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神野牌轻型载货汽车变速器设计-中间轴式五档手动【三维CATIA】【含6张CAD图纸、说明书】【QX系列】
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三维CATIA
含6张CAD图纸、说明书
QX系列
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I摘 要变速器，用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻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需要。在设计中采用了 5+1 档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂挡时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本文设计了常用货车用机械式变速器。在阐述了机械式变速器的功用、要求的基础上，根据设计任务书的要求，选择三轴式的设计方案，进行变速器主要参数的确定、齿轮的强度校核和齿轮的几何尺寸计算，同时设计了变速器所用的锁环式同步器，确定了同步器的主要参数，最后对变速器操纵机构进行设计。本次设计是我们在校期间最后一次设计、学习机会，是对所学知识的一次综合运用，也是我们在走向工作岗位之前的一次重要实战演练。通过这次设计，我们进一步对所学知识加以巩固，进一步提高搜集资料及查阅资料的能力，进一步提高我们的团队协作精神。总之，这次设计对我们走向工作岗位有着重要的作用。 关键词：变速器；齿轮；轴；同步器IIAbstractTransmission, used to change the torque and speed of the engine crankshaft, in order to adapt to the car at the start, acceleration, road traffic and to overcome the obstacle of different driving conditions and speed of the drive wheel traction requirements of the different needs. Used in the design of the 5 +1 manual transmission, transmission through the large changes in the scope of the transmission ratio, to meet the vehicle requirements of different conditions, so as to achieve its economic and power requirements; transmission linked file by synchronizer sets, although the increase in cost, but the manipulation of the automobile transmission to increase comfort, smoother gear. This designs commonly used truck with mechanical transmission. Describes the function of mechanical transmission and on the basis of the requirements, according to the requirements of the mission design, selection of three shaft type design, for the main parameters of transmission, gear strength checking and gear calculation of geometric size, while the design of transmission used by the lock ring synchronizer, identified synchronizer of main parameters, the transmission control mechanism design.This design is our last time in school design, learning opportunities, is a comprehensive use of knowledge, but also in the work before we go to an important practical exercise. Through this design, we further strengthen the knowledge we have learned to further improve the ability to collect information and access to information to further enhance our team spirit. In short, this design has an important role in our workplace.Key words：Transmission；gearbox；synchronizer；input shaftIII目 录第 1 章 绪 论 .11.1 课题研究意义与背景 .11.2 变速器的简介 .11.3 变速器的分类 .21.4 变速器的功用 .3第 2 章 变速器设计方案及论证 .52.1 变速器的设计要求 .52.2 变速器设计方案论证 .6第 3 章 各主要参数的设计计算 .113.1 变速器传动比的确定 .113.2 中心距的初步确定 .133.3 变速器的外形尺寸 .133.4 轴的直径的初步确定 .133.5 齿轮参数设计 .143.6 各挡齿数的分配 .163.6.1 一档斜齿轮齿数的确定 .163.6.2 二档斜齿轮齿数的确定 .173.6.3 三档齿轮齿数的确定 .183.6.4 五档齿轮齿数的确定 .183.6.5 确定倒档传动比 .213.7 齿轮精度选择 .223.8 齿轮螺旋方向 .22第 4 章 变速器各挡齿轮的校核 .244.1 齿轮弯曲应力计算 .244.1.1 一轴常啮合齿轮的弯曲应力校核 .254.1.2 中间轴常啮合齿轮的弯曲应力校核 .254.1.3 中间轴四档齿轮的弯曲应力校核 .264.1.4 二轴三档齿轮的弯曲应力校核 .264.1.5 中间轴三档齿轮的弯曲应力校核 .274.1.6 二轴二档齿轮的弯曲应力校核 .274.1.7 中间轴二档齿轮的弯曲应力校核 .274.1.8 二轴一档齿轮的弯曲应力校核 .284.1.9 中间轴一档齿轮的弯曲应力校核 .28IV4.1.10 二轴倒档齿轮的弯曲应力校核 .284.1.11 中间轴倒档齿轮的弯曲应力校核 .284.1.12 倒档轴倒档齿轮的弯曲应力校核 .294.2 齿轮接触应力计算 .294.2.1 一轴常啮合齿轮的接触应力校核 .294.2.2 中间轴常啮合齿轮的接触应力校核 .304.2.3 二轴四档齿轮的接触应力校核 .304.2.4 中间轴四档齿轮的接触应力校核 .314.2.5 二轴三档齿轮的接触应力校核 .314.2.6 中间轴三档齿轮的接触应力校核 .314.2.7 二轴二档齿轮的接触应力校核 .314.2.8 中间轴二档齿轮的接触应力校核 .324.2.9 二轴一档齿轮的接触应力校核 .324.2.10 中间轴一档齿轮的接触应力校核 .324.2.11 二轴倒档齿轮的接触应力校核 .334.2.12 中间轴倒档齿轮的接触应力校核 .334.2.13 倒档轴倒档齿轮的接触应力校核 .33第 5 章 变速器轴的设计计算 .355.1 轴的功用及设计要求 .355.2 轴尺寸初选 .355.3 轴的强度校核 .365.3.1 对中间轴一挡齿轮处进行强度校核 .375.3.2 对中间轴二挡齿轮处进行强度校核 .385.3.3 对中间轴三挡齿轮处进行强度校核 .395.3.4 对中间轴四挡齿轮处进行强度校核 .405.3.5 对中间轴倒挡齿轮处进行强度校核 .41第 6 章 轴上花键的设计计算 .42第 7 章 变速器轴承选择 .44第 8 章 同步器的设计 .458.1 同步器的功用 .458.2 同步器的类型的选择 .458.3 锁环式同步器的参数的确定 .46第 9 章 变速器操纵机构的设计 .489.1 对变速器操纵机构的要求 .489.2 直接操纵手动换挡变速器 .489.3 远距离操纵手动换挡变速器 .49V9.4 变速器自锁、互锁、倒档锁装置 .499.4.1 自锁装置 .499.4.2 互锁装置 .499.4.3 倒档锁装置 .50第 10 章 变速器箱体的设计 .5110.1 箱体零件的结构特点 .5110.2 箱体零件的结构设计原则 .5110.2.1 箱体结构的铸造工艺性 .5110.2.2 箱体结构的机械加工工艺性 .51第 11 章 变速器箱体的附件设计 .52第 12 章 变速器的润滑与密封 .53第 13 章 操纵机构和箱体实体建模 .54第 14 章 结 论 .56参考文献 .57致 谢 .58附 录 .591第 1 章 绪 论1.1 课题研究意义与背景轻型货车是较为常用的商用车，在现代的社会中占有重要的地位。人们的衣食住行的便利，都有货车运输方面的功劳。社会经济的发展、人们生活水平的提高更需要货车的运输。货车已成为一个国家乃至整个世界不可缺少的一样运输工具。中国汽车变速器市场正处于高速发展期。2007 年中国汽车销售879.15 万辆，2008 年汽车产销量突破 900 万，2010 年汽车销售规模达到 1263万辆。2013 年，汽车产销双双超过 2000 万辆，增速大幅提升，高于年初预计,并且再次刷新全球纪录，已连续五年蝉联全球第一。随着汽车行业的快速发展，市场规模的进一步扩大，中国汽车变速器行业的竞争也变得日趋激烈，中国变速器行业面临着重大机遇。2010 年中国汽车变速器需求量超过 1800 万台，增长速度高达 32.5%。预计 2016 年有望达到 900 亿元。汽车变速器产品在 4 档16 档市场领域实现了全方位覆盖，广泛匹配于输入扭矩 3003000nm、载重量 2 吨60 吨之间的重型车、大客车、中轻型卡车、工程用车和低速货车等各种车型，被国内50 多家主机厂的上千种车型选为定点配套产品。法士特变速器在国内 8 吨以上重型汽车配套市场占有率 78%，15 吨以上配套市场占有率超过 90%，重型变速器产销量世界第一1。 随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也是越来越高。大多数人在购车时只注重发动机的性能，而且这似乎已成为了衡量汽车品质优劣的一个标准，因为它是动力的缔造者。但是，却不能忽略掌控速度快慢的变速器。变速器作为汽车传动系统的重要组成部分，其技术的发展,是衡量汽车技术水平的一项重要依据。由于变速器在汽车结构中具有着重要的作用。因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。1.2 变速器的简介1894 年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器，至今汽车变速器已经经过了一百多年的发展。变速器，英文 TRAnsmission，作为汽车重2要的组成部分，是承担放大发动机扭矩，配合引擎功扭特性，实现理想动力传递，从而适应各种路况实现汽车行驶的主要装置。汽车变速器诞生 100 多年来，齿轮变速器一直占据着统治地位，但随着汽车技术日新月异的发展，高科技不断引入汽车工业，变速器的技术也发生了很大的变化。汽车变速器的发展，最本质的就是从汽车传动的平顺性、舒适性，驾驶员操作的轻松性考虑，因而相应地提高了汽车的通过性与经济性。随着人们对车辆性能要求的不断提高，变速器技术的不断发展，汽车变速器已成为提高整车性能的突破口，各种类型汽车变速器的诞生与发展都影响着全球及各大主要地区的汽车市场格局，中国市场也身居其中。今后汽车变速器市场会呈现最佳优化设计的多层次多样化状态。变速器在发动机和汽车传动系之间主要起着匹配作用，通过改变变速器的传动比，可以使汽车在不同的使用条件下得到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2。汽车传动系是汽车的主要组成部分，变速器又是传动系的重要部件，它们的任务就是充分发挥发动机的性能，使发动机发出的动力有效而经济地传到驱动轮，以满足汽车行驶上的各项要求。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换挡，以达到变速变矩。机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。现代汽车技术的发展对传动装置的设计工作提出了很更高的要求。在这种情况下，传动装置的设计，不但要满足动力性和经济性指标，而且要求轮廓尺寸和质量小、结构紧凑、尺寸小、工作可靠、寿命长、噪音低、维修方便等。机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。1.3 变速器的分类 1.按传动比的变化方式划分，变速器可分为有级式、无级式和综合式三种3。3(1)有级式变速器：采用齿轮传动具有若干个可选择的定值传动比；按所用轮系形式不同又可分为：齿轮轴线固定的普通齿轮变速器和部分齿轮(行星齿轮)轴线旋转的行星齿轮变速器两种。此种形式应用最为广泛。(2)无级式变速器:传动比可在一定范围内可按无限多级变化,常见的有液力式（动液式）和电力式两种。 (3)综合式变速器：由有级式变速器和无级式变速器共同组成的，其传动比可以在最大值与最小值之间几个分段的范围内作无级变化，目前应用较多。2.