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轿车5+1自动变速器设计
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2957 轿车5+1自动变速器设计,2957,轿车5+1自动变速器设计,轿车,自动变速器,设计
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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 摘摘 要要汽车变速器，是一套用于来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度的变速装置，用于发挥发动机的最佳性能。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。本设计的任务是设计一台用于轿车上的机械式手动五档变速器。这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。本设计采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。 根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些轿车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。关键词：变速器 锁环式同步器 中间轴河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 AbstractAbstract Automobile transmission is one set of speed-transformation which is used to coordinate the speed of the engine and the actual speed of the wheels , so that it can play the best performance of engine. In the running process of the automobile, the transmission can produce different transmission ratio between the engine and the wheel, and the engine can work in the best state of dynamic performance by shifting. The task of this design is to design a mechanical manual five gear transmission used in the saloon. This gearbox has five forward gears (including a overdrive gearfifth gear) and a reverse gear, and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears. This design uses the intermediate bearing type of transmission. This transmission has two prominent merits: Firstly , the direct transmission has a high transmission efficiency, the attrition and the noise are also minimal ; Secondly , its allowed to obtain bigger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller. According to the saloon track，wheel base，the smallest ground clearance, the smallest turning radium, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, consider the choosing engine model we can obtain the 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文important parameters such as the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, we can choose the suitable final drive ratio. According to the above parameters, combining the knowledge of automobile design, automobile theory, machine design and so on, we can calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design. KeyKey wordswords: : transmission inertial type of synchronizer countershaft 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 目目 录录前 言.1符 号 说 明.61 机械式变速器的概述 .8 1.1 变速器的功用和要求.8 1.1 变速器的结构组成.9 1.1 变速器的工作原理.102 变速器结构方案的确定.15 2.1 结构分析与型式选择 .152.2 倒档传动方案 .222.3 变速器主要零件结构的方案分析 .232.3.1 齿轮型式.232.3.2 换档结构型式.233 变速器主要参数的选择与主要零件的设计.273.1 变速器主要参数的选择 .273.1.1 档数和传动比 .273.1.2 中心距 .293.1.3 轴向尺寸 .303.1.4 齿轮参数 .303.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定.333.2.1 确定一档齿轮的齿数.333.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数.34河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3.2.3 确定其他档位的齿数.353.2.4 确定倒档齿轮的齿数.353.3 齿轮变位系数的选择 .364 变速器齿轮的强度计算与材料的选择.384.1 齿轮的损坏原因及形式 .384.2 齿轮的强度计算与校核 .384.2.1 齿轮弯曲强度计算.394.2.1 齿轮接触应力.415 变速器轴的强度计算与校核.445.1 速器轴的结构和尺寸 .445.1.1 轴的结构.445.1.2 确定轴的尺寸.455.2 轴的校核 .465.2.1 第一轴的强度与刚度校核.465.2.2 第二轴的校核计算.486 变速器同步器的设计.516.1 同步器的结构 .516.2 同步环主要参数的确定 .537 变速器的操纵机构.56结论.57致 谢.58参考文献.59河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文1 前前 言言 汽车变速器，是一套用于来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度的变速装置，用于发挥发动机的最佳性能。随着汽车变速器技术的发展，对变速器油提出了更高的性能要求，并提供了广阔的市场空间。由于汽车工业的不断发展，汽车变速器技术也正在日益更新。世界知名汽车企业进入国内汽车市场，促进了国内汽车技术的进步，使得变速器技术不断更新。 