设计计算过程说明书

《设计计算过程说明书》由会员分享，可在线阅读，更多相关《设计计算过程说明书（37页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、1绪论1.1 课题背景及目的 现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。从40年代初,美国成功研制出两挡的液力-机械变速器以来,自动变速器技术得到了迅速发展.80年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。183年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展,自动变速器技术已经达到了相当高的水平。自动变速器与机械式变速器相比，具有许多不可比拟的优势：提高发动机和传动系统的使用寿命;提高汽车的通过性；具有良好的适应性；操纵更加方便. 目前，国内变速器厂商都朝无级变速器和自动变速器方向发展，国内

2、现已有好几款轿车已经应用上无级变速器,而重型汽车则采用中间轴的形式，将低速挡和高速挡区分开. 汽车行驶的速度是不断变化的,这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速（CotinuouslyVaiable Tansmissio简称”CVT”) 。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。围绕汽车变速箱四个研究方向，各国汽车变速器专家展开了激烈的角逐。 一、手动变速器（MT） 手动变速器（Manal Transissi）采用齿轮组，每挡的齿轮组的齿数是固定的，所以各挡的变速比也是个定值（也就是所谓的“级)。比如，一挡变速比是3

3、.85，二挡是25，再到五挡的0.75，这些数字再乘上主减速比就是总的传动比,总共有5个值（即有5个级）,所以它是有级变速器。 曾有人断言,繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课，从事物发展的角度来说，这话确实有道理.但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其它变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输,通常要装载数吨的货品,面对如此高的“压力,除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一挡有“劲”,这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段

4、，它的特点显露的非常明显.而对于其它新型的变速器,虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看,手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史,资历较深的司机都是“手动驾车的,他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍,但是大多数年轻的司机还是崇尚手动,尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车)也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中,教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够

5、让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三,随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说,经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅.例如,夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5挡 手动变速。 二、自动变速器（A） 自动变速器(uoaicTmissin），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。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。 在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时

6、候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美.而且，以北京市来说,现在的交通状况不好，堵车是经常的事情,有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动挡,则会反复地挂挡摘挡，操作十分烦琐,尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动挡,就不会这样麻烦了. 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合,通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀,难以发挥自动挡汽车的优势。 三、手动/自动变速器（AMT) 其实通过对一些车友的了解,他们并不希望摒弃传统的手动变速器,而且在某些时候也需

7、要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为Tecoic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚,让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+、“-”选择档位。在档时,可自由变换降档()或加档（)，如同手动档一样。 自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动挡，而在交通拥挤时使用自动挡，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到,手动变速器有着很大的使用群体，而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方,体现了“夫妻挡”。所

8、以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势.而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。 四、无级变速器 当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（an Drmens）发明.无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速,其传动比可以随意变化,没有换档的突跳感觉.它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器

9、，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换挡是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有2个挡。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化,并选定几个常用的速比作为常用的“挡。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比. 本设计采用手动变速器. 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其它变速器所不能替代的。 其次,从我国的具体情况来看,手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史. 第三,随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说,经济型轿车最为合适,手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家,而且经济

10、适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。12 论文构成及研究内容 在本次设计中,我们除了对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构.设计说明书包括以下一些内容： 1绪论。 机械式变速器的概述及其方案的确定。 。齿轮各参数的选择与计算. 4。变速器齿轮的强度计算与材料的选择。 5.变速器轴的强度计算与校核。 6.同步器设计理论及参数的确定。 机械式变速器的概述及其方案的确定 2。 变速器的功用和要求 变速器的功用是根据

11、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，变速器具有倒挡和空挡.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。2. 工作可靠，操纵方便。3. 重量轻、体积小。4. 传动效率高。5. 噪声小。2.2 变速器结构方案的确定 2.2。1 变速器传动机构的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(=0.960.9），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。 三轴式和两轴

12、式变速器得到的最广泛的应用. 中间轴式变速器传动方案的共同特点是：(1)设有直接挡; (）一挡有较大的传动比; （3）挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡)可以采用或不采用常啮合齿轮传动； （4）除一挡以外，其它挡位采用同步器或啮合套换挡；(5）除直接挡以外,其它挡位工作时的传动效率略低1。 由于所设计的是发动机前置后轮驱动,因此采用中间轴式变速器。图21示出了中间轴式五挡变速器传动方案。它特点是：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挡。使用直接挡，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,

