【《轻型载货汽车三周五档变速器结构设计》11000字（论文）】

轻型载货汽车三周五档变速器结构设计目录TOC\o"1-3"\h\u26432第1章绪论 2183861.1研究背景 2157861.2研究目的及意义 311251.3机械式变速器国内外研究现状 310909第2章总体方案设计 4120802.1汽车参数的选择 4185472.2传动机构布置方案分析 486112.2.1固定轴式变速器 464952.2.2倒挡布置方案 645352.3零部件结构方案分析 835112.3.1齿轮形式 880792.3.2换挡机构形式 8311552.3.3变速器轴承 96320第3章变速器设计 10241053.1挡数 10262103.2传动比范围 10174073.3各档传动比的确定 1119813.3.1主减速器传动比的确定 11103573.3.2最低档传动比计算 11157193.3.3各档传动比的选定 13103553.3.4中心距的选择 13317693.3.5变速器的外形尺寸 13193183.4齿轮参数 1493093.4.1模数的选取 1448333.4.2压力角 14125773.4.3螺旋角 14226983.4.4齿宽b 15235813.4.5齿顶高系数 1683983.4.6变位系数的选择原则 16281803.5各挡齿轮齿数的分配 16232683.5.1确定一挡齿轮的齿数 17252123.5.2对中心距进行修正 18158173.5.3确定经常啮合式传动的齿轮副的齿数和变位系 182793.5.4确定其他各挡的齿数及变位系数 19300173.5.5确定倒挡齿轮齿数 2125971第4章变速器的校核 21230354.1齿轮的损坏形式 21275164.2齿轮强度计算 21282534.2.1齿轮弯曲强度计算 22290534.2.2轮齿接触应力计算 23284164.3轴的结构尺寸设计 2490274.4轴的强度计算 25316874.4.1轴的强度校核 26243854.4.2轴的刚度校核 2618165第5章同步器的设计 2835535.1锁环式同步器基本内容 28250105.2主要尺寸的确定 2917521第6章变速器操纵机构 30148026.1直接操纵手动换挡变速器 3062096.2远距离操纵手动换挡变速器 3115085第7章结论 3127634参考文献 31第1章绪论 1.1研究背景 因为汽车行业在不断的进步，我国的汽车行业也不甘落后，有关汽车的设计和制造方面也在持续推进。变速器对汽车来说呢很重要，对汽车的一些方面有着很大的影响，比如动力性、传动的平稳以及效率等等。变速器的使用可以改变很多东西，它可以扩大车轮的距离，可以改变转速的范围，可以让传动比进行改变，最重要的是可以让发动机在非常良好的状态下进行运作，还对汽车的结构的稳定以及汽车的实用性发挥了不可代替的角色。关于变速器设计有很多钟，包括优化设计、齿轮设计、档位设计等。对于手动变速器有很多优点，不需要太多成本、寿命比较长、稳定性也不错，在这么长时间得到很多的推广。有优点就有缺点，手动变速器它的体型比较大，换档时的冲击力也比较大。因此有关技术人员对此类问题非常关注，例如对结构的改善、加强它的实用性。1.2研究目的及意义 一般啊来说，我们要计算和校和有关变速器的零件，这样呢能改善它在工作时的状态，这样可以达到它最理想的舒适程度，还可以降低噪音在它工作的时候。一般的变速器设计方法就是通过学习的公式来获得初始值（强度、传动质量指标），如果不符合要求，就一直计算到符合为止。由题目来看，本人可以通过毕生所学对手动变速器进行一系列的设计，本人的一些能力也得到了提升。本文主要是研究手动变速器的基本组成方式，还有它的结构以及原理之类的。