六挡齿轮变速器设计毕业论文

第1章绪论由于有了内燃机，汽车才得以诞生。然而，内燃机的动力特性表现为低转速时功率小、扭矩低、耗油大。而大功率、高扭矩、低油耗的理想工作状态要在中高转速范围内才能实现。内燃机的这种动力和最大的扭矩。而为了提供最大的动力和最大的扭矩，内燃机必须在中高速的理想工作状态下工作。内燃机的特性和汽车的要求产生了矛盾。为了使汽车的要求产生了矛盾。为了使汽车顺利起步，必须要减变速，于是变速器出现了。变速器是用于改变发动机的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的汽车总成。设置变速器的目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能直接影响汽车的动力性和经济性。1.1变速器的国内外发展状况及种类变速器由变速传动机构和操纵机构组成。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。DCT结合了手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。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(也就是所谓的“级”)。所以说它是有级变速器。世界上最大的手动变速器制造商德ZF公司预测说，到2012年北美市场出售的汽车中将只有6%是手动挡。欧洲与美国的情况有很大不同。有机构预测，到2013年，欧洲52%的汽车还是手动挡，配备自动手动变速器的将占10%，配备无极变速器的将占2%，配备双离合器的变速器将占16%。欧洲人崇尚节能、环保，喜欢开小型车，更亲睐手动变速器的经济性。而在日本变速器市场，CVT的市场份额占据绝对优势。在我国，据调查2007年手动变速器的市场比重为74%，占据较大市场份额。从2002年到2007年间自动挡变速器市场占有率从9%增长到26%。在中国自动挡变速器的市场是十分乐观的。同时手动挡变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了不可替代性。针对中国Gbballnsigh公司的亚洲区技术分析师段诚武博士阐述了自己的见解:短期内，手动变速器仍然占据主要份额，而自动变速器将有更大的增长空间。1.2机械式变速器的特点机械式变速器结构简单，维修维护方便，造价低廉，传动效率较高，工作可靠性强。机械式变速器分为两轴式和中间轴式。两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动乘用车，中间轴式发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动的中轻型货车。中间轴式机械效率低，噪声大。而两轴式轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点。根据其发动机前置前驱的特点，本设计采用两轴式结构形式，以使设计的变速器结构紧凑、优化、操作简便，并且性价比更高。1.3变速器设计的基本要求变速器的设计应满足如下基本要求：1.保证汽车有必要的的动力性和经济性；2.设置不同挡位，满足用来调整与切断发动机动力向驱动轮的传输并使汽车能倒退行驶；3.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出现；4.工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；5.在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长。变速器的功用和要求变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；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，以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。变速器都装有单向的通气阀，以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底的放油塞多置磁铁，以吸附油中铁屑。涉水车需有防水措施。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下的设计要求。1.正确的选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及主减速比做优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。2.设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。3.操作简单、准确、轻便、迅捷。4.传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。1.4本章主要内容本章首先对机械式重型汽车变速器的技术特点进行了介绍，给出了变速器的总体设计要求，并分别确定了变速器的齿轮形式、换挡形式和倒档形式，最后确定了变速器的总体结构方案。

第2章数据计算2.1总体方案设计2.1.1汽车参数的选择根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表2.1所示：表2.1设计基本参数表发动机96KW最高车速200Km/h转矩220Nm总质量1715Kg转矩转速1750-3500r/min车轮205/55R16S功率转速5000r/min传动效率η0.962.1.2变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求.1.保证汽车有必要的动力性和经济性。2.设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3.设置倒档，使汽车能倒退行驶。4.设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5.换挡迅速，省力，方便。6.工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。7.变速器应当有高的工作效率。除此以外，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。