13、可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接挡的利用率高于其它挡位,因而提高了变速器的使用寿命;在其它前进挡位工作时，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;挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,挡位低的齿轮（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挡以外的其它挡位的换挡机构,均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其它档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点

14、。在挡数相同的条件下,各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到挡传动方案上有差别1。本次设计选用方案。图- 中间轴式变速器传动方案 2。2.2倒挡传动方案 图2为常见的倒挡布置方案.图2-2b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22c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22d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2所示方案。图22e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2-2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

15、速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图22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。 设计采用图2-所示的传动方案。图22 变速器倒挡传动方案 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挡与倒挡，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1。2。 变速器主要零件结构的方案分析 变速器的设计方案

16、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。 。3。 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.2.。 换挡结构型式 换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种.本设计采用同步器换挡。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击,使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，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

17、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。 l、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；-输出轴；1、11齿轮图锁环式同步器3 变速器齿轮的设计 3.1齿轮传动的失效形式 汽车变速器的齿轮都是装载经过精确加工而且封闭严密的变速箱里，属于闭式齿轮传动。它与开式或半开式齿轮传动相比，润滑及防护等条件都要好得多。一般地说，齿轮传动的失效主要是轮齿的失效,而轮齿的失效形式又是多种多样的，较为常见的有轮齿折断、齿面点蚀、齿面胶合等形式。至于齿轮的其它部分(如齿圈、轮辐、轮毂等）

18、，除了对齿轮的质量大小需要严格限制外，通常指按经验设计，所定的尺寸对强度及刚度来说均较富裕，实践中也极少失效。 3.1。 齿轮折断 轮齿折断有多种形式，在正常工况下,主要是齿根弯曲疲劳折断，因为轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用,当轮齿重复收载后，齿根处就会产生疲劳裂纹,并逐步扩展,致使轮齿疲劳折断。 此外,在轮齿受到突然过载时,也可能出现过载折断或剪断；在轮齿经过严重磨损后齿后过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断。 为了提高轮齿的抗折断能力,可采取下列措施:1)用增大齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法来减小齿根应力集中；2)

19、增大轴及支撑的刚度,使轮齿接触线上受载较为均匀；3)采用合适的热处理方法使齿芯材料具有足够的韧性；4）采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理。 .1。2 齿面点蚀 点蚀是齿面疲劳损伤的现象之一。在润滑良好的闭式齿轮传动中，常见的失效形式多为点蚀。所谓点蚀就是齿面材料在变化着的接触应力作用下，由于疲劳而产生的麻点状损伤现象。齿面上最初出现的点蚀仅为针状大小的麻点，如工作条件未加改善,麻点就会逐步扩大,甚至数点连成一片,最后形成了明显的齿面损伤。 轮齿在啮合过程中,齿面间的相对滑动起着形成润滑膜的作用,而且相对滑动速度越高，润滑也就越好。当轮齿在靠近接线处啮合时，由于相对滑动速度低,形成油

20、膜的条件差，润滑不良，摩擦力较大，特别是直齿轮传动中，通常这时只有一对齿啮合，轮齿受力也最大，因此，点蚀就首先出现在靠近节线的齿根面上，然后再向其它部位扩展。从相对意义上来说,也就是靠近节线处的齿根面抵抗点蚀的能力最差。 提高接触强度的措施，一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度,如采用许用应力大的钢材等。3。3 齿面胶合 对于高速重载的齿轮传中，齿面间的压力大,瞬时温度高，润滑效果差,当瞬时温度过高时,相啮合的两齿面就会粘在一起,由于此时两齿面又在相对运动,向粘结的部位即使撕破,于是在齿面上演相对滑动的方向形成伤痕,成为胶合。 加强润滑措施，采用抗胶合能力强的润滑油

21、，在润滑油中加入极压添加剂等，均可防止或减轻齿面的胶合3. 3。2 变速器齿轮设计步骤 齿轮设计主要是对齿轮参数的选取 。1模数的选取 遵循的一般原则:为了减少噪声应合理减小模数，增加齿宽;为使质量小,增加模数,同时减少齿宽;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。 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。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。 32.2 压力角 压力角较小时,重合度大，传动

22、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，取大些。变速器齿轮用20,啮合套或同步器的接合齿压力角用30。3.23 螺旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响.从提高低挡齿轮的抗弯强度出发,不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角1。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡,以减少轴承负荷,提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，

