所有挡模数为3mm，啮合套和同步器的模数定为2.5mm。3.3.2压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，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，可提高齿轮的抗强度和表面接触强度。实际上，因国家规定的压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用压力角为20。啮合套或同步器接合压力角有20、25、30等，但普遍采用30。直齿： 斜齿：3.3.3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，应该注意它对齿轮工作噪声轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，是齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。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，其抗弯强度骤然下降，而接触强度继续上升。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，以1525为宜；从而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度。所以取螺旋角=24。3.3.4齿宽在选择齿宽时，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与补偿，但这是轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。通常根据齿轮模数来选定齿轮的齿宽：直齿 b=kc*m，kc为齿宽系数，取为4.58.0。斜齿 b=kc*m，kc取为6.08.5。b为齿宽。采用啮合套或者同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选是可取为24mm。3.3.5各档齿轮齿数分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图2-2所示：图3-1 变速器传动示意图1第一轴 2第一轴常啮合齿轮 3第一轴齿轮接合齿圈 4五档同步器锁环5、12、20结合套 6四档同步器锁环 7四档同步器接合齿圈 8第二轴四档齿轮 9第二轴三档齿轮 10三档齿轮接合齿圈 11三档同步器锁环 13、24、35花键毂 14二档同步器锁环 15二档齿轮接合齿圈 16第二轴二档齿轮 17第二轴一档齿轮 18一档齿轮接合齿圈 19一档同步器锁环 21倒档档齿轮接合齿圈 22第二轴倒档齿轮 23第二轴 25中间轴倒档齿轮 26中间轴 27倒档轴 28倒档中间齿轮 29中间轴一档齿轮 30中间轴二档齿轮 31中间轴三档齿轮 32中间轴四档齿轮 33中间轴常啮合传动齿轮 34变速器壳体.（1）一档齿数的确定一档传动比： 如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿数和：一档齿数和 直齿： 斜齿：中间轴上小齿轮的最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。乘用车中间轴式变速器一档齿轮的齿数=1517，本设计选取=17，初选， 代入公式得：； 取整为52，则； 对中心矩A进行修正 取整：A=86所以变位后：（2）常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定 而常啮合齿轮的中心距与一档相同，即 代入的： 取整的： 取整后偏差不大，该数据可取。（3） 二档齿数的确定 已知： 由式子： 取整：（4）三档齿数的确定： 已知： 由式子： 取整： （5）四档齿数的确定： 已知： 由式子： 取整的; （6）倒挡齿数的确定：初选： （21-23之间)，小于取为16，为33 不发生运动接触，所以合适： 中间轴与倒挡轴间距离确定： 取整为56二轴与倒挡轴间的距离： 取整为833.3.6齿轮参数的选择（1） 一档齿轮参数法向模数： 端面模数：分度圆直径：齿顶高：齿根高：全齿高：齿顶圆直径： 齿根圆直径： 当量齿数: 节圆直径：（2）二档齿轮参数 法向模数： 端面模数： 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 当量齿数: 节圆直径：（3） 三档齿轮参数 法向模数： 端面模数： 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 当量齿数: 节圆直径：（4）四档齿数参数 法向模数： 端面模数： 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 当量齿数: 节圆直径：（5）五档齿轮参数 法向模数： 端面模数： 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 当量齿数: 节圆直径：（6） 倒挡齿轮参数 模数: 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 节圆直径： 第四章 变速器齿轮的校核4.1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，移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。4.2齿轮加工方法及材料与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。国内汽车常用的变速器齿轮材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。渗碳齿轮的表面硬度为5863HRC，心部硬度为3348HRC。本次设计中齿轮的材料选用20GrMnTi。4.3计算各轴转矩发动机最大转矩为145Nm，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。轴 中间轴 轴 一档: 二档： 三档： 四档： 五档： 倒挡： 4.4齿轮弯曲强度计算 斜齿轮弯曲应力 式中：计算载荷（Nmm）； 法向模数（mm）； 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； 应力集中系数，=1.50； 齿形系数，可按当量齿数在图中查得； 齿宽系数 重合度影响系数，=2.0。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挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。 图4-1 齿形系数图（1） 计算一档齿轮17，29的弯曲应力 所以改变齿轮齿数 得: （2）计算二档齿轮16，30的弯曲应力 （3）计算三档齿轮9，31的弯曲应力 （4）计算四档齿轮8，32的弯曲应力 （5）计算五档齿轮2，33的弯曲应力 （6）倒档直齿轮弯曲应力 式中：弯曲应力（MPa）； 计算载荷（N.mm）； 应力集中系数，可近似取=1.5； 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同， 对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； 齿宽（mm）； 模数； 齿形系数，如图3-1。 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒档齿轮22，25，28的弯曲应力 4.5齿轮接触应力计算 式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；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、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。（1） 计算一档齿轮17，29的接触应力 （2） 计算二档齿轮16，30的接触应力 （3） 计算三档齿轮9，31的接触应力 （4） 计算四档齿轮8，32的接触应力 （5） 计算五档齿轮2，33的接触应力 （6） 计算倒档齿轮22，25，28的接触应力 第五章 变速器轴的计算及校核变速器在工作时，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。因为刚度不足轴会发生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，器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来初选轴的直径，然后根据公式进行相关的刚度和强度方面的验算。5.1选择轴的材料选择轴的材料为CrMnTi钢，经渗碳淬火回火处理，由文献查的材料的力学性能数据为： 抗拉强度： 屈服强度： 弯曲疲劳极限： 扭转疲劳极限： 表面硬度：5662hHRC5.2初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d为（0.45-0.6）A，轴的最大直径d和支承间距离的比值：对中间轴，对第二轴，。