搞清楚各个零件之间的配合关系。首先确定齿轮模数、总档数、以及一档传动比的大小，然后呢我就可以合理的求得各个档位的传动比，之后算出各个齿轮的所要求的参数、中心距，最后进行校和。然后我就可以画出各个零件的零件图，对于各个轴也是如法炮制，最后进行装配。本人用了ug软件进行三维画图，以及cad软件二维画图。1.3机械式变速器国内外研究现状 我们国家的汽车潜力啊很大，不过呢对于变速器的这种自主研发意识很浅薄，技术也不够先进，这些种种问题严重的阻碍了我国的汽车发展。而且目前的有关变速器的新产品开发很多都是采用的传统的方法和理念。这样的变速器具有很大的盲目性，并且过于保守了。如果说用变速器的有关专业性的软件来进行设计的话，利用计算机软件建立数学模型，分析产品的性能，还可不停的对产品进行改善，直到满足要求，这样的方式弥补了传统的缺陷，如此可见这样的方法在应用上是大势所趋。国内外研究学者对机械式变速器传动效率的并不多,其中大多是利用Matlab软件对变速器进行建模与仿真，但由于变量太多且存在不确定因素，导致研究的工作量大且结果准确性不高。同时，不同学者在研究过程中涉及到的变量不太一样，因此试验方法也存在差异。第2章总体方案设计 2.1汽车参数的选择 表2.1设计基本参数表发动机最大功率66kw最高车速110km/h总质量4060kg最大转矩210N·m汽车要是想要保持比较好的工作性能的话，要有这些条件:(1)保证汽车有必要的动力性和经济性。(2)要有空挡这个档位，它可以用来暂停动力的传输。(3)倒挡也是有必要的，它可以让汽车反向行驶。(4)要有能够把动力输出的装置，必要时可以将功率输出。(5)换挡迅速，省力，方便。(6)汽车的工作要可靠，在行驶的时候呢，变速器不可以自行操作，比如跳档、乱档。(7)变速器应当有高的工作效率。还有一些其他条件，变速器应该尺寸小、质量小，它的有关制造的成本要低，如果需要维修的话，得容易维修。2.2传动机构布置方案分析 2.2.1固定轴式变速器 有关固定周式的变速器可以分为三种：双轴式、中间轴式、双中间轴式。对于固定轴式呢应用比较广，两轴式的呢多用在前置前驱的汽车上，而中间轴式用在前置后驱的就比较多。和中间轴式的相对比，两轴式的变速器有这些优点：结构不复杂，尺寸不大，效率高而且噪音比较低。因为两轴式的不可以有直接档，所以呢齿轮和轴承要承载在高档工作的时候，这个时候它的噪音会增大，并且还会轻易损坏。因为受到结构的一些限制，一档的传动比不可能被设计的大，由此我将选定我要设计的变速器是中间轴式变速器。下图分别展示出了几种传动方案，它们有一些共有的特点：输入轴和输出轴在同一条直线上，通过啮合套把他们连接起来，就变成了直接档。如果使用直接档的话，变速器上的一些零件都不会承受载荷，这个时候呢发动机的转矩通过轴的输出的话它的效率就很高了，可以达到百分之九十以上，发出的噪音还低，一些地方的磨损也减少。因为这些原因，直接档的利用率就高与其他的一些档位，所以变速器的寿命反而增加了。在一些其他的前进档运作时，传输的动力要通过第一轴、中间轴、第二轴，因此呢第一轴与中间轴这两个轴之间的距离不是很大的条件下的时候，在一档还是具有很大的传动比。高的档位的齿轮呢就可以用常啮合的方式传动，那么低的档位的齿轮就不采用常啮合就好了。多数关于传动的方案除去一档，其他的地方不是用同步器就是用啮合套来换挡，少数的呢一档这个地方也用同步器或者啮合套。不过这有一个缺点，那就是除了直接档以外的档位运作时，中间轴式的变速器它的传动的效率会有所下降。在档数相同这样的一个条件下，各种的中间轴式变速器在一些地方也有一些区别，比如换挡方式、倒挡方式。图2.1中间轴式五挡变速器传动方案上图（a)图这个方案，除了这个一档和倒挡用这个直齿滑动齿轮来进行换挡，其他的各档呢是常啮合传动。