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） 、无级变速器（CVT） 。一、手动变速器一、手动变速器(MT)(MT)手动变速器河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文2 如上图，手动变速器（Manual Transmission）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” )。比如，一档变速比是 3.85,二档是 2.55,再到五档的 0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有 5 个值(即有 5 级)，所以说它是有级变速器。 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。MT 如果操作熟练的话燃油经济性也比一般的自动挡车型要好，同时能够充分享受驾驶的乐趣。但不太适合在城市里交通拥堵情况下使用，而且如果无法掌握好换档时机，油离配合不好的话，燃油经济性也无法保证。特点：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。 轿车手动变速器大多为四档或五档有级式齿轮传动变速器，并且通常用同步器，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。优点：维修保养成本低，能够带来驾驶乐趣。一般来说，手动变速器的传动效率要比自动变速器的高，因此驾驶者如果技术好的话，手动变速的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。缺点：操作复杂，而且恶劣的交通状况下驾驶起来比较累人。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3二、自动变速器（二、自动变速器（ATAT） 自动变速器相对于手动变速器来说自动变速器（如上图）能让开车变得简单方便，易于新手上路。目前手自一体车型大为兴起，传统的自动变速器已经被越来越多的车型抛弃，渐有被取代之势。特点是自动变速器，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。而驾驶者只需要操纵加速踏板控制车速即可。一般来讲，汽车上常用的自动变速器有以下几种类型：液力自动变速器、液压传动自动变速器、电力传动自动变速器、有级式机械自动变速器和无极式自动变速器。液力自动变速器主要是由液压控制的齿轮变速系统构成，主要包河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文4含自动离合器和自动变速器两大部分。它能够根据油门的开度和车速的变化，自动的进行换挡。优点：操作简单，使用方便。自动变速器具有操作容易、驾驶舒适、能减少驾驶者疲劳的优点，已成为现代轿车配置的一种发展方向。装有自动变速器的汽车能根据路面状况自动变速变矩，驾驶者可以全神贯注地注视路面交通而不会被换挡搞得手忙脚乱。缺点：传动效率低，经济性不好;结构复杂，维修成本高。三、无级变速器三、无级变速器（CVTCVT） 无极变速器 CVT 无级变速器（如上图）采用传送带和工作直径可变的主、从动轮相互配合来传递发动机的动力，代表的自动变速器的发展方向。它突出的特点就是没有传统自动变速器换挡时会出现的顿挫感，加速连续性河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文5更好，燃油经济性也更高。目前它还有许多不完善的地方，所以目前市场上搭配 CVT 变速器的车型不多(如天籁，轩逸等)，看来是有点曲高和寡的意思。特点：无级变速器系统是由两组变速轮盘和一条传动带组成的，要比传动自动变速器结构简单，体积更小。另外，它可以自由改变传动比，从而实现全程无级变速，使汽车的车速变速平稳，没有传统变速器换档时那种“顿”的感觉。优点：驾驶平顺性、加速性、经济性以及排放都较好。CVT 最大优点就是无级控制输出的速比，在行驶中达到行云流水的感觉，没有换档的感觉，加速也会比自动变速器快。由于行驶中减少了转速的不必要波动，对省油也大有好处。缺点：技术还不完善;价格较高，维修成本较高。本设计是根据家用轿车车型而开展的，设计中所采用的相关参数： 主减速比：4.782 满载质量： 1800kg； 最高时速：190km/h 发动机型号：SQR481FC 轮胎型号：205/65R15 最大扭矩：170Nm 最大功率：95kw 最高转速：6000r/min 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文6 符符 号号 说说 明明 汽车总质量 kgm 重力加速度 N/kgg 道路最大阻力系数max 驱动轮的滚动半径 mmrr 发动机最大扭矩 NmmaxeT 主减速比0i 汽车传动系的传动效率 一档传动比gIi 汽车满载载荷 N2G 第一轴与中间轴的中心距 mmA 中间轴与倒档轴的中心距 mmA 第二轴与中间轴的中心距 mmA 中心距系数AK 直齿轮模数m河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文7 斜齿轮法向模数nm 齿轮压力角 斜齿轮螺旋角 齿轮宽度 mmb 齿轮齿数xZ 齿轮变位系数 齿轮弯曲应力 MPaW 齿轮接触应力 MPaj 齿轮所受圆周力 NtF 轴向力 N aF 径向力 NrF 计算载荷 NmgT 应力集中系数K 摩擦力影响系数fK 齿轮材料的弹性模量 MPaE 重合度影响系数 K 主动齿轮节圆半径 mmzr 从动齿轮节圆半径 mm br 扭转切应力 MPaT 轴的抗扭截面系数 TW3mm河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文8 轴的材料的剪切弹性模量 MPaG 垂直面内的挠度 mmcf 水平面内的挠度 mmsf1 1 机械式变速器的概述机械式变速器的概述1.11.1 变速器的功用和要求变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。 对变速器的主要要求是：1. 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。 2. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。 3. 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。 4. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文9的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 5. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。1.21.2 变速器的结构组成变速器的结构组成变速器由传动机构和变速机构组成，可制成单独变速机构或与传动机构合装在同一壳体内。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和离合器等。滑移齿轮有多联滑移齿轮和变位滑移齿轮之分。用三联滑移齿轮变速，轴向尺寸大；用变位滑移齿轮变速 ，结构紧凑 ，但传动比变化小。离合器有啮合式和摩擦式之分。用啮合式离合器时，变速应在停车或转速差很小时进行，用摩擦式离合器可在运转中任意转速差时进行变速，但承载能力小，且不能保证两轴严格同步。为克服这一缺点，在啮合式离合器上装以摩擦片，变速时先靠摩擦片把从动轮带到同步转速后再进行接合。行星齿轮传动变速器可用制动器控制变速。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文101.31.3 变速器的工作原理变速器的工作原理 1、为了了解标准变速器的基本原理，下图显示了处于空挡状态的简单两速变速器。 图 1-1 两速变速器工作原理让我们来看看图中的每一个部件，以及它们是如何装配的： 绿色轴将发动机与离合器连接起来。 绿色轴和绿色齿轮连在一起，形成一个整体。 （离合器是用于连接发动机和变速器或断开其间连接的装置。 