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，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，变速器的传动比范围越大。2.2传动机构布置方案分析2.2.1固定轴式变速器固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。我们设计的是乘用车，所以我选择的是两轴式的变速器。传递方案如图2.1所示。1-一档主动齿轮2-一档从动齿轮3-二档主动齿轮4-二档从动齿轮5-三档主动齿轮6-三档从动齿轮7-四档主动齿轮8-四档从动齿轮9-五档主动齿轮10-五档从动齿轮11-六档主动齿轮12-六档从动齿轮13-倒档中间轴齿轮14-倒档输出轴齿轮15-倒档惰轮图2.1六档变速器传动方案简图2.2.2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。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。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，然后按照从低挡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，然后再布置倒挡2.3变速器传动比分配及各档传动比确立2.3.1档位确定增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。目前轿车一般用4~~5个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用4~~5个挡位或多挡。装载质量在2~3.5T的货车采用5挡变速器，装载质量在4~8T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。本次设计选用的是6挡变速器。变速器各挡传动比的确定由公式2.1进行计算：=0.377（2.1）式中：—最高车速—发动机最大功率转速—车轮半径—变速器最大传动比—主减速器传动比已知：最高车速=200km/h；最高档为超速档，传动比=0.75；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14S得到=315.65(mm)；发动机转速==4850（r/min）；由公式得到主减速器传动比计算公式：主减速器传动比=0.377×=0.377×=3.972.3.2确定最大传动比按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。用公式表示如下：1.满足最大爬坡度根据汽车行驶方程式2.2（2.2）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为（2.3）即，（2.4）式中：G—作用在汽车上的重力，，—汽车质量，—重力加速度，前置前驱车前轴荷占整车质量比为0.6=1715×9.8×0.6=100.842N；—发动机最大转矩，=220N.m；—主减速器传动比，=3.97；—传动系效率，=0.96—车轮半径，=0.316m；—滚动阻力系数，(对沥青路面μ=0.01~0.02)—爬坡度，取=16.7°将上述数值代入式（2.4）中=2.1262.满足附着条件·φ（2.5）在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75代入式（2.5）中即≤=4.233由最大爬坡度和附着条件可得2.126≤≤4.233，所以，初选一档传动比为=3.7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：（2.6）式中：—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：，，，，==1.376所以其他各挡传动比为：=3.7，=2.69，=1.95，=1.42，=1.03，=0.75，=3.75中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式2.7则：（2.7）式中——按发动机最大转矩直接求出A时的中心距系数，对轿车取14.5～16.0；对货车取17.0～19.5。由公式2.7可得：A=A=87.53～96.59mm初选中心距A=90mm。变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮形式、换档机构的结构形式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参数照下列关系初选。轿车变速器壳体的轴向尺寸：四档（2.4~2.8）A五档（2.7~3.0）A六档（3.2~3.5）A轿车变速器壳体的轴向尺寸：四档（3.0~3.4）A轴向尺寸为：（3.2~3.5）A=288~306mm2.4齿轮参数2.4.1模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。如表2.1表2.2模数选取范围车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0<V<1.61.6<V<2.56.0<<14>14模数/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~6.00啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。齿轮的模数初选为3mm。2.4.2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°。螺旋角标准齿形螺旋角：20°～30°初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为23°2.4.3齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0；斜齿，取为6.0～8.5；b==（6.0～8.5）3取20；2.4.5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1.00。