（b）（c）（d）这三图的前进挡位，都是用的常啮合。（d）的这个倒挡和超速档是装在它的副箱体里的，这样的安排是可以让轴的刚度给提升的，而且可以让齿轮的磨损给减少的，在工作时候的噪音呢也可以降低，最重要的是还能在不要超速挡的情况下，非常轻松的就可以形成4个前进挡的变速器。在上面的这些方案中，但凡是用了常啮合的档位，它的换挡方式都可以用同步器或者是啮合套来代替。在一个变速器中，一定一定是档位高的来使用同步器，而档位低的呢，就是用啮合套啦。使用前置后驱的货车，如果用的是中间轴式变速器，想要提高传动轴的刚度的话，那么可以将变速器的后端放在中间支撑。如果是在变速箱壳体内的话，布置倒挡齿轮、换挡机构，还可以减少一下它的外形的一些尺寸。2.2.2倒挡布置方案倒挡要是和前进挡相比较的话，它的使用率是不高的，而且必须是在车辆停止的时候来换挡，所以大多数的方案呢就用直齿滑动齿轮来实现换挡。为了能进行倒挡运作，有些方法呢是在中间轴和第二轴上的传动路线上，加上一个中间齿轮传动。第一个方案呢虽然结构上来说是简单的，但不过呢中间传动的齿轮的轮齿是在不好的应力下运作的，而第二个方案则是在比较有利的应力下运作，还使得倒档的传动比有所增加。图2.2倒挡布置方案上图呢是一些比较常见的倒挡的布置方案，（b）这图的优点呢是在换倒档时用了一档的齿轮，从而减少了中间轴的一些长度。不过也有缺点，就是换挡的时候两对齿轮同时开始啮合，这就让它的换挡有点困难。（c）图它的倒挡传动比可以较大，不过就是它的换挡的一些程序不合理。（d）图呢对（c）图的不好之处进行了一些改动，从而代替了（c）图的方案。（e）图是将中间轴和倒挡的部分变成了一体，使它的齿宽也边长了。（f）图这个呢，它是适用于齿轮副全都是常啮合的这个情况，换挡的时候呢更方便。为了空间的更好利用，有些货车就会用（g）图，不过它也有缺点，就是它的倒挡须呢要用变速器拨叉轴，来让操纵机构呢更为的复杂一点。变速器在一档和倒挡时呢有很大的力，因此不论是什么形式的变速器的抵挡与倒挡，都应该安置在轴的支撑出，来减少这个轴即将发生的形变，还能保证重合度变化不大。接着从低档到高档这个次序来安置各个要安装的齿轮，这样的安排，可以让轴的刚性能满足要求，并且足够大，装配起来还特别轻松。倒挡的传动比与一档的传动比比较相近，不过呢因为倒挡的使用时间很短，从这一点来看，有些方案先在轴的支撑出安置一档，然后才是倒挡，这个时候倒挡在运作的时候，磨损、噪声等会有所增加，反而一档的这些在减少。除此这些之外，倒挡的中间的齿轮位置，不管是在变速器的左边还是在右边，都会对倒挡轴的受力会有一定的影响，如下图。图2.3倒挡轴位置与受力分析 2.3零部件结构方案分析 2.3.1齿轮形式 斜齿轮相对于直齿圆柱齿轮，它的寿命比较长，在运行的时候呢噪音比较低。不过就是制造起来不是那么的容易，运作的时候还会有轴向力的产生。在变速器中啊，它的常啮合齿轮都是用的斜齿轮，这样做的话，会让它的常啮合的齿数增加，转动惯量呢还会增加。本次的设计呢，除了一档和倒挡用的是直齿轮，剩下的就全都是斜齿轮了。2.3.2换挡机构形式 变速器的有关换挡的机构呢有三种：直齿滑动齿轮、啮合套，还有一个是同步器。汽车在开的过程中呢，因为变速器里面有很多转动的齿轮，各个齿轮呢有各个的角速度，因此如果用轴向的滑动直齿轮来进行换挡的话，齿轮的端面就会有冲击，还会有噪音。这样会导致一些后果，即端面磨损加剧，还会让开车的人神经紧绷，噪音还会让坐在车上的人的坐的不舒服。所以只有熟练的开车人员才会避免上述麻烦，不过换挡的时候也会让开车的人的注意力分散，这样的话开车的安全性又会受到影响。除了这些，直齿齿轮的换挡行程还长。因此呢，这样的换挡，它的结构会容易，安装、维修也会变得简单起来。