按操纵方式划分，变速器可以分为手动操纵式，自动操纵式和半自动操纵式三种3。 (1)手动操纵式变速器：靠驾驶员直接操纵变速杆换档。(2)自动操纵式变速器：传动比的选择和换档是自动进行的。驾驶员只需操纵加速踏板，变速器就可以根据发动机的负荷信号和车速信号来控制执行元件，实现档位的变换。 (3)半自动操纵式变速器：可分为两类，一类是部分档位自动换档，部分档位手动(强制) 换档；另一类是预先用按钮选定档位，在采下离合器踏板或松开加速踏板时，由执行机构自行换档。3.根据轴的形式，分为固定轴式变速器、旋转轴式变速器，固定轴式变速器包括两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器4。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成，需要时，还可以加装动力输出器。根据前进挡数分为三挡变速器、四挡变速器、五挡变速器、多挡变速器。 1.4 变速器的功用 现代汽车上活塞式内燃机被作为动力源广泛采用，其工作转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。车辆行驶性能的好坏，不仅取决于发动机，而且在很大程度上还依赖于变速器以及变速器与发动机的匹配5。 变速器的功用有：(1)改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在4有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。 在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如，在高速路上车速应能达到 100km/h，而在市区内，车速常在 50km/h 左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。 (2)实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的需要。实现倒车行驶汽车，发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。 (3)中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换挡或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。 (4)实现空档，当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如，可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。5第 2 章 变速器设计方案及论证2.1 变速器的设计要求汽车变速器，汽车构件之一。通过改变传动比，改变发动机曲轴的转拒，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻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需要。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。变速器设有空档，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，机械式变速器还有动力输出功能。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、换挡冲击等现象的发生。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挡或自动、半自动换挡来实现。 变速器应当有高的工作效率且工作噪声低。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。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、拆装容易、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、传动比范围和各挡传动比有关6。汽车工作的道路条件越复杂、功率比越小，变速器的传动比范围越大。 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，同步器设计采用锁环式同步器。62.2 变速器设计方案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，轴的形式及布置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。1.变速器轴数的选择固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器得到广泛应用。两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上，其动力传递主要依靠两根相互平行的轴（输入轴和输出轴）完成。它的结构简单、紧凑、容易布置。此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声小。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，容易损坏，还有，受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计的很大。对于前进档，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。中间轴式变速器从结构外形看中间轴式变速器有三根轴：一轴和二轴在同一条轴线上。将它们连接即为直接档，此时，齿轮、轴承不承受载荷而只传递转矩，故而传动效率高，而且摩损小，寿命长，噪音也较小。而在其他档位上，经过两对连续齿轮传动，传动效率稍低。因本次设计的车型为神野牌轻型载货汽车，其发动机布置形式为前置后轮驱动，故本次设计采用中间轴式变速器。2.档数的选择增加变速器的档数，能改善汽车的动力性和经济性。档数越多，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，而且在使用时换档频率也增高。 在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档位会使变速器相邻的低档与高档之间传动比比值减小，是换档工作容易进行。要求相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下,该值越小换档工作越容易进行。要求高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。因此，本次设计神野牌轻型载货汽车变速器设计采用 5+1 档，其传动路线简图如图 2.1 所示。786421351013121197图 2.1 神野牌轻型载货汽车变速器简图3.倒档形式及布置方案常见的倒档方案如图 2.2 所示： 图 2.2 倒挡形式及布置方案图 2 为常见的倒档布置方案。图 A 所示该方案是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，虽然使结构简单，但中间齿轮处于不利8的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。图 b 所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图 c 所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图 D 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 c所示方案。图 e 所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图 g 所示方案。其缺点是一，倒档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。综上所述，由于神野牌轻型载货汽车变速器的全部齿轮副均为常啮合齿轮，所以本次设计采用方案 f，即倒档齿轮为常啮合斜齿轮传动同步器换挡方式。其优点是：换挡方便，轮齿受到冲击小，使用寿命长。4.齿轮的选择 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。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，这对轴承不利。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，但是合理安排一轴上斜齿轮与中间轴上斜齿轮啮合和中间轴上斜齿轮与二轴上斜齿轮啮合，能够在一定的范围内抵消斜齿轮工作时的轴向力。倒档齿轮为常啮合斜齿轮传动同步器换挡方式。由于本设计中所有挡位均采用同步器换挡，故所有齿轮啮合方案均为常啮合齿轮传动，因此，所有齿轮均采用斜齿轮。5.变速器换挡机构的选择变速器换档机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换档三种形式。使用轴向滑动直齿轮换挡，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，但不能消除换挡冲击。同步器分为常压式、惯性式、和惯性增力式，多采用惯性式。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。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9矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿面磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。 锁环式同步器结构紧凑，它可保证欲啮合的一对齿轮在不同步之前不接触，有效防止齿轮的冲击噪声，延长齿轮寿命。因其传递的转矩不大，所以适用于轿车和轻型货车的变速器。在中型货车以上的变速器中，尤其是在低速档最好采用锁销式惯性同步器。 因为本次设计的神野牌轻型载货汽车为轻型货车，传递转矩不大，最后决定换挡机构形式为各挡均采用锁环式同步器换挡。自动脱档是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种，如图 2.3 所示。（1）将两接合齿的啮合位置错开。（2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.30.6mm）。（3）将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 23），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。图 2.3 防止自动脱档的结构措施6.同步器设计同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但不能消除啮合件在同步状态下(即角速度相等)换挡的缺点，现已不用。本设计中均采用锁环式同步器，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接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，而且锁环式同步器具有耐摩擦，轴向尺寸小等优点。7.变速器轴承 作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或其它部位的地方以及齿轮与轴不做固10定连接处应安置轴承。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。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车的变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。而本次神野牌轻型载货汽车设计变速器： （1）变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，采用向心球轴承。 （2）变速器第一轴、第二轴的后部轴承选用球轴承，中间轴前、后轴承按直径系列一般选用中系列圆柱滚子轴承。 （3）滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷、滚子能自动对中，可确保轴承的可靠性，使用寿命长、接触线长，可提高轴和齿轮的刚度，降低齿轮噪声，减少脱挡的可能性等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 8.操纵机构的选择： 自锁互锁机构： （1）挂挡后应保证直齿滑动齿轮换挡时，全齿宽都进入啮合。由于汽车振动或其他条件的影响下，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档而使变速器卡死或损坏，为此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档，导致零件损坏，在操纵机构中设有倒档锁装置。本次设计的神野牌轻型载货汽车是发动机前置后驱型，所以变速器布置在驾驶员座位附近。直接操纵机构一般由变速杆、拨块、拨叉、拨叉轴以及安全装置等组成，多集中于变速器上盖或侧盖内，结构简单，操纵方便，因此本次设计变速器采用直接操纵机构。11第 3 章 各主要参数的设计计算3.1 变速器传动比的确定 汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时： （3-1）maxmaxifkFFF式中：最大驱动力；maxkF 即 （3-2）001emaxmax/ Ri iTFkError!Error! NoNo bookmarkbookmark namename given.given. 