2.5各挡齿轮齿数的分配2.5.1确定一挡齿轮的齿数一挡齿轮齿数，货车可在12~17之间选用，最小为12~14，取=13，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为：（2.8）斜齿（2.9）==55.23取整为56。轿车可以12~17之间选取，取13，则取43则一档传动比为=3.31对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。==91.25mm（2.10）取整为A=92mm。对一挡齿轮进行角度变位：初选一档=23端面压力角：tan=tan/cos=tan20/cos（2.11）=21.57°啮合角：cos=（2.12）=22.80°变位系数之和（2.13）=0.3049，，由公式2.10计算精确值：A=表2.2渐开线圆柱齿轮基准齿形GB1356-78基本要素名称代号标准齿短齿增大齿形角齿形角a20o

20o25o齿顶高系数

fo1.0

0.81.0径向间隙系数c0.25(0.35*)m0.3m0.2m齿根圆角半径r0.38(0.25*)m0.46m0.35m*考虑到某些工艺要求，径向间隙允许增大至0.35m，齿根圆角半径允许减小至0.25m一挡齿轮参数：分度圆直径=3×13/cos24.08°=42.71mm（2.14）=3×43/cos24.08°=141.29mm齿顶高=2.875mm（2.15）=3.54mm式中：=（92-91.25）/3=0.25（2.16）=0.3049-0.25=0.0549（2.17）齿根高=3.715m（2.18）=3.05mm齿全高=6.05mm（2.19）齿顶圆直径=48.48mm（2.20）=148.37mm齿根圆直径=34.78mm（2.21）=134.69mm当量齿数=16.66（2.22）=55.12节圆直径（2.23）2.5.2确定其他各挡的齿数1.二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选=23°（2.24）（2.25）已知A=92mm=2.69，=3，=23°将以上数据代入式（2.24）、（2.25）得：=15.3，=41.15。取整得：=16，=41对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距由公式2.25得：=92.88mm端面压力角由公式2.11得：tan=tan/cos=21.58端面啮合角由公式2.12得：=变位系数之和由公式2.13得：=-0.0177，=-0.0050，=-0.0127求cos的精确值由公式2.10得：cos=22.99°二挡齿轮参数：分度圆直径由公式2.14得：=52.14mm=133.61mm齿顶高由公式2.15得：=3.92mm=3.89mm式中：=-0.311齿根高由公式2.18得：=3.77mm=3.79mm齿全高由公式2.19得：=7.69mm齿顶圆直径由公式2.20得：=59.98mm=141.39mm齿根圆直径由公式2.21得：=44.6mm=126.03mm当量齿数由公式2.22得：=20.51=52.55节圆直径由公式2.23得：2.计算三档齿数及传动比，初选=24°=1.95（2.26）（2.27）由公式（2.26）、（2.27）得=18.99，=37.04，取整为=19，=37则：对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距由公式2.27得：=91.95mm端面压力角由公式2.11得：tan=tan/cos=21.72°端面啮合角由公式2.12得：=变位系数之和由公式2.13得：=0.0179，=0.0061，=0.0118求的精确值由公式2.10得：=24.01°三挡齿轮参数：分度圆直径由公式2.14得：=62.40mm=121.51mm齿顶高由公式2.15得：=3mm=3.05mm式中：=0齿根高由公式2.18得：=3.73mm=3.71mm齿全高由公式2.19得：=6.73mm齿顶圆直径由公式2.20得：=68.4mm=127.61mm齿根圆直径由公式2.21得：=54.94mm=114.09mm当量齿数由公式2.22得：=24.93=48.54节圆直径由公式2.23得：3.四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=24°==1.42`（2.28）（2.29）由公式（2.28）、（2.29）得=23.15，=32.88取整=24，=33对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距由公式2.29得：=93.59mm端面压力角由公式2.11得：tan=tan/cos=21.72°端面啮合角由公式2.12得：=变位系数之和由公式2.13得：=-0.5195，=-0.2183，=-0.3012求螺旋角的精确值由公式2.10得：=23.99°四挡齿轮参数：分度圆直径由公式2.14得：=78.81m=108.36mm==88.59MPa<100～350MPa==177.46MPa<100～350MPa3.3.2轮齿接触应力（3.11）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)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.1弹性模量=20.6×104N·mm-2，齿宽=7×4=28mm。表3.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900～2000950～1000常啮合齿轮和高挡1300～1400650～700（1）计算一挡齿轮1，2的接触应力=8.62mm（3.12）=28.51mm（3.13）==1240.1MPa<1900～2000MPa==1208.09MPa<1900～2000MPa（2）计算倒挡齿轮13，14，15的接触应力=8.83mm=13.87mm=28.95mm==1329.47MPa<1900～2000MPa==1292.25MPa<1900～2000MPa==1206.00MPa<1900～2000MPa3.4计算各挡齿轮的受力1.一挡齿轮1，2的受力（3.14）（3.15）（3.16）2.二挡齿轮3，4的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：3.三挡齿轮5，6的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：4.四挡齿轮7，8的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：5.五挡齿轮9、10的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：6.六挡齿轮11、12的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：7.倒挡齿轮11，12的受力由公式（3.14）、（3.15）得：=811.26N.m,=209.09N.m3.4本章小结本章分析了齿轮的损坏形式，并对齿轮进行了校核。经校核齿轮均能达到设计要求。