不过除了一档和倒挡以外的其他齿轮，已经很少用这个了。变速器当中的第二轴齿轮与中间轴的齿轮常啮合的时候呢，我们就可以用啮合套来进行换档。这个时候呢，换挡的行程又短而且承受冲击的齿数还多，因此这些都不会早早地就损坏掉啦。但是还是不能够消除掉换档时的冲击，这就要开车人员他的熟练的技术。所以这样的换挡方式就只能用在重型货车变速器上了。如果用同步器换挡，那么就不需要有很熟练的技术了，它本身就能保证迅速的、没有冲击而且还不会有噪音地换挡，这样就提高了汽车的一些性能，比如燃油经济性、行驶的安全性。与上面的两个比较，尽管它结构复杂、精度高、轴向尺寸还大，但依旧获得了非常大的推广。如果说用同步器或者啮合套的话来进行换挡，它的档位行程相对于滑动齿轮来说要短。如果滑动齿轮很宽的话，这样的现象就会非常的明显。想要操纵方便的话，就需要各种档位的行程要一样，那么使用同步器或啮合套就很容易实现。在此次的设计中呢，我的一档和倒挡是用的啮合套，剩下的就都用的是同步器了。2.3.3变速器轴承 变速器的轴承呢有很多，通常有这些：滚针、圆锥滚子、圆柱滚子、球等等。所以什么时候用什么轴承，是根据结构不同以及载荷特点来看的。在汽车上的变速器不能用尺寸大的轴承，因为安装上会不好安装受到限制，于是只能用尺寸小的。有多大的内腔尺寸用多大的轴承，尺寸够的话就用圆柱滚子，不够则用滚针。圆锥滚子轴承在变速器中，尽管它的直径小了点，但是宽度足够，所以它的容量要大，承载的负荷呢就要高了。不过有的时候也要调整预紧，这样装配就显得比较麻烦了，它还会磨损后轴反而影响了齿轮要的啮合正确。变速器的第一轴、第二轴、中间轴，这些轴的后边轴承以及中间轴的前面，要用球、圆柱滚子这些轴承是根据直径来选的。而轴承的直径的大小呢是根据中心距的大小来确定的，并且呢要保证壳体后壁的两个轴承的距离要不能小于6到20mm，这样的比较适用在轿车或者轻型车。我设计的时候呢主要选择了这些轴承：滚针、圆柱滚子、深沟球。第3章变速器设计 3.1挡数增大了变速器挡数可以提高汽车行驶时的动力效果和经济性。挡数越多,变速器的内部结构就越复杂,并且特别是其尺寸的轮廓与质量就会加大。同时由于操作机构繁琐,而且当使用中换挡的频率也会有所增高。现在为了提高燃油利用率，变速器的档位有一种增多的势头，现在的大部分的车辆都是4、5个档位，我设计是5个档位的变速器。3.2传动比范围这个范围与我选择的参数有一定的关系，在当前，小汽车的范围是在三到四点五之间，比较轻型的用于运送人员和货物的汽车是在五到八之间，其他的一些用于运送人员和货物的汽车的范围则更大一点。3.3各档传动比的确定 3.3.1主减速器传动比的确定 发动机的转速和汽车运行时的速度有着相互作用的关系公式:(3.1)式中：——汽车行驶速度，km/h；——发动机转速，r/min；r——车轮滚动半径，m；——变速器传动比；——主减速器传动比。由以上文我们基本可以先知道最高的速是，最高的换挡一般被称为超速档，超速档换挡的车轮传动量和功率之间的传动的比值一般在0.7~0.85,取，基于车轮的横向滚动轮胎半径由所选的需要车轮选择的汽车轮胎半径尺寸分为规格195/65r15，由下列两个公式计算r=195*65%+15*25.4，得到转速r=317.25mm，基于发动机的平均转速，由下列计算公式(3.1)我们可以直接得到一个基于主轴和减速器的车轮传动量和功率系数传动之比的一个计算公式:3.3.2最低档传动比计算用这个公式可以来简单表示:(3.2)式中：G——车辆总重量，N；ƒ，μ——是滚动时的阻力测量系数,对良好的高速路面阻力μ=0.01~0.02可取μ=0.012;——发动机最大扭矩,N·m；——主减速器传动比；——变速器传动比；——为传动效率（0.85~0.9）；R——车轮滚动半径；——最大爬坡度本设计为能爬30%的坡，大约。