23、在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋.轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的），而此时第二轴则没有轴向力作用. 根据图 3.1 可知,欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡,须满足下述条件 由于 TF1r=Fn2r，为使两轴向力平衡，必须满足 式中,Fa1，Fa2为轴向力，F1，Fn2 为圆周力r1,r 为节圆半径；为中间轴传递的转矩。 图 3。1 中间轴轴向力的平衡 最后可用调整螺旋角的方法，使

24、各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用: 两轴式变速器为 203 中间轴式变速器为 2234 货车变速器:84 32。齿宽b 应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均有影响2。 考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸,应该选用较小的齿宽.减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀. 通常跟据齿轮模数m的大小来选定齿宽。 直齿：bm，为齿宽系数，取为.58。0 斜齿:b

25、，取6。053。各档传动比的确定本设计采用的是五挡变速器。首先，确定一挡传动比时,要考虑下列因素：汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车最低稳定车速及主要传动比等.1先确定最小传动比传动系最小传动比可由变速器最小传动比和主减速器传动比的乘积来表示。 =* （3)通常变速器最小传动比取决于传动系的最小传动比和最小传动比，而根据汽车理论,汽车最高车速时变速器传动比最小，根据公式 =0.377 (3-） 式中：为最大车速，km;为发动机转速,r/min；r为车轮半径,;为特指最高挡传动比.可得 =0。.77 (5)一般来说,汽车发挥最大车速与对应的发动机转速有如下关系 =式中：为发动机额定转速与

26、直接挡车速之比。一般小客车为34，货车为450，为发动机额定转速;为直接当最大车速.本次设计中取35可得50r/mi轮胎选用85/6013 80 H=02 （m)=。377=3。641* 直接挡=1 所以 =64=44*1.6718 。m*162=4 kw2。 根据最大爬坡度确定一挡传动比汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力.由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，这时有: （3)其中：为最大驱动力； 为滚动阻力； (7） 为最大上坡阻力。 （8) （9)带入式（3-）,得 其中：为发动机最大转矩； 为变速器一挡传动比; 为主传动器传动比； 为汽车传

27、动系总效率； 为汽车总质量； 为重力加速度； 为道路最大阻力系数; 为驱动轮滚动半径； 为滚动阻力系数；f008 选自汽车理论曹红兵 为道路最大上坡角.由以上得= =。812. 根据驱动轮与路面的附着力确定一挡传动比汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力,此条件可用下列不等式表示： (-10)其中： 为道路附着系数，计算时取; 为驱动轮垂直反力；=052*(120+500)*9。8=1803.52N由以上得 =6 变速器传动比范围是16。5最高挡传动比一般取1,即三轴变速器的直接挡做为最高挡。其它各挡传动比为： i41 , =q*4，=q*其中：为几何级做

28、的公式: （1）即: 4=1， 1.6， i2=2。,倒档 6。33。4 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距，齿轮模数以后，可根据变速器的挡数,传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。以本次设计四挡变速器为例，说明分配齿数的方法.尽可能使各挡齿轮的齿数比不是整数.图3。3 变速器传动示意图3.31 确定一挡齿轮的齿数 初选中心距 .=697 （m)式中：为中心距系数；轿车为8。9-93;货车为8。6-9.6;为发动机最大转矩,N.M；为变速器挡传动比；为变速器传动效率，取97。一挡传动比 ，初选模数为2。5，螺旋角 = （12） 如果齿数确定了,则与的传动比可求出.为了求与的齿数，先求其齿数和 斜齿

29、 （313） 齿数和 取56,轿车中间轴式变速器中间轴上一挡齿轮齿数在15-7 ,货车在12-17中选。（选自汽车设计书)取 则 3 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 和齿轮变位系数新计算中心距,在以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。 (m)对螺旋角进行核算 .。 确定常啮合传动齿轮副的齿数由（312）得 （-4)常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮中心距相等即A= （31) 常啮合传动齿轮采用斜齿轮 取2.5初选螺旋角由（315)(3-）得 核算传动比 与6.相差不大，则齿数分配合适.3.3.4确定其它各挡的齿数二挡齿轮齿数计算二挡齿轮选用模数选用