第4章轴及轴上支承的校核4.1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，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，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。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HRC58～63，表面光洁度不低于▽8。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。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。4.2轴的强度计算4.2.1初选轴的直径已知变速器中心距=92mm，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承距离的比值：对第一轴，=0.16～0.18；对第二轴，0.18～0.21。第一轴花键部分直径（mm）可按式（5.1）初选（4.1）式中：—经验系数，=4.0～4.6；—发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径=24.14~27.76mm取26mm；第二轴轴最大直径=41.4~55.2mm取50mm；输入轴最大直径=41.4~55.2mm取=46mm输出轴：；输入轴：第一轴两端支撑的长度为L=424中间支撑到输入端的距离为L1=197，中间支撑到输出端的距离为L2=227，输出轴与输入轴支撑距离相同。4.2.2轴的强度验算轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用式（4.2）、（4.3）、（4.4）计算（4.2）（4.3）（4.4）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），=2.06×105MPa；—惯性矩（mm4），对于实心轴，；—轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、—齿轮上的作用力距支座、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=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。aabLδFr图4.1水平面挠度（1）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（2）二轴的刚度一档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.034mm=0.087=-0.00021rad0.002rad二档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mm，mm。=0.033mm=0.0859=-0.000022rad0.002rad三档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.049mm=0.26=0.00027rad0.002rad四档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.031mm=0.078=0.00048rad0.002rad倒档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.0159mm=0.0437=-0.00044rad0.002rad（3）一轴刚度aabLδFr图4.2一轴刚度一档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mm，mm。=0.031mm=0.079=0.00022rad0.002rad四档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.0133mm=0.0335=0.00009rad0.002rad五档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.0034mm=0.0088=0.0001rad0.002rad倒档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.013mm=0.035=-0.00045rad0.002rad4.2.3轴的强度计算一轴的强度校核，一档时挠度最大，最危险，因此校核。1.求水平面内支反力、和弯矩+=(4.5)(4.6)Fr1Fa1RVARVBRHAFr1Fa1RVARVBRHARHBRHARHBFt1CL1L2LFr1MRVARVBFt1MHC=906880NmmMHC=81131.28NmmMHC=482424.73NmmT1=209090Nmm图4.3一轴的强度校核2.求垂直面内支反力、和弯矩+=（4.7）（4.8）由式（4.7）、（4.8）可得=401.64N，=5367.73N，=81131.28N.mm，=482424.73N.mm按第三强度理论得：N.m（4.9）（4.10）3.二轴强度校核4.求水平面内支反力、和弯矩、++=（4.11）+（4.12）由以上两式可得=-4558.33N，=13692.32N，=-131621.78N.mm，=354288.78N.mm5.