由公式（3.3）得：（3.3）已知：m=4060kg；ƒ=0.012；；r=0.31725m；；；g=9.8m/s2；，把以上的文字数据输出替换为数字带入（3.3）式：满足条件。即使只是使用一档齿轮驱动器所引发出的最大齿轮驱动力,该车的齿轮也不会松动产生高速打滑转扭或者高速滑转的异常现象。，即（3.4）式中：——法向反力，；——对于钢筋混凝土或者其他沥青路面的车道宽度可以考虑采用0.5~0.6。取0.55把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为5。3.3.3各档传动比的选定 各个档位的传动比有一个公式可以一一求得（这个n就是几档的档位的意思），实际与理想的值有一定的差别，但这个差别不大，就不再考虑。，3.3.4中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算：（3.5）式中：A——变速器中心距mm；——中心点间的差值系数，商用车=8.6~9.6，可取；——发动机最大输出转距为210N·m；——变速器一档传动比为5.1；——变速器传动效率，取96%。商务用车变速器在其中心差距是80~170mm之间的。所以根据计算结果,初取a=90mm。3.3.5变速器的外形尺寸 变速器的齿轮横向内部及其外形传动大小,可以通过对倒挡齿轮的传动直径和齿轮倒挡中间换档传动机构齿轮与倒挡换档传动机构直径进行传动布置比较来得到初步判断。影响自动齿轮变速器轴向壳体的尺寸轴向档数大小和壳体尺寸的影响因素主要可以包括轴向档数、换挡传动机构的作用形式以及齿轮传动轴和齿轮的作用形式。乘用车型自动变速器外壳体的轴向大小尺寸可以通过参考下列方法进行选择:mm本次车型设计主要采用五挡变速器，初定的齿轮轴向传动壳体大小大约为370mm。3.4齿轮参数 3.4.1模数的选取 如果说要是以工艺的角度来说，每个齿轮都要是一样的模数，但要是以强度这个角度出发的话，各个齿轮要有各个齿轮的模数。对小汽车来说，模数要小，对货车来说，模数要大。如果齿轮在抵挡的时候就要用大模数，其他的齿轮就是另外一个标准的模数，在某些特殊情况下都用的是一个模数。初选齿轮模数m=3.0mm齿轮法向模数m=3.0mm3.4.2压力角 压力比例夹角较小时,重合传动程度大,传动平稳,噪声低;压力比例夹角更大时它还能够有效提高传动轮齿抗弯强度与其轮齿表面的机械接触腐蚀强度。对于一些商业商务用车,为了能够加大其噪声重合性的程度,已经尽量降低了行车噪声,采用了小些。变速器齿轮压力角为20°啮合连接套或啮齿同步器上的接合套与齿之间的径向压力传动夹角为30°3.4.3螺旋角 选择斜角的齿轮对于螺旋桨的面角,应该特别注意它们对于整个齿轮的传动工作量和噪音、齿轮的流体动力学负载强度及齿轮轴向的应力等几个方面的重要影响。在选择齿轮角度选择较大的径向螺旋角时,使得两个齿轮需要啮合的空间重量和承受摩擦力的程度有所增大,因此齿轮工作平稳,噪声相对较低。这个临床实验还已经初步证明:随着牙齿螺旋角的角度变化而逐渐增大,牙齿的动力传动强度也已经得到了一个相应地位的改善。但是当径向螺旋接触角的数值通常大于30°时,其由于抗弯曲的性能使其强度骤然有所减弱,而且由于接触面的性能使其强度仍然还在持续地不断上升。斜齿轮的主轴螺旋旋转角通常可以控制在20°至30°之间。初选点为螺旋角25°。3.4.4齿宽b 在板材选择时我们应该特别注意齿宽对于齿轮变速器运动轴向的影响大小,齿轮连续工作的运动平稳性,齿轮的传动强度及其在整个齿轮上连续工作时间所承受力矩的均衡稳定程度等诸多方面因素都会对其产生一定的重要影响。鉴于为了尽可能地尽量降低传动质量和为了减轻阻力缩短自动转向变速器旋转轴向的传动尺寸,应当尽量选择较小的轴齿宽。