滚动阻力；fF 即 （3-maxcosfmgFf3） 最大上坡阻力；maxiF 即 （3-maxmaxsinmgFi4） 把以上参数代入（3-1）得： (3-5)0max0maxmax1)sincos(iTRfgmie以上是根据最大爬坡度确定一档传动比7。式中：发动机最大扭矩，=245 nm；maxeTmaxeT 变速器一档传动比；1i 主传动器传动比，=5.286；0i0i 汽车总质量，；mkgm330012 道路滚动阻力系数取 0.020；f 传动系机械效率，取 0.96； 重力加速度；取；g2/8 . 9smg 驱动轮滚动半径，取 0.327 m；0R 汽车最大爬坡度为 21.8，即max3 .12max由（3-5）得 3 . 31i 取 51i由 （3-qiiii3221/6）式中：为常数，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于qq1.71.8。 由中等比性质，得： （3-7）11nmnmii 式中：档位数，取；m54 , 3 , 2，m 档数，；n5n得：；924. 22i；710. 13i ；14i ；824. 05i；71. 121ii；71. 132ii；71. 143ii13 71. 154ii 符合 q 不大于 1.71.8 的要求。则最后得, , , ，。51i924. 22i71. 13i14i824. 05i3.2 中心距的初步确定对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴的距离称为变速器中心距 A。 初选中心距 A 时，可根据经验公式计算 (3-8）31maxgeaiTKA式中： 中心距系数：=8.59.6,取 9.5；aK 变速器一档传动比；1i aK变速器传动效率：取；g%96g 发动机的最大输出转矩，单位为（nm）；maxeT得mmA00196. 052455 . 93取 mmA1003.3 变速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四档 （2.22.7）A五档 （2.73.0）A六挡 （3.23.5）A当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。对于本例神野牌轻型载货汽车五档变速器壳体尺寸取 3.0A，取整得 L=300 mm。143.4 轴的直径的初步确定变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声8。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A，轴的最大直径 D 和支撑间距离 L 的比值，对中间轴，D/L=0.160.18，对第二轴，D/L=0.180.21。第一轴花键部分直径可按下式初选：D= （3-9）K3maxeT式中：经验系数，4.04.6，取4.5；KKK 发动机最大转矩（nm）；maxeT得 D=25 mm ，取 D28 mm。3.5 齿轮参数设计（1）齿轮模数的选择影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确即： （3-10）31max107 . 0geniTmm）（式中： 斜齿轮法向模数；nm 直齿轮模数；m 发动机最大扭矩； maxeT 变速器一档传动比；1i15 变速器传动效率，取；g%96g本次设计齿轮皆选用斜齿圆锥齿轮，以下为各档齿轮法向模数：一档齿轮：mn=3.0 mm 二档齿轮：mn=2.5 mm 三档齿轮：mn=2.5 mm常啮合齿轮：mn=2.5 mm 五档齿轮：mn=2.5 mm 倒档齿轮：mn=3.0 mm（2）压力角的选择压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为提高重合度以降低噪声，应采用 14.5,15，16，16.5等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用 22.5或 25等大些的压力。实际上，因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。（3）螺旋角的选择斜齿轮在变速器中得到广泛应用。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30曲强度与接触强度达到均衡。此外，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，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。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：1525。初选 ，2521 ,2043，1865，1687，15109 。17131211（4）齿宽b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。16通常根据模数来选择齿宽：)(nmm斜齿可由经验公式得： (3-11)ncmKb 式中：取为 6.08.5。 cK斜齿齿宽 ）（）（mmb5.521835 . 80 . 6采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm。 则本设计中各个齿轮齿宽为：=17.5mm，=17.5mm，=17.5mm，=17.5mm，=17.5mm，=17.51b2b3b4b5b6bmm， =17.5mm，=17.5mm，=21mm，=21mm，=21mm，7b8b9b10b11b=21mm，=21mm。12b13b3.6 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。3.6.1 一档斜齿轮齿数的确定（1）由于斜齿轮两啮合齿轮齿数和有如)cos2/()(2, 121zzmAn下关系： (3-12)nhmAz/cos2式中： 和的齿数和。hz9z10z 由于初选，得 2010,9 ，取。65.623/20cos1002hz62hz由进行大小齿轮齿数分配，取,。109zzzh419z2110z （2）对中心距进行修正 (3-13)cos2/()(10,9109zzmAn 得100)cos2/()2141(310,9A 取。565.2110,9 （3）由传动比公式得出齿轮 1、2 齿数比： (3-14)910112/zzizz。56. 241/215/12zz （4）由中心距公式 (3-15)17 得到743/565.21cos100221 zz 则计算齿轮 1、2 齿数，取圆整得： ，。211z532z （5）修正1i (3-16)/(101921zzzzi927. 4)2121/(41531i，合格。000000546. 15/5927. 4i （6）修正螺旋角 由 (3-17)cos2/()(2, 121zzmAn得33.22)2/()(arccos212, 1Azzmn 若修正齿轮 9、10 的螺旋角，变速器挂入一档时，中间轴上轴向力会偏大，难以中和，影响变速箱正常运转，故将齿轮 9、10 采用变位齿轮，具体参数计算见后。3.6.2 二档斜齿轮齿数的确定 （1）由二档传动比可知齿轮 7、8 齿数比： （3-18）21287/zzizz 得到齿数比159. 153/21924. 2/87zz （2）由中心距公式求出齿轮 7、8 齿数： (3-19)nmAzz/cos28 ,787 ；763/33.22cos100287 zz 则计算齿轮 7、8 齿数，取圆整得：，；417z358z （3）修正2i (3-20)/(81722zzzzi； 956. 23521/41532）（i，合格。000000002509. 1100924. 2/924. 2956. 2i （4）修正 (3-21)19.18)2/()(arccos878 ,7Azzmn18（5）从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-5 . 01-tantan872128 . 72 . 1zzzzz22） 其中；2 . 1tan/tan8 , 72 . 1；56. 1)/1 ()/(87212zzzzz 则得到结果：5 . 036. 056. 12 . 1 两者相差不大，近似认为轴向力平衡，合格。3.6.3 三档齿轮齿数的确定 （1）由二档传动比可知齿轮 5、6 齿数比： （3-21365/zzizz23） 得到齿数比678. 053/2171. 1/65zz （2）由中心距公式求出齿轮 5、6 齿数： (3-24)nmAzz/cos26, 565 ；765 . 2/19.18cos100265 zz 则计算齿轮 5、6 齿数，取圆整得：，；315z456z （3）修正3i (3-25)/(61523zzzzi； 77. 14521/19533）（i，合格。00000000355 . 310071. 1/71. 177. 1i （4）修正 (3-26)19.18)2/()(arccos656, 5Azzmn（5）从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-27） 5 . 01-tantan652126 . 52 . 1zzzzz 其中；2 . 1tan/tan6 , 52 . 1；2 . 1)/1 ()/(65212zzzzz19 则得到结果：，5 . 00522. 15497. 1两者相差不大，近似认为轴向力平衡，合格。3.6.4 五档齿轮齿数的确定 （1）由二档传动比可知齿轮 3、4 齿数比： （3-28）21443/zzizz 得到齿数比326. 053/21824. 0/65zz （2）由中心距公式求出齿轮 3、4 齿数： (3-29)nmAzz/cos24, 343 ；745 . 2/33.22cos100243 zz 则计算齿轮 3、4 齿数，取圆整得： ，；193z554z （3）修正5i (3-30)/(54132zzzzi0000000058 . 4100824. 0/824. 0872. 05i； 87.05521/19535）（i合格。 （4）修正 (3-31)82.18)2/()(arccos434,3Azzmn（5）从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-5 . 01-tantan432124 . 32 . 1zzzzz32） 其中；1tan/tan4, 32 . 1；96. 0)/1 ()/(43212zzzzz 则得到结果：，5 . 004. 096. 0120两者相差不大，近似认为轴向力平衡，合格。一档齿轮的尺寸一档：mmhadmmmmzmndmmmnxcxhahfmmmnxhahammhaddmmzmndmmmnxcxhaxhfmmmnxhahadhddfaaa5 .12425 .1392132565.21cos/414cos/3)*(75. 3325. 1)*(24.72274.67)cos(/5 . 435 . 1)(25. 23)25. 01 ()*(21212121213131一档实际传动比： 927. 4)/(101921zzzzi二档齿轮的尺寸：二档：mmmmmmhammhammmmdmmmncxhahfmmmnhahamchddmchddddddzmdzmnafnafaann267.1075 . 2)25. 01 (2892.107)(2478.9125. 0)25. 01 (2103.92)(2892.1125 . 22892.1072103.925 . 22103.922892.10719.18cos/415 . 2cos/103.9219.18cos/355 . 2cos/125. 3)*(5 . 2*722*8322222323222223232二档实际传动比：956. 2)/(81722zzzzi三档齿轮的尺寸：三档：mmmmmmmmmmmmdmmmncxhahfmmmnhahamchddmchddmdddmhddzmdzmnafnafnaanaann168.1125 . 2)25. 01 (2418.118)(2327.755 . 2)25. 01 (2577.81)(2418.1235 . 212418.1182577.865 . 212577.812418.11819.18cos/455 . 2cos/577.8119.18cos/315 . 2cos/125. 35 . 225. 1*)*(5 . 25 . 21*633*523*633*523633332321mmmmmmdddzmdn93.65243.79h243.7320cos/233cos/hdf13f2a13a213r2三档实际传动比：739. 1)/(61523zzzzi四档齿轮的尺寸：四档：mmmmmmmmmmmmdmmmncxhahfmmmnhahamchddmchddmhddmhddzmdzmnananaanaann506.505 . 2)25. 01 (2756.56)(2166.1375 . 225. 012416.143)(2756.615 . 212756.562416.1485 . 212416.1432756.5633.22cos/215 . 2cos416.14333.22cos/535 . 2cos125. 3)*(5 . 25 . 21*33*41*31*431133）（五档齿轮的尺寸：五档：mmmmmmmmmmmmmchddmchddmchddmchddZmdzmdnafnafnaanaann992.1365 . 2)25. 01 (2242.143)(21 .455 . 2)25. 01 (235.51)(2242.1485 . 212242.143)(235.565 . 21235.51)(2242.14333.22cos/555 . 2cos/35.5133.22cos/195 . 2cos/*3535*2525*3535*252535352525五档实际传动比： 872. 