30、2。 （319） （320) （3-21）解上述三式得 ；对传动比和螺旋角进行核算 与2.相差不大,则齿数合适。 = 四挡齿轮齿数计算四挡齿轮选用斜齿轮 (32） （323） （3-24） 解上述三式得 ; ； 对传动比和螺旋角进行核算 与1。6相等,则齿数合适.= 五挡（直接挡）的齿数计算 直接挡通过第二轴的前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，而且保持两轴轴线在同一个直线上，同步器将他们连接后可得到直接挡。图 3。3倒挡机构的示意图 一挡、倒挡齿轮常选用相同的模数，初选螺旋角22。此时R档的传动比为：i= （3-2)为了初步求出Z7和Z13，可以假设齿轮17和齿轮13已经啮合,则由中心距相等的

31、条件得: A= （26）根据以上求出 ; 核算螺旋角倒挡轴上的倒挡齿轮一般在21-23之间，初步选取倒档齿轮齿数为:=2，为了保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮13和的齿顶圆之间应有0。5m以上的间隙,则齿轮13的齿顶圆直径e13为: 倒挡轴与中间轴的中心距 倒挡轴与第二轴的中心距 直齿轮分度圆直径 Z斜齿轮分度圆直径 =齿轮齿顶高 齿轮齿根高 齿轮齿全高 齿轮齿顶圆直径 齿轮齿根高直径 齿轮齿距 齿轮齿厚 齿轮齿槽宽 齿轮顶隙 齿轮齿宽 综上所述，本次设计变速器的齿轮参数如表3表 31齿轮参数齿轮编号齿数分度圆直径模数螺旋角齿宽2148。32。524256052.6518.207668

32、.42。519220140107.52。50。815123798。62.21。32015255.22.521。31511643。2。5213251644。12.20。8219271.12。519.220203386.2.18.820213797.25420变速器各挡传动比的精确值：一挡传动比：二挡传动比：=三挡传动比:=四挡传动比：=1倒挡传动比：= 4 齿轮的材料及其选择原则 由齿轮的失效形式可知,设计齿轮传动时,应是齿面具有较高的抗磨损、抗点蚀、抗胶合及抗塑性变形的能力。因此，对齿轮材料性能的基本要求为:齿面要硬,齿芯要韧。 4。1常用的齿轮材料 。 钢 钢材韧性较好，耐冲击,还可通过热处

33、理或化学处理来改善其力学性能及提高齿面的硬度，故最适合用来制造齿轮。 锻钢 除尺寸过大或者是结构形状复杂只宜铸造者外，一般都用锻钢制造齿轮，常用的是含碳量再0.56的碳钢或合金钢。制造齿轮的锻钢可分为： 经热处理后切齿的齿轮所用的锻钢刚度与强度、速度及精度都要求不高的齿轮，应采用软齿面(硬度350HBS)以便切齿，并使刀具不致迅速磨损变钝。因此,应将齿轮毛坯经过常化（正火）或调质处理后切齿。切制后即为成品.其精度一般为级，精切时可达7级。这类齿轮制造简便、经济、生产率高.需进行精加工的齿轮所用的锻钢 高速、重载及精密机器(如精密机床、航空发动机）所用的主要传动齿轮，除要求材料性能外，轮齿具有高

34、强度及齿面的高硬度(如586HRC）外，还应进行磨齿等精加工。 铸钢 铸钢的耐磨性及强度均较好，但应经过退火及常化处理，必要时也可进行调质处理。铸钢常用于尺寸较大的齿轮1。1。2铸铁 灰铸铁性质较脆，抗冲击及耐磨性均较差，但抗胶合及抗点蚀的能力较好.灰铸铁齿轮常用于工作平稳,速度较低，功率不大的场合. 4。3非金属材料 对于高速、轻载及精度不高的齿轮传动，为了降低噪声，常用非金属材料(日夹布塑胶、尼龙等）作小齿轮,大齿轮仍用钢或铸铁制造。为使大齿轮具有足够的抗磨损及抗点蚀的能力，齿面的硬度应为0350 H。 。2齿轮材料的选择原则 齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多,下述几点可供选

35、择材料时参考： （1)齿轮材料必须满足工作条件的要求。例如,用于飞行器上的齿轮，要满足质量轻、传动功率达和可靠性高的要求，因此必须选择力学性能高的合金钢；矿山机械钟的齿轮传动,一般功率很大、工作速度较低、周围环境中粉尘行量极高，因此往往选择铸钢或铸铁等材料；家用及办公用的机械的功率很小，但要求传动平稳、低噪声或无噪声、以及能再少润滑货物润滑状态下正常工作,因此常选用工程塑料作为齿轮材料.总之，工作条件的要求是选择齿轮材料时首先应考虑的因素。 （）应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成型方法及热处理和制造工艺.大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁作为齿轮材料。中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常选