而且由于减少了蜗轮齿宽,这样就可能会直接使得斜坡式齿轮工作具有提高传动性和平稳性的主要优势被大大削弱,还有就会直接造成齿轮工作时机械应力的大大增加。如果只是使用宽些些的齿长,工作中会由于带动主轴的高速转动或者齿轮变形而直接引起这些齿轮轴向倾斜,使得这些齿轮沿着带动主轴的各个齿长运行方向旋转运行时承受力不均匀且容易在沿着主轴的各个齿长运行方向上发生磨损从而失去了轴向摩擦力。通常按照新的齿轮模数大于m的齿宽大小值来选择新的齿宽。直齿：，为齿宽系数，范围为4.5~8.0，取斜齿：，范围为6.0~8.5，取可取大些，使得齿轮接触面导线的传动长度大小变化更大、接触应力大大减少,以利于改善其齿轮传动的运行平稳性及从而延长了传动齿轮的连续使用寿命。直齿斜齿3.4.5齿顶高系数 在对汽车齿轮的顶高加工程度质量问题进行了较高的加工精度控制改善以后,包括目前为止我国在内,规定的车轮齿顶高加工程度控制系数数值应该精确取为1.00。为了大大限度增加高级齿轮啮齿重合的传动可靠性和齿轮重合稳定程度,降低传动噪声和同时提高高级齿根的传动强度,一些大型变速器企业选择了高级齿顶高传动系数大与1.00的高级细高齿。3.4.6变位系数的选择原则 这个如何选择合适的变位系数是很重要的，采用变位齿轮有一些作用，它可以规避根切的现象，对一些性能也有影响，例如齿轮的强度、平稳性之类的。我对一些齿轮采用了齿轮变位，来让他们更好的啮合运作3.5各挡齿轮齿数的分配 一档和一个倒档分别同时采用两个垂直齿轮,其余两档均分别采用垂直斜齿,同样采取m=3mm。结构简图如下：图3.1变速器结构简图3.5.1确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比（3.6）为了求，的齿数，先求其齿数和直齿（3.7）斜齿（3.8）因为一挡用的是直齿轮，所以用于运送人员和货物的汽车的一档的=5-6，齿数则可以取15-17，载运货物而设计和装备的商用车辆的在12-17中选择。因为=5，取中间轴上一挡齿轮=14输出轴上一挡齿轮根据确定的中心距A求啮合角：得：，故总变位，即为高度变位根据齿数比，查得：则两个齿轮的分度圆仍然互相交错,节圆和分度圆同时重合,并且在一起的时候,合齿高度保持不变。3.5.2对中心距进行修正因为在我们计算变位齿数和之后,经过我们采用的一个整数分配可以直接使得齿轮中心间的距发生变化,所以我们认为应该可以通过根据与更新齿轮的各个变位齿差系数相同来进行更新齿轮计算来得出齿轮中心间的距,在以上来改变之后的齿轮中心距可以当做也就是各个齿轮阻挡位与齿轮的变位齿数之间差来进行整数分配。故本次修正后的轨道中心线平行间距中的a值应取90mm。3.5.3确定经常啮合式传动的齿轮副的齿数和变位系求出传动比（3.12）而常用啮合式传动齿轮的中心差距与一档传动齿轮之间的中心差距相等，即A=/2（3.13）90=3（+）/2cos25求得常啮合齿轮齿数为=22=33核算=4.93在误差允许范围内故可得齿轮1、2精确的螺旋角为23.56凑配中心距斜齿端面模数为3.273mm啮合角高度变位根据齿数比查得变位系数故3.5.4确定其他各挡的齿数及变位系数 二挡式的齿轮斜合式齿轮上的螺旋式转角和常见的啮合式斜齿轮的大小差别（3.14）（3.15）此外,从需要抵消或者不需要同时减少夹在中间轴上的两个轴向反应力的反角度原理出发,还必须同时满足以下关系式:（3.16）联解上述三式,采用的是尝试三式拼凑的一种方法,当其中的两个螺旋度和角度都是时,解(3.14)、(3.15)得:得：，凑配中心距斜齿面模数啮合角根据齿数比查得变位系数图3.3选择变位系数线路图同理：三挡的凑配中心距斜齿端面模数啮合角根据齿数比查得变位系数四挡的凑配中心距斜齿端面模数啮合角根据齿数比查得变位系数3.5.5确定倒挡齿轮齿数 一般来说,倒档位的传动档位比和一档档位驱动控制系统之间的两个传动档位系数之比是非常容易接近的,在本文中我们采用了一个倒档档位驱动比的系数4。