0)/(41325zzzzi中间轴倒档齿轮尺寸： hA=hA* mn=1 2.5=2.5mm hf=(hA*+cx) mn=1.25 3=3.75mm mmmmmmdddzmdn3425 .47h25 .4120cos/133cos/hdf12fa12a12r倒档惰轮尺寸： hA=hA* mn=1 3=3mm hf=(hA*+cx) mn=1.25 3=3.75mm 22输出轴倒档齿轮尺寸： hA=hA* mn=1 3.5=3.5mm hf=(hA*+cx) mn=1.25 3.5=4.375mmmmmmmmdddzmdn313.7225 .130h25 .12420cos/393cos/hdf11f3a11a311r3倒档实际传动比： 47. 4)/(121132zzzzi倒3.6.5 确定倒档传动比倒档齿轮的模数往往与一档相近，为保证中间轴倒档齿轮不发生根切，初选，倒档齿轮一般在 2133 之间选择。初选。 1412z2213z根据中间轴和输出轴的中心距 A=145mm，那么 (3-33)5.222/)(145*1211mhzzma代入数字圆整后可求得。2511z修正倒档传动比：)/(121112zzzzir47. 4)2221/(3953ri为了保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉， 齿轮 11 和齿轮 12 的齿顶圆之间应保持 0.5mm 以上的间隙，所以有 （1）中间轴与倒档轴之间的中心距 A (3-34)cos2/ )(1312zzmA mmA58.72565.21cos2/453取mmA63修正角：647.17852/ )1422(5 . 4 arccos）（ （2）第二轴与倒档轴之间的中心距 A (3-35)cos2/ )( 1311zzmA mmA969.9820cos2/625 . 2 取。mmA104 则有。mmAmmAA100167 23 齿轮 11 和齿轮 12 的齿顶圆之间的间隙 。 mmx5 . 0417. 131220cos2/ )2313(3100所以齿轮能正常啮合且不发生运动干涉。修正后各档的传动比为：， ，。51i924. 22i71. 13i14i824. 05i01. 5ri3.7 齿轮精度选择 根据推荐，提高高档位齿轮的性能，所有齿轮均采用 8 级斜齿轮。3.8 齿轮螺旋方向由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。关于螺旋角的方向，第一轴齿轮采用左旋，二轴除倒档齿轮外均左旋。这样可使第一、二轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递。中间轴齿轮全部采用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。24第 4 章 变速器各挡齿轮的校核4.1 齿轮弯曲应力计算齿轮弯曲应力的计算，有以下公式：直齿： （4-1）yzKmKKTcnfgw32斜齿： （4-2）yKzKmKTcngw3cos2式中：弯曲应力（）；w2/mmN 计算载荷（）；gTmmN 齿宽系数；cK 应力集中系数，直齿轮，斜齿轮；K65. 1K5 . 1K 重合度影响系数，主动齿轮，从动齿轮；fK1 . 1fK9 . 0fK 重合度影响系数， ；K2K25 齿形系数，如图 4.1 所示； y 当量齿数，。z3cosnzz 图 4.1 齿形系数图4.1.1 一轴常啮合齿轮的弯曲应力校核 由最大转矩和效率可得齿轮上所受转矩： mNTTeg30916784. 0245max又由已知参数： ，； 5 . 2m125.0y5 .17b756.56d5 . 1K2K求出齿轮 1 所受切向力为： NdTF3g110128. 92得到齿轮 1 弯曲应力： a2971wMPbtyKKF由于齿轮选用的材料为 20CRmnTi，由机械设计手册查得，齿轮 1 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。MPaw835264.1.2 中间轴常啮合齿轮的弯曲应力校核 mNTTeg30916784. 0245max，； 5 . 2m125.0.0y5 .17b756.56d5 . 1K2K NdTFg3210128. 92MPa052.84btyKKFtw齿轮 2 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。二轴四档齿轮的弯曲应力校核mNTTeg30916784. 0245max，； 5 . 2m125.0y5 .17b756.56d5 . 1K2K NdTFg3310128. 92MPa47.89btyKKFtw齿轮 3 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.1.3 中间轴四档齿轮的弯曲应力校核mNTTeg30916784. 0245max，； 5 . 2m151.0y5 .17b144.171d5 . 1K2K NdTFg3410128. 92MPa398.48btyKKFtw齿轮 4 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.1.4 二轴三档齿轮的弯曲应力校核mNTTeg30916784. 0245max，； 5 . 2m2.0y5 .17b577.81d5 . 1K2K27 NdTFg912825MPa804.206btyKKFtw齿轮 5 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.1.5 中间轴三档齿轮的弯曲应力校核mNTTeg30916784. 0245max，； 5 . 2m143.0y5 .17b633.135d5 . 1K2K NdTFg3610128. 92MPa456.60btyKKFtw齿轮 6 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.1.6 二轴二档齿轮的弯曲应力校核mNTTeg30916784. 0245max，； 5 . 2m2.0y5 .17b08.187d5 . 1K2K NdTFg712827MPa169.183btyKKFtw齿轮 7 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.1.7 中间轴二档齿轮的弯曲应力校核mNTTeg30916784. 0245max，； 5 . 2m135.0y5 .17b894.102d5 . 1K2K NdTFg3810128. 9228MPa445.79btyKKFtw齿轮 8 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.1.8 二轴一档齿轮的弯曲应力校核 mNTTeg30916784. 0245max，； 3m2.0y21b74.67d5 . 1K2K NdTFg3910128. 92MPa173btyKKFtw齿轮 9 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.1.9 中间轴一档齿轮的弯曲应力校核 mNTTeg30916784. 0245max，； 3m119.0y21b885.69d5 . 1K2K NdTFg31010128. 92MPa69.115btyKKFtw齿轮 10 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.1.10 二轴倒档齿轮的弯曲应力校核mNTTeg30916784. 0245max，； 3m137.0y21b35.56d5 . 1K2K NdTFg31110128. 92MPa53.218btyKKFtw齿轮 11 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。294.1.11 中间轴倒档齿轮的弯曲应力校核mNTTeg30916784. 0245max，； 3m119.0y21b108.66d5 . 1K2K NdTFg31210128. 92MPa491.132btyKKFtw齿轮 12 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.1.12 倒档轴倒档齿轮的弯曲应力校核mNTTeg30916784. 0245max，； 3m138.0y21b51.134d5 . 1K2K NdTFg31310128. 92MPa114btyKKFtw齿轮 13 弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.2 齿轮接触应力计算 斜齿接触应力计算公式： （4-3）)11(coscos418. 0maxbzejbdET （4-4）coscos/tFF 式中：F齿面上的法向力； E齿轮材料的弹性模量，取 2.110 mpA；5 b齿轮接触实际宽度； D节圆直径； 、主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb斜齿轮有： （4-5）z2cos/sinzr30 （4-6）2cos/sinarbb4.2.1 一轴常啮合齿轮的接触应力校核有已知参数可得： ，mmb5 .17mmm5 . 2齿轮 1 上齿面法向力为： NFFt3102 .47coscos/得到主从齿轮在节点处的曲率半径： mmrz878.282/756.56 mmrb708.762/416.143 mm343.11cos/sin2zzr mmrbb663.28cos/sin2 得出齿轮 1 齿面接触强度为:MPabFEbzj49.1003)11(418. 0根据齿轮选用的材料为 20CRmnTi，机械设计手册查得，MPaj1080 jj齿轮 1 接触应力在合理范围内，则齿轮 2 接触强度合格。 4.2.2 中间轴常啮合齿轮的接触应力校核， mmb5 .17mmm5 . 2NFFt3100 . 2coscos/mmrz7775.412/555.83 mmrb215.1032/43.206 mm048.17cos/sin2zzr mmrbb118.42cos/sin2MPabFEbzj79.417)11(418.0齿轮 2 接触应力在合理范围内，则齿轮 2 接触强度合格。 314.2.3 二轴四档齿轮的接触应力校核，mmb30mmm5.4mmrz675.252/35.51mmrb621.712/242.143mm725.11cos/sin2zzrmmrbb706.32cos/sin2MPabFEbzj724.1147)11(418. 0齿轮 3 接触应力在合理范围内，则齿轮 3 接触强度合格。4.2.4 中间轴四档齿轮的接触应力校核，mmb5 .17mmm5 . 2mmrz756.562/512.113mmrb708.712/416.143mm343.11cos/sin2zzrmmrbb663.28cos/sin2MPabFEbzj433.531)11(418. 0齿轮 4 接触应力在合理范围内，则齿轮 4 接触强度合格。4.2.5 二轴三档齿轮的接触应力校核，mmb5 .17mmm5 . 2mmrz7885.402/341.577.81mmrb209.592/418.118mm965.13cos/sin2zzrmmrbb272.20cos/sin2MPabFEbzj192.1386)11(418. 0齿轮 5 接触应力在合理范围内，则齿轮 5 接触强度合格。4.2.6 中间轴三档齿轮的接触应力校核，mmb32mmm5.4mmrz171.772/341.15432mmrb817.672/633.135mm059.25cos/sin2zzrmmrbb516.28cos/sin2MPabFEbzj359.494)11(418.0齿轮 6 接触应力在合理范围内，则齿轮 6 接触强度合格。4.2.7 二轴二档齿轮的接触应力校核，mmb5 .17mmm5 . 2mmrz0515.462/103.92mmrb946.532/892.107mm534.31cos/sin2zzrmmrbb94.36cos/sin2MPabFEbzj531.909)11(418. 0齿轮 7 接触应力在合理范围内，则齿轮 7 接触强度合格。4.2.8 中间轴二档齿轮的接触应力校核，mmb34mmm3mmrz447.512/894.102mmrb54.932/08.187mm01.19cos/sin2zzrmmrbb565.34cos/sin2MPabFEbzj23.574)11(418.0齿轮 8 接触应力在合理范围内，则齿轮 8 接触强度合格。4.2.9 二轴一档齿轮的接触应力校核，mmb21mmm3mmrz87.332/74.67mmrb662/132mm394.13cos/sin2zzrmmrbb26cos/sin233MPabFEbzj518.1365)11(418. 0齿轮 9 接触应力在合理范围内，则齿轮 9 接触强度合格。4.2.10 中间轴一档齿轮的接触应力校核，mmb39mmm5.4mmrz9425.342/885.69mmrb157.1072/314.214mm809.12cos/sin2zzrmmrbb28.39cos/sin2MPabFEbzj62.731)11(418.0齿轮 10 接触应力在合理范围内，则齿轮 10 接触强度合格。4.2.11 二轴倒档齿轮的接触应力校核，mmb21mmm3mmrz75.202/5 .41mmrb715.362/43.73mmrzz04. 8cos/sin2mmrbb22.14cos/sin2MPabFEbzj25.1747)11(418. 0齿轮 11 接触应力在合理范围内，则齿轮 11 接触强度合格。4.2.12 中间轴倒档齿轮的接触应力校核，mmb36mmm5.4mmrz054.332/108.66mmrb523.1012/046.203mmrzz45.12cos/sin2mmrbb237.38cos/sin2MPabFEbzj64.880)11(418.0齿轮 12 接触应力在合理范围内，则齿轮 12 接触强度合格。