36、用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而要求不高时，可选用圆钢作毛坯。 齿轮表面硬化的方法有:渗碳、氮化和表面淬火。采用渗碳工艺时,应选用低碳钢或低碳合金钢作齿轮材料；氮化钢和调质钢能采用氮化工艺；采用表面淬火时,对材料没有特别的要求. (3)正火碳钢，不论毛坯的制作方法如何，只能用于制作载荷平稳或轻度从几下工作的齿轮，不能承受大的冲击载荷；调制碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。 (4）合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮. (5）飞行器中的齿轮传动，要求齿轮尺寸尽可能小，应采用表面硬化处理的高强度合金钢。 43 圆柱齿轮强度的简化计算方法变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表

37、层的高硬度和芯部的高韧性相结合， 能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳的能力.在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。值得指出的是,对齿轮进行强力喷丸处理之后,齿轮弯曲疲劳寿命和解除疲劳寿命都能提高。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形;磨齿齿轮精度高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度,使得传动平稳、效率提高；在同样符合的条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要。1 接触强度计算 用下列公式计算接触强度 （4-1）其中: 法面内基圆周切向力，;-端面内分度圆切向力,;-计算转矩,计算转矩;节圆直径；节圆压力角；-齿轮接触实际宽度；齿轮材料弹性摸量,钢材取；，-主动及被动齿轮节圆处齿

38、廓曲率半径;其中: ， ， ,分别为主动及被动齿轮节圆半径;当计算载荷按计算时,变速器齿轮的许用接触应力见表-1。表1 变速器齿轮许用接触应力 类型档位 渗碳齿轮/MPa氰化齿轮Ma一挡和倒挡19020009501000常啮合和高挡1300140065700。32 弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力为 （4-），m;,可近似的取1。5 ;m 为模数m,为齿形系数 ，见下图。为啮合度取。许用应力为4000MPa（直齿轮）；1830MPa（轿车斜齿轮)；10250P(货车斜齿轮）4。3 各个齿轮的强度具体计算 变速器第一轴齿轮(齿轮2）与18啮合，倒挡齿轮13与齿轮1啮合端面内分度圆切向力 N N N

39、N法面内基圆周切向力 N N N N mm m m一挡与倒挡齿轮的接触应力一挡与倒挡齿轮的弯曲应力 经过计算齿轮接触应力j与弯曲应力w均不大于许用应力，故合格以上齿轮均选用0r钢正火加表面淬火处理。5 变速器轴的设计 5。1 轴的设计 5.1轴的功用及其设计要求 变速器在工作是承受力扭矩、弯矩,因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足,在负荷作用下，轴会产生过大的变形,影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同. 设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度,轴上花键型式和尺寸。 轴的结构主要依据变速器结构布

40、置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。 5。1.2 轴的尺寸 轴的直径d 与支承跨度长度L之间关系可按下式选取: 第一轴及中间轴: =0。018 (5-1） 第二轴:=0。180.1 （52） 第二轴及中间轴最大轴径：a=(0。4）A(mm) （-3) 第一轴花键部分直径：=(4.0 4。6） (5） 式中：emax发动机最大转矩,N.A-变速器中心距，m5。1.3 轴的结构设计 轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定。并与工艺要求有密切关系。 在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体,前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。轴承外径比第其直径根据前轴承内径确定。第一轴花键尺

41、寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑.第一轴的长度根据离合器总称轴向尺寸确定.确定第一轴后径时，希望一轴上常啮合齿圈外径大，便于装拆第一轴。 第二轴前颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针轴承。第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好,承载能力大，花键齿短,其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用渐开线花键是以大径定心更合适。第二轴各挡齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承、衬套还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高,不应低于.8。表面硬度不应低于HRC

42、563.在一般情况下轴上还应开螺旋油槽,以保证充分润滑。在低挡时,齿轮须轴向滑动挂挡（有些变速器）齿轮处，轴上花键采用矩形花键，因为挂挡时，齿轮须轴向滑动，要求定中心好滑动灵活。所以除要求定中心的外径磨削外,一般键齿侧面也需要磨削,而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。 第二轴制成阶梯式,便于齿轮安装,从受力和合理使用材料看，这也是需要的.各截面尺寸要避免相差悬殊,轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成轴折断。轻型汽车变速器各档位常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面有相对摩擦,同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力,这是很不利的。因此只在轻型汽车上采用。第二