踩下离合器踏板时，发动机与变速器断开，此时虽然汽车并不移动，但发动机仍在运转。 而松开离合器踏板时，发动机和绿色轴就直接连在一起。 绿色轴和齿轮的转速与发动机相同。) 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文11红色轴及红色齿轮称为副轴。 它们也连为一个整体，因此副轴上的所有齿轮和副轴本身作为整体旋转。 绿色轴与红色轴直接通过各自的啮合齿轮连接起来，所以当绿色轴转动时，红色轴也会转动。 因此，一旦离合器接合，副轴就直接从发动机获得动力。 黄色轴是花键轴，通过连接到汽车驱动轮的差速器直接与驱动轴连接。 如果车轮转动，黄色轴也将随之转动。 蓝色齿轮连在轴承上，因此会随黄色轴转动。 如果发动机已关闭，但汽车还在滑行，则在蓝色齿轮和副轴停止运动时，黄色轴仍可能在蓝色齿轮内部转动。 轴环将两个蓝色齿轮中的一个连接到黄色驱动轴上。 它通过齿槽直接与黄色轴相连，并与黄色轴一起转动。 但轴环也可以沿着黄色轴左右滑动，从而选择性地接合两个蓝色齿轮中的一个。 轴环中的齿称为犬齿，可与蓝色齿轮侧面的孔相接合。 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文122、 一挡齿轮(如图 1-2 ）显示了当轴环换到一挡时如何结合右边的蓝色齿轮： 图中，发动机的绿色轴转动副轴，副轴则转动右边的蓝色齿轮。 齿轮通过轴环驱动黄色驱动轴。 同时，左边的齿轮也在转动，但只是在其轴上空转，对黄色轴并不产生影响。当轴环位于两个齿轮之间时（如 图 1-1 所示），变速器为空挡状态。 黄色轴上以不同速率运转的两个蓝色齿轮都通过其与副轴的速比来控制。 图 1-2 一档工作原理河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文133、 五档手动变速器在汽车上已经相当普遍了。 其内部结构如下图所示： 图 1-3 五档手动变速器工作原理换挡装置（如图 1-4 ）有三个拨叉，由换挡杆接合的三个杆控制。 俯看换挡叉轴，它们在空挡、倒挡、一挡和二挡中的情形如下图所示：注意，换挡杆中部有一个旋转点。 在将旋钮前推接合一挡齿轮时，实际上是在推动杆和拨叉，以便将一挡齿轮拉回来。可以看到，左右移动变速杆也是在接合不同的拨叉（从而接合不同的轴环）。 将旋钮前后移动也就移动了轴环，使它们接合一个齿轮。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文14 图 1-4 换挡原理示意图 新式客车的手动变速器采用同步器，这样就不需要使用双踩离合。同步器的作用是，在它与犬齿接触前，使轴环与齿轮发生有摩擦的接触。 这样，在犬齿接合前，就可以使轴环和齿轮速度达到同步，如图所示：蓝色齿轮上的锥体接合轴环中的锥形区域，锥体与轴环间的摩擦使轴环和齿轮同步。轴环的外部随之滑动，使犬齿接合齿轮。 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文152 2 变速器结构方案的确定变速器结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。2.12.1 结构分析与型式选择结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98） ，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为 3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为 5.08.0；越野车与牵引车为 10.020.0。 通常，有级变速器具有 3、4、5 个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达 616 个甚至 20 个。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于 5 个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为 5 档。多于5 个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文16某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于 1（0.70.8）的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1 的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。 三轴式和两轴式变速器得到了最广泛的应用。三轴式变速器如图2-1 所示，其第一轴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相啮合，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，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）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：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文171 2 图 2-1 轿车中间轴式五档变速器31第一轴；2第二轴；3中间轴两轴式变速器如图 2-2 所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、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动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）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（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，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以装在第一轴的后端。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文18两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（ig=4.04.5）也受到较大限制,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。 图 2-2 两轴式变速器1-第一轴；2-第二轴；3-同步器有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。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。 由于所设计的汽车采取发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文19图 2-3、图 2-4、图 2-5 分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，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 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档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，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。 图 2-3 中间轴式四档变速器传动方案河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文20 如图 2-3 中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图 2-3a、b 所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档；图 2-3c所示传动方案的二，三，四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档。 