求垂直面内支反力、和弯矩、+=+（4.12）（4.13）由以上两式可得=2206.16N，=5896.61N，=152574.78N.mm，=63702.87N.mm，=223021.10N.mm按第三强度理论由式（4.14）、(4.15)得：N.m（4.14）N.m（4.15）Fa2FFa2Fr2Ft2RVARVBRHARHBFr12RHARHBFt2Ft12Ft12CDL1L2L3LFr12Fr2MRVARVBMHC=131621.78NmmMHD=354288.78NmmMVC左=152574.78NmmMVC左=63702.87NmmMVD=223021.10NmmT2=657300Nmm图4.4二轴强度校核4.3轴承及轴承校核1.轴及轴承的校核①由于工作转速和轴颈的要求，初选一轴轴承型号为30208，正装。②一档时传递的轴向力最大，N.m③求水平面内支反力、和弯矩+=（4.16）（4.17）由以上两式可得=10575.896N，=4116.98N，=950508.66N.mm④求垂直面内支反力、和弯矩、+=（4.18）（4.19）由式（4.18）、（4.19）可得=345.86N，=5423.51N，=79850.43N.mm，=481203.67N.mm按第三强度理论由式（4.9）、（4.10）得：N.m因此轴的强度足够。⑤校核轴承寿命（1）求水平面内支反力、和弯矩+=Ft9（4.20）（4.21）由以上两式可得=10575.896N，=4116.98N，=950508.66N.mm（2）内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6（4.22）（3）轴向力和由于所以轴承2被放松，轴承1被压紧（4）求当量动载荷查机械设计课程设计得径向当量动载荷（4.23）（5）校核轴承寿命预期寿命（4.24）为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。（4.25）=64074.69h＞=24000h合格①由于工作转速和轴颈的要求，初选一轴轴承型号为30207，正装。②一档时传递的轴向力最大，N.mm③求水平面内支反力、和弯矩、++=（4.26）（4.27）由以上两式可得=1712.82N，=-10821.76N，=49457.67N.mm，=-940140.4N.mm④求垂直面内支反力、和弯矩、、、+=（4.28）（4.29）由式（4.26）、（4.27）可得=3897.8N，=4639.09N，=96849.06N.mm，=273410.67N.mm，=580319N.mm，=450256.62N.mm按第三强度理论式（4.9）、（4.10）得：N.mmN.mm因此轴的强度足够。⑤校核轴承寿命（1）求水平面内支反力、和弯矩、由式（4.24）、（4.25）得：++==1712.82N，=-10821.76N（2）内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6。由式(4.22)得：（3）轴向力和由于所以轴承4被放松，轴承3被压紧（4）求当量动载荷查机械设计课程设计得径向当量动载荷由式（4.23）得：（5）校核轴承寿命预期寿命由式（4.24）得：=77062.43h＞=24000h合格4.4本章小结本章分析了轴的损坏形式，并对轴进行了校核。经校核各轴均能达到设计要求。

第5章换档机构设计变速器操纵机构由变速杆，拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒档安全装置等组合于变速器盖上，应结构简单，操纵轻便，档位清晰，变速杆的换档位置合理，挂档准确，迅速，安全可靠，按工作原理，变速器操纵机构除常用的机械式外沿有液压式，气动式，电控式以及它们之间的组合；按变速杆相对于变速器的位置，机械式的又分为直接操纵与远距离操纵；按档位变换方式，通常是严格按档位次序换档而不用经过中间档，自动操纵机构主要用于液力-机械传动，近年来也出现了用微型计算机控制使机械有级变速器实现自动操纵或半自动操纵的车型。为了简化结构和降低制造成本，可采用半自动操纵，后者将常用档位的变换实现自动化，而不常用的档位变换则采用指令操纵。指令可以减轻劳动，这时司机通过按下相应的指令操纵钮给出档位变换的指令，再由液压泵或电动机等其他动力完成操纵。而勿需司机动手换档。预选操纵使司机可预先选择档位，但需要接着踩下专门的踏板，才能自行挂上所选择的档位。5.1变速器操纵形式5.1.1直接操纵手动换挡变速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，其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。5.1.2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。图5.1示出远距离操纵手动换挡变速器的工作原理简图。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。根据直接操纵手动换挡方案的优点，选用直接操纵手动换挡方案。5.2变速杆的布置近距离操纵一般采用传统的布置方法，将变速杆安装在变速器盖上，由驾驶室底板伸出，布置在驾驶员座椅旁边。图5.1远距离操纵手动换挡变速器工作原理简图图5.2档位布置形式变速杆有两向常见安装方法：一种是从盖子上面装进去的，如图（8-2a）；别一种是从盖的下面装进去的，如（8-2b）。无论哪一种形式，杆上都有一个球头，盖上有一个球形支承，并有定位弹簧予以定位，为了防止变速杆转动，在盖的球支承处装有因定销，杆的球头上铣有直槽。销子的位置应在球的中心线上，这样才能允许变速杆左右摇动，又能前后摆动。如图5.3所示。图5.3变速杆结构5.3锁止装置5.3.1互锁装置互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速杆叉轴互被锁住，互销装置的结构主要有以下几种：1、互锁销式，图5.4是汽车上用得最广泛的一种机构。在相邻两变速器叉轴之间各有个互锁销2其长度为L2。互锁销的两端可以进入相信变速叉轴的侧面凹臼内，以锁住这个变速叉轴。凹臼深度为H。中间一个变速叉轴的两侧都有互锁凹臼，而且是相互对着的，在此变速叉轴内有通孔把两个凹臼连通。孔内装有一个顶销1其长度为L1。