第一轴花键部分直径d可按下式初选：，=4.04.6取第二轴和中间轴中部直径，初选第二轴中部直径为48mm，初选中间轴中部直径为44mm。初选中间轴长度： 取：初选第二轴长度： 取：5.3轴的强度计算轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为。 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力矩支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。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。图5-1 各轴受力图5.3.1变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度第一轴轴上受力分析： 中间轴轴上受力分析： 第二轴轴上受力分析： 二轴刚度校核： 变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。中间轴一档处刚度校核： 变速器中间轴在一档工作时满足刚度要求。中间轴常啮合齿处刚度校核： 5.3.2变速器在二档工作时二轴和中间轴的刚度第一轴轴上受力分析： 中间轴轴上受力分析： 第二轴轴上受力分析： 二轴刚度校核： 变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。中间轴刚度校核： 变速器中间轴在二档工作时满足刚度要求。5.3.3变速器在三档工作时二轴和中间轴的刚度第一轴轴上受力分析： 中间轴轴上受力分析： 第二轴轴上受力分析： 二轴刚度校核： 变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。 中间轴刚度校核： 变速器中间轴在三档工作时满足刚度要求。5.3.4变速器在四档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析： 中间轴轴上受力分析： 第二轴轴上受力分析： 二轴刚度校核： 变速器二轴在四档工作时满足刚度要求。中间轴刚度校核： 变速器中间轴在四档工作时满足刚度要求。5.3.5变速器在倒档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析： 中间轴轴上受力分析： 第二轴轴上受力分析： 二轴刚度校核： 变速器二轴在倒档工作时满足刚度要求。 中间轴刚度校核： 变速器中间轴在倒档工作时满足刚度要求。5.4 变速器轴的强度校核因为第一轴为常啮合齿轮副，因距离支撑点近负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。变速器二轴的强度校核：第二轴的强度校核,因为二轴一档的挠度最大，最危险，所以直接校核一档的受力：二轴一档受力图如图所示。图5-2 二轴一档受力图图5-3 水平面受力图5-4竖直受力得： 根据： 二轴刚度校核通过。变速器中间轴的强度校核：同理，经比较倒档轴的挠度较大。所以验算倒档轴的受力。 图5-5 中间轴受力图图5-6 水平受力图图5-7 竖直受力图中间轴刚度校核通过。第六章 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。在本设计中第一轴采用圆锥滚子轴承，型号为30306。变速器第二轴后轴承采用圆锥滚子轴承，型号为30310。第二轴齿轮和轴选用滚针轴承。 中间轴前轴承采用圆锥滚子轴承，中间轴后轴承也采用圆锥滚子轴承，型号为33209。圆锥滚子轴承具有直径较小、宽度较宽因而容量大可承受高负荷等优点。第七章 同步器的选择7.1同步器的设计本设计所采用的同步器类型为惯性式锁环同步器，其结构如下：图7-1 锁环式同步器1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环） 5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套7.2同步器的工作原理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，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，完成同步换档。 图7-2 锁环同步器工作原理7.3同步器锥面上的螺纹槽 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(a)中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图(b)则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。 图7-3同步器螺纹槽形式7.4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。7.5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5060mm。7.6锥面工作长度bb=Mm2pfR2 （7.1） 设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。7.7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10mm。7.8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。影响锁止角的选取的因素，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30。7.9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。第8章 三维建模图8-1 一档从动齿轮图8-2 二档从动齿轮图8-3 三档从动齿轮图8-4 四档从动齿轮图8-5 倒档从动齿轮图8-6 二档主动齿轮图8-7 三档主动齿轮图8-8 四档主动齿轮图8-9 五档从动齿轮图8-10 输入轴和五档主动齿轮档图8-11 输出轴图8-12 中间轴和一档倒挡主动齿轮档63图8-12 装配图英文资料及翻译The mini-vehicle Manual transmission reverse-gear noise analysisLv Juncheng1,a Yang lianbo1,b Ding Xiaoming1,c1SAIC-GM-Wuling Automobile Co.,Ltd, Liuzhou 545007,Chinaajuncheng.lv,blianbo.yang,cxiaoming.dingKey word: mini-vehiclemanual transmissionreverse-gearnoisesimulationAbstract: In order to resolver the question of transmission reverse gear noise, this paper construct virtual transmission model with MASTA soft and analyze NVH ,computed transmission system frequency and gear mesh frequency, finally, find system resonation point and corresponding engine speed, this result is accordant to test one, finally, paper draw a conclusion that the noise is caused by resonation at some engine speed.IntroductionGearbox noise which directly affects the vehicles comfort is one common problem of the gearbox .In recent years, as customers become increasingly demanding comfort, gearbox noise issues have been more and more attention. Gearbox noise is usually divided into knocking noise and whistle noise, the former mainly because of the voice of the collision of gears; the latter is generally generated due to system resonance. When the process of tooth engagement of one pair of gears, because of