图 2-4a 所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图 2-4b、c、d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 2-4d 所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 图 2-4 中间轴式五档变速器传动方案河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文21图 2-5a 所示方案中的一档、倒档和图 b 所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。图 2-5 中间轴式六档变速器传动方案 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。 发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图 2-3a、b 所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 变速器用图 2-4c 所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图 2-4c 所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文222.22.2 倒档传动方案倒档传动方案图 2-6 为常见的倒挡布置方案。图 2-6b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，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。图 2-6c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2-6d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2-6c 所示方案。图 2-6e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2-6f 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 2-6g 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 2-6f 所示的传动方案。图 2-6 变速器倒档传动方案河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文23 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，然后按照从低档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。2.32.3 变速器主要零件结构的方案分析变速器主要零件结构的方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。 2.3.12.3.1 齿轮型式齿轮型式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；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均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并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挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。 2.3.22.3.2 换档结构型式换档结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文24换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，初一档、倒档外很少采用。 啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。 采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型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，同步器广泛应用于各式变速器中。 自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种： (1） 将啮合套做得长一些（如图 2-7a）或者两接合齿的啮合位置错开（图 2-7b） ，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约 13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。 (2)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm） ，这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图2-8） 。 (3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜2030） ，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力 a b（图 2-9） 。这种结构方案比较有效，采用较多。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文25图 2-7 防止自动脱档的结构措施 此段切薄 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文26图 2-8 防止自动脱档的结构措施 加工成斜面图 2-9 防止自动脱档的结构措施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套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图 2-10 所示：图 2-10 锁环式同步器河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文27max0maxmaxmax(cossin)egITrTi img fmgrmaxmax 0rgemgriTil、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮3 3 变速器主要参数的选择与主要零件的设计变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.13.1 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择 3.1.13.1.1 档数和传动比档数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 45 个档位的变速器。本设计也采用 5 个档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 （3-1） 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为（3-2）河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文28max2egITrTiGr2max 0rgIeTGriTi 式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系数； rr-驱动轮的滚动半径； Temax-发动机最大转矩； i0-主减速比； -汽车传动系的传动效率。 