344.2.13 倒档轴倒档齿轮的接触应力校核，mmb38mmm5.4NFFt26.3636)647.17cos20cos2/(35.6512coscos/mmrz054.332/108.66mmrb303.542/606.108mmrzz45.12cos/sin2mmrbb452.20cos/sin2MPabFEbzj74.668)11(418.0齿轮 13 接触应力在合理范围内，则齿轮 13 接触强度合格。35变速器轴的设计计算4.3 轴的功用及设计要求变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩，因此，要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度。如果轴的刚度不足，在负荷的作用下，轴会产生过大弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度、轴上花键型式和尺寸等10。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺、装配工艺而最后确定。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。4.4 轴尺寸初选由于中间轴支撑点较长，所以只对中间轴进行校核若符合要求则其他轴不用计算。二轴、中间轴最大直径约为 D（0.450.60）A4560mm第一轴对中间轴： D/L=（0.5100）/278=0.173 对第二轴： D/L=（0.5100）/312=0.16， 中间轴长度 L=300mm1）第一轴花键部分直径 D（mm），可按初选max3keTd mm 取 D=28mm723.272455 . 43d2）第二轴最大直径 mm6045100) 6 . 045. 0(d3）中间轴最大直径 mm6045100) 6 . 045. 0(d364.5 轴的强度校核变速器齿轮在轴上的位置及受力分析如图 5.1 所示:图 5.1 一档工作时，一轴、二轴、中间轴的受力分析在垂直面内挠度为，在水平面为，转角为，则cfsf ； ；EILbaFfc3221EILbaFfs3222EILababF31式中：为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力。1F为齿轮齿宽在中间面上的径向力。2F37E为弹性模量，mpA5101 . 2 E I为惯性力矩，对于实心轴：644dI D为轴的直径，花键处按平均直径 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 ：mm22scfff2 . 0 在其作用下应力为：332dMWM m222nscMMMM W为抗弯截面系数齿轮所在平面的转角不应超过 0.002RAD。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。4.5.1 对中间轴一挡齿轮处进行强度校核 ；mmZmrn82.33cos2101010NrZZTFen31012max10283.1882.3321531000245NFFn3310t1065. 633.21sin10283.18sinNFFn3310r101733.21cos10283.18cos ；mma185mmb93所以mm 183. 02786414. 3101 . 236493185107 . 134522422rEILbaFfcmm0483. 02786414. 3101 . 2364931851065. 634522322tEILbaFfs38=0.186mm 合格22scfff2 . 0RAD 0008254. 02786414. 3101 . 236444116839185107 . 13454rEILababF 合格rad002. 0mmNaFM63tc1012. 11851065. 6mmNaFMs64r10856. 21851017mmNTM3maxen103i齿承n/mm75.682323232223dMMMdMWMnsc2=785n/mm ； 合格 2 4.5.2 对中间轴二挡齿轮处进行强度校核 ； mmZmrn05.46cos2888NrZZTFen3812max1043.132105.46531000245NFFn1275919.18cos1043.13cos38rNFFn419219.18sin1043.13sin38t , mma155mmb123所以mm 185.0322rEILbaFfcmm059.0322tEILbaFfs=0.19mm 合格22scfff2 . 0 RAD000266. 02786214. 3101 . 236412315523115512759345rEILababF39 合格rad002. 0mmNaFM6tc1058. 01554192mmNaFMs6r107 . 115512759mmNTM4 .957imaxen齿承n/mm7.213323232223dMMMdMWMnsc2=785n/mm ； 合格 2 4.5.3 对中间轴三挡齿轮处进行强度校核；mmZmrn2 .59cos2666 NrZZTFen3612max1044.1082.6717241000421NFFn9 .992219.18cos101044cos36rNFFn6 .309719.18sin101044sin36t ；mma91mmb187所以mm 19.0322rEILbaFfcmm 06.0322tEILbaFfs=0.199mm 合格22scfff2 . 0RAD0005. 02785614. 3101 . 236425. 5775.236187919 .9922345rEILababF 合格rad002. 0mmNaFM6tc10233. 0916 .3097mmNaFMs6r10746. 0919 .1992240mmNTM4.1113i齿承maxenn/mm79.138323232223dMMMdMWMnsc2=785n/mm ； 合格 2 4.5.4 对中间轴四挡齿轮处进行强度校核；mmZmrn3 .74cos2444 NrZZTFen3412max1032. 83 .7421531000245NFFn769633.22cos1032. 8cos34rNFFn316133.22sin1032. 8sin34t ；mma68mmb210所以mm 174. 0322rEILbaFfcmm 06.0322tEILbaFfs=0.184mm 合格22scfff2 . 0RAD00095. 02786414. 3101 . 236475.5125.260210687696345rEILababF 合格rad002. 0mmNaFM6tc10163. 0683161mmNaFMs6r10398. 0687696mmNTM7.679i齿承maxenn/mm1.112323232223dMMMdMWMnsc241=785n/mm ； 合格 2 4.5.5 对中间轴倒挡齿轮处进行强度校核；mmZmrn75.20cos2121212 NrZZTFen31212max1004. 375.2021531000245NFFn285633.22cos10304. 0cos412rNFFn103933.22sin10304. 0sin412t ；mma502mmb28所以mm 0399. 0322rEILbaFfcmm 0123.0322tEILbaFfs=0.042mm 合格22scfff2 . 0RAD00049. 01785014. 3101 . 236478234282502856345rEILababF 合格rad002. 0mmNaFM6tc105 . 22501039mmNaFMs6r109 . 72502856mmNTM4.3005i齿承maxenn/mm2.675323232223dMMMdMWMnsc2=785n/mm ； 合格 2 42第 5 章 轴上花键的设计计算 变速器轴与齿轮及其他传递转矩的部件一般通过键和花键联接。普遍采用的是矩形花键和渐开线花键。渐开线花键应用日趋广泛。这是由于渐开线花键较矩形花键有许多优点，如齿数多、齿端，齿根部厚，承载能力强，易自动定心，安装精度高。相同外形尺寸下花键小径大，有利于增加轴的刚度。渐开线花键便于采用冷搓、冷打、冷挤等无切屑加工工艺方法，生产效率高，精度高，并且节约材料。 变速器的花键尺寸可以根据初选的轴颈按花键的工作条件及花键标准选取。一般渐开线花键，随无切屑加工工艺的采用而选用小模数和大压力角（30甚至 45）。滑动齿轮处花键长度 L 不应低于工作直径的 1.2 倍11，否则，滑动件工作不稳定。花键传递转矩时，齿侧面受挤压作用，齿根部受剪切及弯曲作用。当采用标准的花键时，花键的强度计算主要验算挤压应力。 （mPA） pmlDzTah2000(6-1) 式中：齿侧面所受的挤压应力，mPA ；p 传递转矩（按发动机最大转矩计算），nmm；T 键的工作长度，mm；l 齿的工作高度 mm；ah 转矩在花键上分配不均匀系数，一般取 0.70.8； 花键齿数；Z 平均直径，mm。mD 矩形花键：=，= ，c 为倒角尺寸；mD2dD ahcdD22 渐开线花键：=D , =m, m=模数mDah 许用挤压应力按机械设计手册推荐，当时，认为挤压强jyjyjy度符合要求。 第一轴上与离合器从动盘毂相配之花键，采用矩形花键。4350.85（mPA），良好。pmlDzTah20002350368 . 02452000 第二轴上装同步器齿毂的花键，配合较紧，装配时常用木榔头轻压，为保证装配精度，多采用大外径定心，轴上花键大径磨削，齿毂一般采用中碳钢或中碳合金钢，内孔不必热处理，因而内花键大径精度能够保证。第二轴输出轴花键用渐开线花键12。 1、3 齿轮间同步器花键：17.78（mPA），良好。pmlDzTah200040372208 . 02452000 5、7 齿轮间同步器花键：12.76（mPA），良好。pmlDzTah200050332258 . 02452000 9、11 齿轮间同步器花键：12.76（mPA），良好。pmlDzTah200050332258 . 02452000 中间轴上齿轮非整体式时，齿轮与轴连接方式可用单键（矩形或半圆键）或双键（对分双键）与齿轮和轴紧配合联接，也可采用过盈配合连接。本次设计中间轴齿轮过盈配合。 44第第 6 章章 变速器轴承选择选用轴承选择时，首先是轴承的类型，我国常用的标准轴承共分九种类型，变速器轴承常用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承、圆锥滚针轴承、滑动轴套等，轴承在变速器中起支撑作用，其选择需依据轴的直径，公差配合，还要保证能够轴向定位，绕径向转动。选择轴承类型时应考虑到轴承的载荷、轴承的转速、轴承的调心性能、轴承的安装和拆卸等几大因素12。各轴承的选择:一轴轴承：内径：50mm；外径：90mm；宽度：20mm；选：6210 深沟球轴承。选自GB/T276-1994。二轴后轴承：内径：60mm；外径：110mm；宽度：22mm；选：6212 深沟球轴承。选自GB/T276-1994。中间轴前轴承：内径：45mm；外径：85mm；宽度：19mm；选：n209E 圆柱滚子轴承。选自GB/T283-1994。中间轴后轴承：内径：45mm；外径：85mm；宽度：19mm；选：n209E 圆柱滚子轴承。选自GB/T283-1994。滚针轴承主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。其有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点等，由此，在此次神野牌轻型载货汽车变速器设计中，输出轴前端、输出轴及倒档轴上齿轮与轴的连接均采用滚针轴承。轴承的选用应符合国家规定的系列标准1144564，同时，轴的直径还应以齿轮作为选取的标准，因为轴承是标准件。在实现系列化、标准化、通用化的同时，尽量选取价格便宜、使用性能可靠的轴承。45第 7 章 同步器的设计7.1 同步器的功用 相邻档位相互转换时，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13。为了简化操作，并避免齿间冲击，可以在换挡装置中设置同步器。 惯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，从而避免了齿间冲击。7.2 同步器的类型的选择在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型均为锁环式同步器，其结构及工作原理如下图 8.1、8.2：图 8.1 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）；465-弹簧；6-定位销；10-花键毂；11-结合套 锁环式同步器的工作原理（如图 8.2）所示。换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，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（图8.2（b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一阶段结束。换挡力将锁环继续压 ，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，接合套上的接合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图 8.2（D），完成同步换挡。图 8.2 锁环同步器工作原理7.3 锁环式同步器的参数的确定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：螺纹的齿顶宽对的影响很大， 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。通常轴向泄油槽为 612 个,槽宽 34mm。同步环螺纹齿顶宽对摩擦系数的影响较大,在设计时,一般螺纹齿顶宽为470.15mm0.2mm,螺纹牙形角为 50,螺距为 0.65mm0.9mm。