the system deformation, manufacturing, assembly or other reasons, the smooth transmission and the ideal is always slightly different, namely transmission error. As the meshing teeth to repeat this error to form a cycle of vibration, the vibration cycle are expanded into Fourier series, the formation of the superposition of different periodic vibration function, and when one of its periodic function of harmonic vibration frequencies and transmission of the same or very close to the natural frequency, it will resonate. We call the resonance phenomenon in this gear transmission system as gear whistle.Simulation analysisTo create a virtual prototype. Virtual prototype model is a prerequisite for simulation. First of all, a shaft and gear geometry are created, then the relative position of the shaft and the gear is determined according to assembly drawings. For the box, firstly, a three-dimensional solid model is created in the CAD software (this is UG) and the wrl (or stl) format documents to output. Secondly, the three-dimensional solid model is imported into the finite element software (Nastran is used in this article), run the sub-structural analysis and access to pool stiffness matrix, mass matrix and node location information file. Thirdly, with three files above are imported into MASTA software which can be state analysis and NVH analysis. Virtual prototype model shown in Figure 1, spur gear is used in the reverse of this subsection transmission.All rights reserved. No part of contents of this paper may be reproduced or transmitted in any form or by any means without the written permission of Trans Tech Publications, . (ID: 10, University of British Columbia, Kelowna, Canada-12/07/15,01:33:51)Materials Engineering and Automatic ControlFigure 1 Virtual prototype modelInput condition. System structure is established by the assembly map. All parts of the model are completely established by part drawings, including geometry, with dimensions and tolerances, and other inputs in table 1.Table 1 Analysis of input parametersInertia of the clutch18900kgmm2Clutch quality2.813kgInertia oftheclutch1230 kgmm2platenInput torque65.5NMMaterials of boxDie casting aluminum ADC12Materialsofshaft20CrMnTigearFixed wayfixed with the engine collected face and the hanging point behindCouplingIdle wheel and big gear wheel uncoupled, pinion and idle gear wheel andthe long gearing mesh according to coupling stiffness to calculateSimulation results. Running virtual prototype model to calculate the gears meshing force at the different meshing frequency. Meshing force engaged in some frequencies will be protruding peaks, indicating that this resonance has occurred in this frequency and that the harmonic frequency of a system must correspond to the natural order frequency. The speed that the harmonic frequency corresponds to is the engine speed when the resonance occurs. Each order harmonic corresponding to the meshing frequency harmonics and engine speed is shown in Table 2.Table 2 The order of peaks corresponding to the meshing frequency and engine speedOrder time123456Meshing frequency（khz）0.290.79971.40711.86352.59532.5975Corresponding to the engine speed145019992345233025902600（r/min）We can see from the above table that there are the resonance and the potential noise in the speed of the above table. And in the speed of 2590, the noise is the maximum. engine speed 3600 3200 2780 2590 First Second Third Forth FifthSixth Order order order order orderorderFigure 2 The first sixth-order harmonics Figure 3 Meshing force waterfallFigure 3 is a system meshing force waterfall, with the gear meshing frequency as the abscissa and the engine speed as the ordinate. We can see from the figure resonance exists at the speed of 2590, 2780, 3200 and 3600.Results. Each harmonic of the first sixth-order harmonics correspond a peak under a frequency of engagement, reflecting that the resonance has occurred in this frequency and the size of the peak represents