根据驱动车轮与路面的附着条件 求得的变速器 I 档传动比为： 式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； -路面的附着系数，计算时取=0.50.6。 由已知条件：满载质量 1800kg； Te max=170Nm； i0=4.782； 轻型车轮胎尺寸根据 GB/T2977-1997轻型汽车轮胎系列 ， 由轮胎型号 205/65R15 查得rr=337.25mm；取=0.95。根据公式（3-2）可得：igI =3.85。超速档的的传动比一般为 0.70.8，本设计取五档传动比ig=0.75。中间档的传动比理论上按公比为：河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文29max1mingngiqi2.551.691.12(1)gIIgIIIgIViii修正为3IAmaxAKT （3-3）的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得出：=1.51。q 故有： 3.1.23.1.2 中心距中心距对于中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距 A。中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。中间轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (3-4) 式中 K A-中心距系数。对轿车，K A =8.9-9.3；对货车，K A =8.6-9.6；对于本设计取K A =9.1 TI max -变速器处于一档时的输出扭矩：TI max=Te max igI =628.3Nm 已知Te max =170Nm igI =3.85河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文30取变速器传动效率=0.95 代入数据可得出初始中心距A=77.08mm。轿车变速器的中心距在6080mm 范围内变化。初取 A=77mm。 3.1.33.1.3 轴向尺寸轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。 轿车五档变速器壳体的轴向尺寸（3.03.4）A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，轴向尺寸系数应取给出系数的上限。为检测方便，轴向尺寸系数取整数 3.0。 本次设计采用 5+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸初选3 77mm=231mm，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 3.1.43.1.4 齿轮参数齿轮参数（1）齿轮模数 变速器齿轮模数选取的一般原则如下为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； 为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； 从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用同一种模数；河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文31 从强度方面考虑，各挡齿轮应该选用不同模数； 低挡齿轮选用大一些的模数，其他档位选用另一种模数。 根据设计实践经验，建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 JB111-60 规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn 3max0.47nemTmm(3-5) 其中=170Nm，可得出mn=2.5。maxeT一档直齿轮的模数m mm 31max0.33mT(3-6)通过计算m=3。 对于轿车，减小噪声比减少质量更加重要，因此模数应该选得大一些，另外从工艺方面考虑，低档齿轮一档选用大一些的模数m=3，其他各档齿轮选用同一种模数mn=2.5。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都相同，轿车和轻型货车取 23.5。本设计取 2.5。 （2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b项目车型 齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文32汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 3-1 选取。表 3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，应取大些。国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用 30压力角。因此在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取 30；斜齿轮螺旋角取30。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 齿轮宽度 b 的大小直接影响着齿轮的承载能力，b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接一般货车 GB1356-78 规定的标准齿形202030重型车同上 低档、倒档齿轮 22.5，25小螺旋角河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文33触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。因此，在此 1 挡第 1 轴常啮合直齿齿轮宽度取=8.0x3.0=24（mm） 。第 2 轴常啮合直齿齿轮的宽度取=7.0x3.0=21（mm） ，其余档位斜齿齿轮宽度取=7.0x2.5=17.5（mm） ，取整 18mm。同时为增加啮合强度和稳定性，相互啮合齿轮宽有 12mm调整。3.23.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定各档传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。图 3-1 五档变速器示意图河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3410912ZZZZigImAZ291012ZZiZZgI3.2.13.2.1 确定一档齿轮的齿数确定一档齿轮的齿数一档传动比 （3-7） 为了确定 Z9和 Z10的齿数，先求其齿数和:Z （3-8） 其中 A =77mm、m =3；故有。4 .51Z当轿车中间轴式变速器时，则9 . 35 . 3gIi，此处取=16，则可得出=35。范围内选择可在171510Z10Z9Z 上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数Z后，从式（2-8）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反Z过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为51，则根据式（2-8）反推出A=76.5mm。Z 3.2.23.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比 （3-9）河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3576. 112ZZcos2)(21ZZmAnnmAZZcos22191. 