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 tanA68。一般取 A=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 A=7时就很少出现咬住现象。3.锁止角 锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角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。4.摩擦锥面平均半径 R 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，尽可能将 R 取大些。5.同步时间 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 00.80s;对货车变速器高档取 0.300.80s，低档取 1.001.50s。6.转动惯量的计算换挡过程中依靠同步器改变转速的零件统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘，中间轴及其上的齿轮，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。48第 8 章 变速器操纵机构的设计8.1 对变速器操纵机构的要求 变速器操纵机构能让驾驶员使变速器挂上或摘下某一档，从而改变变速器的工作状态。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。变速器操纵机构按照变速操纵杆(变速杆)位置的不同，可分为直接操纵式和远距离操纵式两种类型。 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档，导致零件损坏，在操纵机构中设有倒档锁装置。8.2 直接操纵手动换挡变速器 这种形式的变速器布置在驾驶员座椅附近，变速杆由驾驶室底板伸出，驾驶员可以直接操纵，本次设计的五档变速器的操纵机构就采用这种形式，多用于发动机前置后轮驱动的车辆。 拨叉轴的两端均支承于变速器盖的相应孔中，可以轴向滑动。所有的拨叉和拨块都以弹性销固定于相应的拨叉轴上。三、四档拨叉的上端具有拨块。拨叉和拨块的顶部制有凹槽。变速器处于空挡时，各凹槽在横向平面内对齐，叉49形拨杆下端的球头即伸人这些凹槽中。选挡时可使变速杆绕其中部球形支点横向摆动，则其下端推动叉形拨杆绕换挡轴的轴线摆动，从而使叉形拨杆下端球头对准与所选档位对应的拨块凹槽，然后使变速杆纵向摆动，带动拨叉轴及拨叉向前或向后移动，即可实现挂挡。例如，横向摆动变速杆使叉形拨杆下端球头深入拨块顶部凹槽中，拨块连同拨叉轴和拨叉沿纵向向前移动一定距离，便可挂挡；若向后移动一段距离，则挂人另一档。 各种变速器由于档位数及档位排列位置不同，其拨叉和拨义轴的数量及排列位置也不相同。例如，本设计的神野牌轻型载货汽车五档变速器的五个前进挡和一个倒档用了三根拨叉轴。8.3 远距离操纵手动换挡变速器 在有些汽车上，由于变速器离驾驶员座位较远，则需要在变速杆与拨叉之间加装一些辅助杠杆或一套传动机构，构成远距离操纵机构。这种操纵机构多用于发动机前置前轮驱动的轿车，如桑塔纳 2000 轿车的五档手动变速器，由于其变速器安装在前驱动桥处，远离驾驶员座椅，因此需要采用这种操纵方式。而在变速器壳体上则具有类似于直接操纵式的内换挡机构。 另外，有些轿车和轻型货车的变速器，将变速杆安装在转向柱管上。因此，在变速杆与变速器之间也是通过一系列的传动件进行传动，这也是远距离操纵方式。它具有变速杆占据驾驶室空间小，乘坐方便等优点。 8.4 变速器自锁、互锁、倒档锁装置8.4.1 自锁装置 自锁装置用于防止变速器自动脱挡或挂挡，并保证轮齿以全齿宽啮合。大多数变速器的自锁装置都是采用自锁钢球对拨叉轴进行轴向定位锁止。在变速器盖中钻有三个深，孔中装入自锁钢球和自锁弹簧，其位置正处于拨叉轴的正上方，每根拨叉轴对着钢球的表面沿轴向设有三个凹槽，槽的深度小于钢球的半径。中间的凹槽对正钢球时为空档位置，前边或后边的凹槽对正钢球时则处于某一工作档位置，相邻凹槽之间的距离保证齿轮处于全齿长啮合或是完全退出啮合14。凹槽对正钢球时，钢球便在自锁弹簧的压力作用下嵌入该凹槽内，拨叉轴的轴向位置便被固定，不能自行挂挡或自行脱挡。当需要换挡时，驾驶员通过变速杆对拨叉轴施加一定的轴向力，克服自锁弹簧的压力而将自锁钢球从拨叉轴凹槽中挤出并推回孔中，拨叉轴便可滑过钢球进行轴向移动，并带动50拨叉及相应的接合套或滑动齿轮轴向移动，当拨叉轴移至其另一凹槽与钢球相对正时，钢球又被压入凹槽，驾驶员具有很强的手感，此时拨叉所带动的接合套或滑动齿轮便被拨入空挡或被拨入另一工作档位。8.4.2 互锁装置 互锁装置用于防止同时挂上两个档位。如图 9.1 所示，互锁装置由互锁钢球和互锁销组成。当变速器处于空挡时，所有拨叉轴的侧面凹槽同互锁钢球、互锁销都在一条直线上。当移动中间拨叉轴 3 时（图 9.2（A），轴 3 两侧的内钢球从其侧凹槽中被挤出，而两外钢球则分别嵌入两根拨叉轴的侧面凹槽中，因而将两根拨叉轴刚性地锁止在其空档位置。若欲移动拨叉轴，则应先将拨叉轴退回到空档位置。于是在移动拨叉轴时，钢球便从轴的凹槽中被挤出，同时通过互锁销和其他钢球将轴和轴均锁止在空档位置。同理，当移动拨叉轴时(图 9.2（b）（c），则两根轴被锁止在空档位置，由此可知，互锁装置：作用的机理是当驾驶员用变速杆推动某一拨叉轴时，即可自动锁止其余的拨叉轴，从而防止同时挂上两个档位。图 9.1 变速器自锁与互锁结构1-自锁钢球；2-自锁弹簧；3-变速器盖；4-互锁钢球；5-互锁销；6-拨叉轴8.4.3 倒档锁装置 倒档锁装置用于防止误挂倒档。常见的锁销式倒档锁装置。当驾驶员想挂倒档时，必须用较大的力使变速杆下端压缩弹簧，将锁销推人锁销孔内，才能使变速杆下端进入拨块的凹槽中进行换挡。由此可见，倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，才能挂入倒档，因而可以起到警示注意作用，以防误挂倒档。5152第 9 章 变速器箱体的设计9.1 箱体零件的结构特点 箱体零件是机器或部件的基础零件，它把有关零件连接成一个整体，使这些零件保持正确的相对位置，彼此能够协调的工作。因此箱体零件的加工精度，将直接影响机器或部件的装配质量，进而影响整机的使用性能和寿命15。 对于汽车变速器壳体零件的主要特点是：结构形状复杂，尺寸较大，壁厚较薄，有许多精度要求较高的平面和孔系，此外，还有较多供连接用的螺纹孔。9.2 箱体零件的结构设计原则9.2.1 箱体结构的铸造工艺性 设计铸造箱体时，应注意铸造生产中的工艺要求，力求外形简单、壁厚均匀、过度平缓。避免大量的金属局部积聚等。在确定壁厚尺寸时，一定要考虑金属液态流动的通畅性、壁厚不可太薄，对于 HT150 以及 HT200 的最小允许壁厚为 68mm。在采用砂型铸造时，箱体上铸造表面相交处，应设计成圆角过渡，以便于液态金属的流动。设计铸件结构时，还应注意沿拔模方向有 1:20或 1:10 的拔模斜度，以便于造型时的拔模。9.2.2 箱体结构的机械加工工艺性在设计箱体结构形状时，应尽可能减少机械加工面，以提高劳动生产率和减少刀具的磨损。同一轴心线上的轴承座孔的直径、精度和表面粗糙度尽可能一致，以便一次镗出，既可以缩短工时又容易保证精度。箱体上各轴承座的端面应位于同一平面内，且箱体两侧轴承座端面应于箱体中心平面对称，以便于加工和检验。箱体上任何一处加工表面与非加工表面必须严格分开，不要使它们处于同一表面上，或凸出或凹入，根据加工方法而定。53第 10 章 变速器箱体的附件设计1.检查孔以及检查孔盖 检查孔的位置应开在传动件啮合区的上方，并应有适宜的大小，以便手能伸入进行检查。检查孔平时用盖板盖住，盖板上应加防渗漏的垫片。盖板可用钢板、铸铁或有机玻璃制造。箱盖上安防盖板的表面进行刨削或铣削，故应有凸台，凸台高度一般取 35mm。2.油面指示装置 油面指示装置的种类很多，有油标尺、圆形油标、长形油标和管状油标等。在难以观察到的地方应该采用油标尺，其上刻有最高和最低油面的标线。长期连续工作的变速箱在油标尺外常装有油标尺套，以便能再不停车的情况下随时检查油面。3.通气器常用的通气器有通气螺塞和网式通气器两种结构型式。清洁环境可选用构造简单的通气螺塞；多尘环境应选用有过滤灰尘作用的网式通气器。通气器尺寸规格视变速器尺寸大小而定。4.放油孔及螺塞 变速器通常设置一个放油孔，也有设置两个的。螺塞有带圆柱细牙螺纹和圆锥螺纹的两种。圆柱螺纹螺塞自身不能防止漏油，因此在螺塞下面要放置一个封油垫片。5.定位销 在确定定位销的位置时，应使两定位销的距离尽量远些，以提高定位精度。为避免箱盖装反，两定位销的位置应明显不对称。除此之外还要照顾到装拆方便并避免与其他零件干涉。54第 11 章 变速器的润滑与密封 为减少内摩擦引起的零件磨损和功率损失，须在壳体内注入齿轮油，采用飞溅方式润滑各齿轮副，轴与轴承等零件表面。因此，壳体一侧有加油口，壳体底部有放油塞，油面高度即由加油口控制。在第一轴常啮合传动齿轮和第二轴上的齿轮上钻有径向油孔或是开有径向油槽，以便润滑所在部位的滚针轴承。 为了避免润滑油从第一轴与轴承盖之间的间隙流入离合器而影响其摩擦性能，在轴承盖内安装了橡胶油封，并在壳体上开有回油孔。为了防止润滑油从第二轴后端流到中央制动器的工作表面上，在变速器后盖内也装有橡胶油封，并在各轴承盖、后盖、上盖等集合面间装入密封纸垫16。近年来，在这些表面上又涂了密封胶，对防止漏油有明显效果。为了防止变速器工作时油温升高，气压增大而造成润滑油渗漏现象，在变速器上装有通气塞。除此之外，对脂润滑与稀油润滑等予以区分，并掌握润滑方式和密封方式，他们对变速器的密封与润滑起决定性作用。采用的不同密封材料，对于掌握和进行设计有很好的帮助。55第 12 章 操纵机构和箱体实体建模通过分析和计算，对变速器的零件进行校核，然后通过 CATIA 软件绘制变速器的三维零件图，如图 13.113.10 所示。图 13.1 箱体及操纵机构爆炸图图 13.2 下箱体零件图 图 13.3 操纵杆盖图 13.4 一、倒档操纵机构 图 13.5 二、三档操纵机构56 图 13.6 箱体中盖 图 13.7 通气塞图 13.8 弹簧 图 13.9 一轴端盖 图 13.10 自锁弹簧57第 13 章 结 论 本设计是设计神野牌轻型载货车变速器。根据设计初期所有的参数，对汽车变速器进行了研究和调查，搜集相关资料，汇总后进行设计和计算。最后绘制神野牌轻型载货车变速器总体的二维装配图，运用 CATIA 软件绘制其三维视图并进行渲染，同时绘制变速器所有箱体零件的二维零件图。本次设计的神野牌轻型载货汽车是发动机前置后驱型，所以变速器布置在驾驶员座位附近。直接操纵机构一般由变速杆、拨块、拨叉、拨叉轴以及安全装置等组成，多集中于变速器上盖或侧盖内，结构简单，操纵方便，因此本次设计变速器采用直接操纵机构。神野牌轻型载货汽车变速器选用中间轴式 5+1档变速器；各档均采用常啮合斜齿轮传动方案；换挡方式均为锁环式同步器换挡，变速器第一轴前端采用圆柱滚子轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承按直径系列一般选用中系列球轴承和圆柱滚子轴承；采用直接操纵机构；操纵机构中设有自锁装置，互锁装置，倒档锁装置；采用飞溅润滑，油润滑。对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用同步器挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了五档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求。58参考文献1 陈家瑞.汽车构造 第 5 版.北京：人民交通出版社，20122 王望予.汽车设计 第 4 版.北京：机械工业出版社，20113 中国汽车车型手册.中国汽车技术研究中心.中国汽车技术研究中心标准化研究所出版社,20034 汽车标准汇编 第四卷.中国汽车技术研究中心标准化所5 汽车设计标准资料手册.长春：吉林科技出版社，19926 汽车工程手册.自动车技术会小林明等.北京：机械工业出版社，19847 中国汽车技术研究中心标准化研究所.汽车标准汇编.中国汽车技术研究中心标准化研究所出版社， 20008 张红伟，王国林.汽车底盘构造及维修.北京：高等教育出版社，20059 邱言龙.国产汽车维修调整数据手册. 北京：机械工业出版社，200110 程乃士. 减速器和变速器设计与选用手册. 北京：机械工业出版社，200711 嘉木工作室. 实体建模实例教程. 北京：机械工业出版社，200312 唐忠荣. 手动变速器换挡行程设计分析. 上海：汽齿科技，2009.113 马怀琳. 汽车变速器的技术动向. 汽车制造与装备,2005(8)14 汽车工程手册编委会. 汽车工程手册. 北京：人民交通出版社， 200115 H. W. RuhLmAn AnD K. H. Cochey, The HyDRe-mAtic 290-A new mAnuAL TRAnsmission foR GeneRAL motoRs LigHT Duty TRucks. sAE 872226:88905916（日）武田信之，载货汽车设计，方泳龙译，北京，人民交通出版社，1998 60致 谢由田老师指导的设计，经过近三个月的紧张工作，将接近尾声。转眼间，大学四年很快就要结束了。在这次设计中，我不但巩固了以前所学的知识，还从中学到了很多新的东西，尤其是汽车设计、汽车理论、画法几何、机械设计等几门课程。这次的设计是大学期间的最后一次，同时也蕴含着重要的意义。这一次的设计是大学四年里我做的最最认真的一次，希望能通过设计使我这四年中学习到的知识和掌握的技能变的更加扎实，可以让老师看到我四年来的收获与成长。经过这半个学期的设计，我的专业知识和软件运用能力有了很大的提高。同时，我对关于变速器的一些新知识也有了良好的掌握。了解到设计的过程并不是设计者胡编乱造、异想天开就可以的，一个简单的零件的形状、尺寸都经常要考虑到各个方面的因素、涉及到许多专业与学科上的知识。