倒档齿轮传动减速齿轮的齿数和一档主动减速齿轮的齿数相近,取。第4章变速器的校核 4.1齿轮的损坏形式齿轮端部磨损的多种形式主要原因包括:两侧轮齿端部打折,牙面疲劳轮齿脱落,移动和高速换挡时会使齿轮的两侧端部边缘受到外力破坏和两侧牙面受到胶合。齿轮往往经常会同时出现一次性的多个轮齿弯曲或者轮齿折断,这时就非常需要对每个轮齿的应力强度和其在整个牙面上的牙体接触应力强度进行精确校正。4.2齿轮强度计算 本次对于齿轮强度的综合计算只是在一档,二档,和一个倒档,因为一档的两个齿轮和二档两个齿轮的摩擦受力比较大,若这两个倒档齿轮都完全符合,其余相同档位的两个齿轮也都完全符合了强度要求。4.2.1齿轮弯曲强度计算图4.1齿形系数图（假定载荷作用在齿顶，）(1)直齿轮弯曲应力(4.1)，=1.65，主动=1.1，从动=0.9，因为d=，带入式(6-1)得(4.2)一挡从动齿轮一挡主动齿轮倒挡的弯曲应力在400~850N/mm故直齿轮弯曲应力均符合要求(2)斜齿轮弯曲应力(4.3)，，=1.50，，，带到式子中得(4.4)二挡齿轮弯曲应力对乘用车的应力的范围是180-250MPa，货车是100-250MPa，如此来看很和要求4.2.2轮齿接触应力计算 （4.3）式中：—轮齿的接触应力（MPa）；—计算载荷（N.mm）；—节圆直径(mm)；—节点处的压力角，—齿轮的螺旋角；—齿轮材料的弹性模量（MPa）；—齿轮接触的实际宽度(mm)；、—主、从动齿轮的曲率半径(mm)，直齿轮的是、，斜齿轮的是、；、—主、从动齿轮节圆半径(mm)。将其直接作用于自动变速器第一轴上作为齿轮计量专用载荷时,变速器第一传动载荷齿轮的计量许用载荷接触应力及其可靠性参见下表，弹性模量=210。表4.1变速器和传动齿轮之间允许的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1300～1400650～700一挡齿轮接触应力二挡齿轮接触应力=1235.26MPa=898.8MPa均符合要求4.3轴的结构尺寸设计 变速器的传动轴在高速运行时需要承受旋转、扭矩,所以我们应该必须具备一种足够的机械强度与刚度。轴的传动刚度差异明显,在高载荷的情况下,轴可能产生较大的扭矩或者变形,影响到与齿轮的正常啮合,产生较大的振动或者噪声,并且还会严重降低传动齿轮的性能和使用寿命。设计自动变速器时主要考虑的因素有:轴的结构类型和形状、轴的直径、长度、轴的力学性能和刚度。对输入轴来说的话=0.16～0.18，对输出轴来说的话0.18～0.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：(4.6)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为=23.78～27.34mm初选输入、输出轴支承之间的长度=310mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径为(4.7)式中：d——轴的最小直径，mm；——轴的许用剪应力，MPa；P——发动机的最大功率，kw；n——发动机的转速，r/min。得：mm所以，选择轴的最小直径为26mm4.4轴的强度计算本次计算只是对一档齿轮接触点处的轴承进行了强度测量,因为一档时的受力最大,若符合强度测量的要求,则其余部分都符合。由上图所示可知,支撑点的传动距离应该是:250mm,一挡车的传动轴和齿轮轴从连接支点到两个撑撑支点之间的传动距离分别应该是:40mm,210mm。