3gIi8712ZZZZig425. 187ZZnmAZcos255. 2gi 由已经数据可确定 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （3-10） 由此可得： (3-11) 而根据已求得的数据可计算出： 。 5321 ZZ 与联立可得：=19、=34。1Z2Z则根据式（3-7）可计算出一档实际传动比为： 。 3.2.33.2.3 确定其他档位的齿数确定其他档位的齿数二档传动比 （3-12） 而 ，故有： 对于斜齿轮 （3-13） 故有： 5387 ZZ河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文361212131311ZZZZZZigr)(211312ZZmn)(211311ZZA 联立得：。223187ZZ、按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 ；四档齿272665ZZ、轮 。371643ZZ、 3.2.43.2.4 确定倒档齿轮的齿数确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取 3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮=16gri10Z略小，取。1312Z而通常情况下，倒档轴齿轮取 2123，此处取=21。13Z13Z由 （3-14） 可计算出。2711Z故可得出中间轴与倒档轴的中心距A=（3-15) =50mm 而倒档轴与第二轴的中心: (3-16) 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文37 =72.5mm。3.33.3 齿轮变位系数的选择齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文381717Z各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮的齿数 Z1017，因此一档齿轮需要变位。 变位系数 （3-17） 式中 Z为要变位的齿轮齿数。4 4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.14.1 齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3910tfWF K Kbty102/tgFTdKgT4.24.2 齿轮的强度计算与校核齿轮的强度计算与校核 与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料 40Cr。 4.2.14.2.1 齿轮弯曲强度计算齿轮弯曲强度计算（1） 直齿轮弯曲应力W （4-1） 式中，-弯曲应力（MPa） ；W-一档齿轮 10 的圆周力（N）， ；其中 10tF 为计算载荷（Nmm） ，d为节圆直径。 -应力集中系数，可近 似取 1.65；河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文4092max101geZZTTZZ102gTFd -摩擦力fK影响系数，主动齿轮取 1.1，从动齿轮取0.9； b-齿宽（mm） ，取 20 t-端面齿距（mm） ； y-齿形系数，如图 (4-1) 所示。 图 4-1 齿形系数图 当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为： （4-2） =170 10002.181.78 =659668Nm 故由 可以得出；再将所得出的数据代入式（4-1）可得10tF 10651.3wMPa河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文411wFKbtyK8782gttTFFd86798.8 1.5212.2820 7.85 0.153 2wMPa56276.2266.4wwMPaMPa 9533.01wMPa 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿maxeT轮的弯曲应力在 400850MPa 之间。（2） 斜齿轮弯曲应力 （4-3） 式中 为重合度影响系数，取 2.0；其他参数均与式（4-1）注释K相同，1.50K 选择齿形系数y时，按当量模数在图（4-1）中查得。3/cosnzz 二档齿轮圆周力： （4-4）根据斜齿轮参数计算公式可得出：=6798.8N87ttFF齿轮 8 的当量齿数=47.7，可查表（4-1）得：。3/cosnzz80.153y 故 同理可得： 。7231.99wMPa依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档：河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文4212211.5197.4wwMPaMPa34218.8216.98wwMPaMPa110.418jzbFEbj12/gFTdj四档：五档： 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在 180350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。4.2.24.2.2 齿轮接触应力齿轮接触应力 （4-5） 式中， -齿轮的接触应力（MPa） ； F-齿面上的法向力（N） ，；1/(coscos)FF -圆周力在（N） ， ；1F -节点处的压力角（） ；-齿轮螺旋角（） ；E-齿轮材料的弹性模量（MPa） ，查资料可取；3190 10EMPab-齿轮接触的实际宽度，20mm；河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文43sinsinzzbbrr22sin/cossincoszzbbrr123451998.611325.171233.11208.51015.781904.32jjjjjjRMPaMPaMPaMPaMPaMPa-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ；zb、直齿轮： (4-6) （4-7） 斜齿轮： (4-8） （4-9） 其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm） 。zbrr、 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maxeT的许用接触应力如上表j： 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档： 二档： 三档： /MPaj齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文44四档： 五档： 倒档： 对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。5 5 变速器轴的强度计算与校核变速器轴的强度计算与校核河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文455.15.1 速器轴的结构和尺寸速器轴的结构和尺寸 5.1.15.1.1 轴的结构轴的结构 第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图 5-1 所示： 图 5-1 变速器第一轴 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如图 5-2 所示：河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文46 一档齿轮 倒档齿轮图 5-2 变速器中间轴 5.1.25.1.2 确定轴的尺寸确定轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定： 第一轴和中间轴直径： (0.4 0.5) ,dA mm（5-1） 第二轴花键处直径： 3max1.07,edTmm（5-2） 式中 -发动机的最大扭矩，NmmaxeT河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文47 395500000.2TTTPTnWd为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴： d/L=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。