由于个人经验的不足，常常忽略一些加工工艺的要求和装配中的合理性，经过指导教师田国红老师的悉心指导和教诲，一些设计上的问题得以顺利的解决，在这里我要对田老师表示由衷的感谢，感谢您的对我们设计计算、绘制工程图等进行反复检查，找出设计中存在的错误和问题，并教会我们如何进行改正。为了我们更好的了解变速器的构造，田老师还借来了实验室中的一个变速器实体，这对我们更好了解变速器内部构造及其工作原理带来了很大的帮助，也使我们在绘图过程中更加得心应手。同时我还要感谢和我一起进行设计的组员，感谢你们一路走来对我的帮助和照顾。在遇到问题时我们大家可以一起研究探讨，在设计进度慢的时候互相督促，正因为这样我的设计才能这么顺利的完成。最后感谢学校给我们这次设计的机会，体验到实际设计工作的过程。锻炼了我的思维逻辑能力，对事物的考虑也更加全面了。这次的设计使我的能力有了进一步的提高，我相信这些会让我受益终生的。61附 录专业外文翻译Manual transmission1.IntroductionThe purpose of the transmission in an automobile is to transfer the power created by the engine to the wheels via a drive shaft or half-axles. Differing gears in the transmission allow for different levels of torque to be applied to the wheels depending on the speed at which the vehicle is traveling. In order to change the level of torque the gears in the transmission need to be shifted either manually or automatically. In the beginning all transmissions were manual.French inventors Louis-Rene Panhard and Emile Levassor are credited with the development of the first modern manual transmission. They demonstrated their three-speed transmission in 1894 and the basic design is still the starting point for most contemporary manual transmissions.Panhard and Levassor used a chain drive on their original transmission. In 1898 auto maker Louis Renault used their basic design, but substituted a drive shaft for the drive chain and added a differential axle for the rear wheels to improve performance of the manual transmission.By the beginning of the 20th century most cars manufactured in the United States featured a non-synchronized manual transmission based on the Panhard/Levassor/Renault design. The next major innovation occurred in 1928 when Cadillac introduced the synchronized manual transmission, which significantly reduced gear grinding and made shifting smoother and easier.Manual transmissions were the standard on most vehicle for the first half of the 20th century, but automatic transmissions were being developed as far back as 1904. General Motors introduced the clutchless automatic transmission under the moniker, Hydra-Matic, in 1938, but the first true fully automatic transmission didnt appear until 1948 with the Buick Dynaflow transmission.2.Background62Americans tend to prefer automatic transmission in their vehicles while Western Europe is-and is expected to remain-the largest market for manual transmissions through 2014. Eastern Europe and Asia are also large markets for manual transmission although Japan appears to be embracing more automatic transmissions. In the United States, more manual transmissions are found in the Northern states than in the Southern states. It is surmised that manual transmissions give better control on icy roads and are thus more useful in the North where the winters are more harsh.Sports cars are often equipped with manual transmissions because they offer more direct driver involvement and better performance, though this is changing as many automakers move to faster dual-clutch transmissions, which are generally shifted with paddles located behind the steering wheel. For example, the 991 Porsche 911 GT3 uses Porsches PDK. Off-road vehicles and trucks often feature manual transmissions because they allow direct gear selection and are often more rugged than their automatic counterparts.Conversely, manual transmissions are no longer popular in many classes of cars sold in North America, Australia and some parts of Asia, although they remain dominant in Europe, Asia, Africa and Latin America. Nearly all cars are available with an automatic transmission option, and family cars and large trucks sold in the US are predominantly fitted with automatics, however in some cases if a buyer wishes he/she can have the car fitted with a manual transmission at the factory. In Europe most cars are sold with manual transmissions. Most luxury cars are only available with an automatic transmission. In most cases where both transmissions are available for a given car, automatics are an at cost option, but in some cases the reverse is true. Some cars, such as rental cars and taxis, are nearly universally equipped with automatic transmissions in countries such as the US, but the opposite is true in Europe. As of 2008, 75.2% of vehicles made in Western Europe were equipped with manual transmission, versus 16.1% with automatic and 8.7% with other.Some trucks have transmissions that look and behave like ordinary car transmissionsthese transmissions are used on lighter trucks, typically have up to 6 gears, and usually have synchromesh.3. Composition for Manual Transmission.Manual transmissions often feature a driver-operated clutch and a movable gear stick. Most automobile manual transmissions allow the driver to select any forward 63gear ratio (gear) at any time, but some, such as those commonly mounted on motorcycles and some types of racing cars, only allow the driver to select the next-higher or next-lower gear. This type of transmission is sometimes called a sequential manual transmission.In a manual transmission, the flywheel is attached to the engines crankshaft and spins along with it. The clutch disk is in between the pressure plate and the flywheel, and is held against the flywheel under pressure from the pressure plate. When the engine is running and the clutch is engaged (i.e., clutch pedal up), the flywheel spins the clutch plate and hence the transmission. As the clutch pedal is depressed, the throw out bearing is activated, which causes the pressure plate to stop applying pressure to the clutch disk. This makes the clutch plate stop receiving power from the engine, so that the gear can be shifted without damaging the transmission. When the clutch pedal is released, the throw out bearing is deactivated, and the clutch disk is again held against the flywheel, allowing it to start receiving power from the engine.Manual transmissions are characterized by gear ratios that are selectable by locking selected gear pairs to the output shaft inside the transmission.Contemporary automobile manual transmissions typically use