the strength of the resonance. The first five-order resonance level gradually increased, the fifth-order maximum and then weakened, as shown in Figure 2. Frequency of engagements corresponded with each harmonic increase proportionally with the engine speed, which in the performance of two-dimensional figure such as the slope of a straight line and each line contains the point of harmonic resonance. Figure 3, known as the waterfall, slash bright spot is high on the harmonic resonance point, corresponding to engine speed and gear meshing frequency, which is the harmonic resonance maximum and the most intense vibration of the five-order amplitudes.Test(1) Test EquipmentLMS Test lab equipment and data processing software are used as the test equipment.(2) Test MethodsHang in reverse in straight road, keeping the engine speed at a fixed value, measuring the pressure value under the drivers side at different frequencies. Thus two-dimensional graph which is pressure value changing with the frequency in an engine speed is generated. Change the engine speed from 1000r/min to 4000r/min and measure every 200r/min, so that the boost curve generates which is the pressure value changing with the frequency in different engine speeds. Finally, more synthesis of two-dimensional graph compound as shown in Figure 4.(3) The resultsTest results of the measurement data. Vertical axis corresponds to engine speed, the abscissa corresponds to the vibration frequency of measurement points. The right color mean pressure value, the red part of that expresses big pressure value that is noisy.(4) Comparison TestComparing calculated and measured spectrum, we found the fifth frequency spectrum and the measured results coincide well.Comparing the two figures above, we found that there are four obvious resonance points in 4000 r/ min.Table 2 The order of peaks corresponding to the meshing frequency and engine speedResonance point speedCalculatedMeasuredThe first resonance point25902600The second resonance point27802800The third resonance point32003250The fourth resonance point36003650Conclusion1) According to the problem of the section transmission reverse whistle in this paper, the establishment of the transmission virtual prototype model is established. Through simulation analysis we find a few speed points that the resonant occurs in the system, and agree with experiment very well.2) Through analysis we can see that the system resonance always occurs in every harmonic, but there are different degrees of resonance. The fifth-order resonance is the most obvious among the engine speed range in this paper.3) When below the reverse common speed 3000r/min, the strongest resonance occurs and the corresponding howling is the greatest at the engine speed of 2590 r/min.References1 Ma Qiucheng,Han lifen,Luo Yining,et al. UG-CAE papersM.Beijing: Machinery Industry Press,2002.2 Shen Chungen,Wang Guicheng,Wang shuling,et al. UG NX 7.0 Introduction to finite element analysis and examples succinctlyM.Beijing: Machinery Industry Press,2010.3 Jiang Wenping. Multi-Objective Optimization on Kinematic Trajectory of 5-DOF Serial Manipulator D.Wuhan:Wuhan University of Technology,2009.4 Nie Yuqin,Meng Guangwei.Mechanics of materials M.Beijing:Machinery Industry Press,2009.微型车手动变速器倒档噪声分析关键词：微型汽车，手动变速箱，逆转装置，噪声，模拟摘要：为了解决变速器倒档齿轮噪声的问题，本文构建了虚拟传输模型与MASTA软分析NVH，计算机传输系统频率与齿轮啮合频率，最后，找到系统的谐振点和对应的发动机转速，这一结果与试验，最后得出结论：噪声在一些发动机转速由共振引起的。介绍：变速箱噪声直接影响汽车的舒适性是变速箱的常见问题之一，近年来，随着客户对舒适度要求越来越高，齿轮箱噪声问题也越来越受到人们的重视。齿轮箱噪声通常分为敲击噪声和啸叫噪声，前者主要是因为齿轮的碰撞声；后者一般是由于系统共振产生的。当一对齿轮啮合的过程中，由于系统的变形、制造、装配等原因，传动的平稳性与理想总是略有不同，即传动误差。由于啮合齿的重复这个错误形成的周期振动，振动周期展开成傅里叶级数，对不同周期振动功能的叠加形成的，当它的一个周期函数的谐波振动频率和传输的相同或非常接近的固有频率，它会产生共鸣。我们称之为齿轮传动系统中的共振现象。模拟分析创建虚拟原型：虚拟样机模型是仿真的前提。首先，建立轴和齿轮的几何形状，然后根据装配图确定轴和齿轮的相对位置。的盒子，首先是在CAD软件建立三维实体模型（这是UG）和美国（或STL格式文件输出）。其次，三维实体模型导入有限元软件（NASTRAN是本文中使用），运行子结构分析和访问池质量矩阵和刚度矩阵，节点的位置信息文件。再次，上述三个文件被导入到MASTA软件可以分析和NVH分析。虚拟样机模型如图1所示，正齿轮用于该分段传动的反向。材料工程与自动控
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