5.25.2 轴的校核轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。 5.2.15.2.1 第一轴的强度与刚度校核第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此种情况下，轴的扭矩强度条件公式为 （5-3）式中：-扭转切应力，MPa；T T-轴所受的扭矩，Nmm；河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文483959550000575050.50.2 25TMPa45.73 10PTGI444170 10005.73 100.93.14258.1 1032 -轴的抗扭截面系数，；TW3mm P-轴传递的功率，kw； d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，MPa。T其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知=55MPa，故，符合强度要求。TTT轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为： （5-4） 式中，T -轴所受的扭矩，Nmm； G -轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.1MPa；410 -轴截面的极惯性矩，；PI4mm32/4dIp 将已知数据代入上式可得： 。对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。 0.5 1( )/m河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文49maxmaxmax22tancos2tanetereaTiFdTiFdTiFd12466.74127.87197.6traFNFNFN 5.2.25.2.2 第二轴的校核计算第二轴的校核计算（1）轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求tFrFaF出： （5-5） （5-6） （5-7） 式中 -至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比 3.85；i d -计算齿轮的节圆直径，mm，为 105mm； -节点处的压力角，为 16； -螺旋角，为 30； -发动机最大转矩，为 170000Nmm。maxeT 代入上式得： ， ， 。危险截面的受力图为： 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文50160216075atAdFFF2222225(210.78 1000)(110.78 1000)(654.5 1000)6.9 10csjMMMTN mm 332Md图 5-3 危险截面受力分析水平面：（160+75）=75 =1317.4N；AFrFAF水平面内所受力矩：316010210.78cAMFN m 垂直面： （5-8） =6879.9N 垂直面所受力矩：。3160101100.78sAMFN m该轴所受扭矩为：。170 3.85654.5jTN故危险截面所受的合成弯矩为： （5-9） 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: （5-10） 将代入上式可得：，在低档工作时M136.16MPa=400MPa，因此有： ；符合要求。 (2)轴的刚度校核河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文512223sF a bfEIL2213cFa bfEIL0.130.15csff 第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计cfsf算： （5-11） （5-12） 式中, -齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于；1FtF -齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ，这里等于；2FrF E-弹性模量（MPa） ，（MPa） ，E 52.1 10E =MPa；52.1 10 I-惯性矩（） ，d为轴的直径（） ；4mm4/64Idmm a、b-为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（） ；mm L-支座之间的距离（） 。mm 将数值代入式（5-11）和（5-12）得： 故轴的全挠度为，符合刚度要求。220.1980.2csfffmmmm河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文526 6 变速器同步器的设计变速器同步器的设计6.16.1 同步器的结构同步器的结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：图 6-1 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 如图（6-1） ，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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文53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（图 6-2b） ，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（图 6-2d） ，完成同步换档。图 6-2 锁环同步器工作原理河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文546.26.2 同步环主要参数的确定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 6-3a 中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图 6-3b 则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为 612 个，槽宽 34mm。图6-3 同步器螺纹槽形式 （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tan。一般=68。=6f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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文55为取7。 （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。 （4） 锥面工作长度 b缩短锥面工作长度，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 （6-22mMbpfR1）设计中考虑到降低成本取相同的 b 取 5mm。 （5） 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
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