four to six forward gear ratios and one reverse gear, although consumer automobile manual transmissions have been built with as few as two and as many as seven gears. Transmissions for heavy trucks and other heavy equipment usually have 8 to 25 gears so the transmission can offer both a wide range of gears and close gear ratios to keep the engine running in the power band. Operating aforementioned transmissions often use the same pattern of shifter movement with a single or multiple switches to engage the next sequence of gear selection.3.1 Transmission shaftLike other transmissions, a manual transmission has several shafts with various gears and other components attached to them. Typically, a rear-wheel-drive transmission has three shafts: an input shaft, a countershaft and an output shaft. The countershaft is sometimes called a layshaft.In many transmissions the input and output components of the mainshaft can be locked together to create a 1:1 gear ratio, causing the power flow to bypass the countershaft. The mainshaft then behaves like a single, solid shaft: a situation referred to as direct drive.Even in transmissions that do not feature direct drive, its an advantage for the input and output to lie along the same 64line, because this reduces the amount of torsion that the transmission case has to bear.Under one possible design, the transmissions input shaft has just one pinion gear, which drives the countershaft. Along the countershaft are mounted gears of various sizes, which rotate when the input shaft rotates. These gears correspond to the forward speeds and reverse. Each of the forward gears on the countershaft is permanently meshed with a corresponding gear on the output shaft. However, these driven gears are not rigidly attached to the output shaft: although the shaft runs through them, they spin independently of it, which is made possible by bearings in their hubs.3.2 SynchromeshMost modern manual-transmission vehicles are fitted with a synchronized gear box. Transmission gears are always in mesh and rotating, but gears on one shaft can freely rotate or be locked to the shaft. The synchronizer has to overcome the momentum of the entire input shaft and clutch disk when it is changing shaft rpm to match the new gear ratio. It can be abused by exposure to the momentum and power of the engine, which is what happens when attempts are made to select a gear without fully disengaging the clutch. This causes extra wear on the rings and sleeves, reducing their service life. When an experimenting driver tries to match the revs on a synchronized transmission and force it into gear without using the clutch, the synchronizer will make up for any discrepancy in RPM. The success in engaging the gear without clutching can deceive the driver into thinking that the RPM of the layshaft and transmission were actually exactly matched. Nevertheless, approximate rev. matching with clutching can decrease the difference in rotational speed between the layshaft and transmission gear shaft, therefore decreasing synchro wear.In a synchromesh gearbox, to correctly match the speed of the gear to that of the shaft as the gear is engaged the collar initially applies a force to a cone-shaped brass clutch attached to the gear, which brings the speeds to match prior to the collar locking into place. The collar is prevented from bridging the locking rings when the speeds are mismatched by synchro rings (also called blocker rings or baulk rings, the latter being spelled balk in the U.S.). The synchro ring rotates slightly due to the frictional torque from the cone clutch. In this position, the dog clutch is prevented from engaging. The brass clutch ring gradually causes parts to spin at the same speed. When they do spin the same speed, there is no more torque from the cone clutch and the dog clutch is allowed to fall into engagement. In a modern gearbox, the action of 65all of these components is so smooth and fast it is hardly noticed.3.3 ReverseReverse gear is usually not synchromesh, as there is only one reverse gear in the normal automotive transmission and changing gears into reverse while moving is not requiredand often highly undesirable, particularly at high forward speed. 3.4 ClutchAmong many different types of clutches, a dog clutch provides non-slip coupling of two rotating members. It is not at all suited to intentional slipping, in contrast with the foot-operated friction clutch of a manual-transmission car.The gear selector does not engage or disengage the actual gear teeth which are permanently meshed. Rather, the action of the gear selector is to lock one of the freely spinning gears to the shaft that runs through its hub. The shaft then spins together with that gear. The output shafts speed relative to the countershaft is determined by the ratio of the two gears: the one permanently attached to the countershaft, and that gears mate which is now locked to the output shaft.Locking the output shaft with a gear is achieved by means of a dog clutch selector. The dog clutch is a sliding selector mechanism which is splined to the output shaft, meaning that its hub has teeth that fit into slots (splines) on the shaft, forcing that shaft to rotate with it. However, the splines allow the selector to move back and forth on the shaft, which happens when it is pushed by a selector fork that is linked to the gear lever. The fork does not rotate, so it is attached to a collar bearing on the selector. The selector is typically symmetric: it slides between two gears and has a synchromesh and teeth on each side in order to lock either gear to the shaft.4.Fuel EconomyThe manual transmission couples the engine to the transmission with a rigid clutch instead of the torque converter on an automatic transmission or the v-belt of a continuously variable transmission, which slip by nature. Manual transmissions also lack the parasitic power consumption of the automatic transmissions hydraulic pump. Because of this, manual transmissions generally offer b
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