如变速器叉轴直径为D，变速叉轴的中心距为A，则彼此间存在着如下的关系：L1=D-HL2=A-D+H图5.4锁装置、摆动锁块式互锁装置从上面的尺寸可以看出，每当由空档位置失去任一根变速叉轴时，其它两根变速叉轴即被锁止在空档位置。从而避免同时挂上两个工作档。有的变速器用一个或两个钢球互锁，称为锁球式。其作用原理与互锁销式相同。1.摆动锁块式图5.5为摆动锁块式互锁装置工作示意图。锁块用同心轴螺钉安装在盖体上，并可绕螺钉轴线自由转动。变速杆头置于锁块槽内，选档时变速杆摆动锁块选入某一变速叉轴槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A挡住其他两个变速器叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两个档。2.转动锁环式图5.6为与上述锁块机构原理相似的转动锁环式互锁装置。变速杆杆头置于锁环中，锁环板可绕轴转动。选档时变速杆转动锁环板选人某一变速叉轴槽内，此时，锁环板的一个或两个钳爪挡住其它两个变速叉轴，保证互锁作用。上海sHl30型货车的变速器互锁装置就采用选种型式。3.三向锁销式图5.2为三向锁销式互锁装置。左右两块锁块各与两个档的变速叉相连。每个锁板可绕4轴转动。当换入一档时由于三向锁销的作用，其它两锁板不能转动，实现互锁。5.3.2自锁装置自锁装置(或称定位装置)(图5.4)的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向力作用而致脱档，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员有换人档位的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球(或锁销)压人变速叉轴的凹臼中实现的(也可以通过锁拨叉或扇形轮来达到)。变速叉轴凹臼同的距离是由挂档时齿轮移动的距离来确定的。当钢球落在凹臼中时，中型货车的弹簧压力一般有100～150N，推动变速叉轴的力(包括轴向摩擦阻力等)约为200～250N。重型货车可达300～400N。5.2.3倒档锁装置在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档，以致造成安垒事故和损坏传动系，在操纵机梅中都设有倒档锁或倒档安全装置。图5.2四档变速器的变速杆和倒捎锁装置。图中7、8两个变速叉轴分别控制四个前进档，变速叉轴6单独控制倒档。由于装在变速杆下端的一个弯板5正好顶住倒档拨口上的一个档块，所以平时变速杆不可能进入倒档拨口，只有在挂倒档时，提起提手l使弯板5上移，与档块错开后，变速杆才能进入倒档拨口。弹簧4经常把弯板5压在锁止位置，以保证变速杆平时不能进人倒档拨口。图5.3为倒档安全装置。通常装在变速器盖上，当变速杆头接触安全装置开始换倒档时，由于弹簧戒定位钢球的作用，阻力很大，使驾驶员产生明显的手感。圉8—11b所示装置比-为好。吲换倒档时首先要克服定位钢球的阻力，然后再克服弹簧阻力，阻力先大后小(弹簧阻力较小)，手感比较明显，叉便于操纵。或者只有钢球，克服钢球阻力后，手感力消失，换档轻便。图8一11b所示装置只有弹簧阻力，阻力先小后大。开始时手感不明显，纛挂倒档时弹簧阻力又很大，不便于操纵。图5.5倒档锁图5.6倒档安全装置5.4锁环式同步器5.4.1锁环式同步器结构如图5.7所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是做在锁环1或4上的齿轮和做在啮合套7上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑块宽一个接合齿。1、4—锁环2—滑块3—弹簧圈5、8—齿轮6—啮合套座7—啮合套图5.7锁环式同步器5.4.2锁环式同步器工作原理换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，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，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图5.8a）,使啮合套的移动受阻，同步器处在锁止状态，换挡的第一阶段工作至此已完成。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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换挡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，啮合套上的接合齿在换挡力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合(图5.8b)完成同步换挡。锁环式同步器有工作可靠，零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。a)同步器锁止位置b)同步器换挡位置1—锁环2—啮合套3—啮合套上的接合齿4—滑块图5.8锁环式同步器工作原理5.4.3锁环式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，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离b（图5.9），称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.2～0.3mm。2.分度尺寸a，滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距a（图5.9），称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸，应予以控制。3.滑块转动距离c，（图5.10）滑块在锁环缺口内转动距离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之间的关系如下E=d+2c（5.1）1—啮合套接合齿2—滑块3—锁环4—齿轮接合齿图5.9接近尺寸和分度尺寸滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系如下c（5.2）式中，为滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）；为接合齿分度圆半径。