计算齿轮9的圆周力、切向力4.4.1轴的强度校核 在水平面上：×250=×40=886.19N在竖直面上：==2434.78N水平面上受到的力矩：Mc=竖直面上受到的力矩为：Ms=该轴所受的弯矩为：T=181904.76N.mm故危险截面受到的合成弯矩为：=573719.97N.mm在联合作用下应力应为：=364.75Mpa<400Mpa故轴的强度符合要求4.4.2轴的刚度校核 垂直面内挠度为，水平面内挠度为，转角为δ（5.1）（5.2）（5.3）式中：—齿轮在轴宽中间水平面上的一个径向力（N）；—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；—弹性模量（MPa），=2.1×MPa；—惯性矩（mm4），；—按平均直径计算；、—离两个端点的距离（mm）；—支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。其中传动齿轮轴的位置在其所在的旋转平面上和在旋转时的角度一般大小不宜不得大于0.002rad。故该轴符合刚度条件，该轴合格。第5章同步器的设计 这种高速同步器主要类型有高速常压型、惯性式和增压加速度型有惯性式和增压动力型三种。常压式高速同步器的总体结构虽然简单,但仍仍然存在着不能非常确定地能够保证啮齿组合件必须处于高速同步或在运行高速状态下(也可说就是齿轮角旋转速度与传动齿轮转矩必须相等)才能进行高速换档的主要缺陷,现已经逐渐变成了不用。其中唯一得到了广泛研究使用的仪器是一种高速惯性型载波同步器。惯性型的自动同步器里面主要类型有多点锁销、闭环式、滑块型、多点叶片式、和多点圆锥型几种。5.1锁环式同步器基本内容锁环式的同步器，它的结构要密切连接，不过在它的锥面之间的呢产生的摩擦力矩就要小了，大部分都用在小汽车还有载运货物不是很多的车上。5.2主要尺寸的确定 接近移动尺寸大于b,同步器在齿轮换挡第一个移动阶段中间,在接合滑块侧面被外力挤压时达到了当位于啮合锁环上与缺口侧边的齿相同时,且位于啮合齿和套的相对接合滑块在齿做出相对轴向接远位置接近移动前,啮合齿和套的相对接合槽在齿和位于锁环的相对接合槽在齿向前倒角之间的相对轴向接近位置移动距离大于b,称为锁环接近移动尺寸。尺寸长度b的直线长度取值应不得小于零,取长度b=0.2~0.3mm。尺寸控制a和温度b分别为为了保证温度同步器元件能够保持处于正确的锁定啮合点和锁定元件位置的重要尺寸,应该对其尺寸进行控制。d--滑动块的一个宽度，c--它转动的转过的距离，E--缺口的一个尺寸，三者关系如下（6.1）滑块旋转距离c与接合齿轮间的传递距t之间的关系表示为下（6.2）式中—外半径（也就是锁环缺口之外的半径）；—接合齿分度圆半径。在安装空挡板的位置,锁环圆柱形锥体外壳表面的两个轴向运动间隙一般宜适地维持在0.2~0.5mm。第6章变速器操纵机构当要开始设计操纵机构的时候呢，就要满足一些必要的条件了：挂挡只能挂到一个档位上面。开车的时候要是不小心把档位挂到倒挡的话，就会致使零件损伤。按照现代汽车日常行驶各种条件下的实际需求,驾驶员通常可以通过运用自动换档变速器上的自动操控控制机构功能来快速完成自动换档和减速进行手动空挡或加速后退至其他空档。用于各种机械式高速换挡控制变速器的机械控制和自动操纵器械机构,常见的机械结构主要是由各种手动变速杆、拨块、划桨、拨块交叉、变速轮轴和齿轮轴及相互联闭锁、自锁和自动倒挡相互锁控制装置等各种主体控制部件所结合组成,并且它们可以直接依靠各种汽车机动驾驶员的各种手力操作来自动完成高速选挡、换挡或汽车后退至高速空挡的控制工作,称为移动式机械换挡控制变速器。6.1直接操纵手动换挡变速器当自动控制换档速时变速器上的主体直接