1—啮合套2—锁环3—滑块4—锁环缺口图5.10滑块转动距离图5.11滑块端隙4.滑块端隙δ1滑块端隙δ1系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，如图5.11所示，同时，啮合套端面与锁环端面的间隙为δ2，要求δ2>δ1。若δ2<δ1,则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸b<0,此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以通过同步环，而使同步器失去锁止作用。为保证b>0,应使δ2>δ1，通常取δ1=0.5mm左右。锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙δ3（图5.11），并可称之为后备行程。预留后备行程δ3的原因是锁环的摩擦面会因摩擦而磨损，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多，导致间隙δ3逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若锁环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现锁环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取δ3=1.2～2.0mm。δ3在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.2～0.5mm。5.主要参数的确定摩擦因数f汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.1。摩擦因数f对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换档省力或缩短同步时间；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及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。6.同步环主要尺寸的确定（1）锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tane≥f。一般取=6°～8°。=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°市就很少出现咬住现象。本设计取=7°。（2）摩擦锥面平均半径设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响同步器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，尽可能将取大些。（3）锥面工作长度缩短锥面长度，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。（4）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。乘用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，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造时选用锰黄铜等材料，铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，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孔表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3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。7.锁止角β锁止角β选取得正确，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β选取的因素，主要有摩擦因数f、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26°～42°。5.5本章小结本章主要设计换档机构，包括变速器操纵形式为手动机械式换档机构，对变速杆进行了设计，并设计了自锁互锁倒档锁等装置。并对同步器进行了设计。

结论变速器是完成传动系任务的重要部件。也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。本设计依据任务书中给定的发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度相关参数匹配，设计两轴式机械变速器。特点是其结构简单、紧凑且最抵挡外其他各挡的传动效率高、噪声低，两轴式变速器结构发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目。本设计采用斜齿轮，因为斜齿比直齿有更长的寿命、更低的噪声。着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算，考虑到轴荷等因素影响，增加了中间支撑，并把同步器分别放在两个轴上，使轴上受力较均匀，避免某一处载荷过大而影响变速器使用寿命。同时对各结构件进行分析设计、改进，合理布置各部分总成，以达到良好的性能。

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致谢时光飞逝，转眼就要离开我学习和生活的母校——黑龙江工程学院，离开培养我的各位领导和老师。在此，首先要感谢指导我完成这次毕业设计的鲍宇老师，感谢他一直以来对我的辛勤教导，感谢鲍老师在毕业设计期间随时对我提出的问题进行解答，细心的指导，严格的要求才使我的毕业设计能顺利完成。另外，感谢在设计变速器的结构、传动布置方案期间给予我大力帮助的老师们。感谢我们系的各位领导和老师，感谢你们对我的培养和教诲，同时祝愿我们汽车与交通工程学院越来越好。基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统