43、轴尾端螺纹不应淬硬. 轻型汽车（尤其是轿车)为了缩短传动轴的长度，常常将第二轴做得很长,在长的后体设有辅助支承。有些变速器低档、倒档或超速档传动往往不只在一体上。 变速器中间轴有旋转式和固定式两种： 固定式中间轴是根光轴，近期支撑作用,其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结因此光轴有两种配合公差的轴径。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。轻型汽车的中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖。因而多采用固定式中间轴.旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小，常和轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换

44、。如结构尺寸允许，应尽量用旋转式中间轴而不用固定式中间轴2。 我这次设计的变速器就是采用的旋转式中间轴.中间轴的前轴承运用圆柱滚子轴承,从前之后依次是常啮合齿轮，四挡齿轮，三挡齿轮，二挡齿轮，一挡齿轮由于尺寸较小，就与中间轴制成一体。.2 轴的受力分析与校核计算 52. 轴的受力分析 计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决于齿轮上的作用力。 不同档位时,轴所受到的力及支承反力是不同的，须分别计算。齿轮上的作用力认为在有效齿面宽的中点。轴承上的支撑反力作用点，对于向心轴承取宽度方向中点;对向心推力轴承,取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对圆锥滚子轴承， 取滚动体

45、宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点。 图5.1 第二轴受力分析图。2 中间轴受力分析5。2。2 轴的强度计算 由变速器结构布置并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出不同档位时的各支反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩： M弯 =Px （55)式中:x支撑中心至计算断面距离. 确定危险断面,取危险断面处合成弯矩和扭矩最大值（因为各档时弯矩图不同）计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。 弯曲应力w= （6) 扭转应力= （57） 式中：Ww为轴截面抗弯截面系数,W为轴截面抗扭截面系数。圆截面:Ww= n=.2.3刚度计算轴在垂直平面内产生的挠度和在

46、水平面内的转角对齿轮工作影响最大，如图5。3所示.前者使齿轮中心距发生变化，并破坏了齿轮的正确啮合；后者使主从动齿轮相互歪斜，会使沿齿长方向的压力分布不正确.初步确定轴的尺寸后，可对轴进行刚度和强度校核.欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力,必须先求第二轴的支点反力。挡位不同,不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行校核。将轴看作铰接支承的梁,作用在第一轴上的转矩应取。计算时,仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角.第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近,负荷又小,通常挠度不大,故可不计算.变速器齿轮在轴上的位置如图54所示时,若轴在垂直面内挠度为

47、，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算 （5-） （59） （510）上几式中,为齿轮齿宽中间平面上的圆周力（)；为齿轮齿宽中间平面上的径向力（）；为弹性模量(MPa) E=2。* Ma；为惯性矩（mm）;为齿轮上的作用力距支座的距离（mm）；为齿轮上的作用力距支座B的距离（mm）；为支座间的距离(mm)。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为，齿轮所在平面的转角不应超过。002rad,轴的全挠度.图53轴的受力和变形图在变速器第二轴上有一些常啮合齿轮(它们与中间轴上的相应齿轮常啮合),它们常常通过青铜衬套或滚针轴承装在第二轴上,也有直接装在轴上的，因为这些齿轮可以起到限制轴变形的作用，从而

48、可提高轴的刚度。图.4 变速器轴的挠度和转角各档时二轴与中间轴强度与刚度的具体计算：一档时第二轴刚度校核:如轴图可知 a3mm=15L=2mm有上述的结果进行比较满足设计要求。一挡时第二轴强度的校核满足设计要求。一挡时中间轴刚度的校核由图可知 =13m b=1m L263m 有上述的结果进行比较 满足设计要求。 一挡时中间轴强度的校核 满足设计要求.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，但又不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相同)换挡的缺点，现已很少使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。 6。1惯性式同步器 惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角

49、速度达到完全相等之前,不允许换挡，因而能完善地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。 按结构分,惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但又摩擦元件、锁止元件和弹性元件1。图 6。所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环2和齿轮3上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套1的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4.锁销与同步环刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧.在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销的凹槽中,使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。滑动齿

50、套与同步环之间为弹性连接。图6。b所示锁环式同步器摩擦元件，是通过滑动齿套8及锁环9上的锥面来实现的。作为锁止元件是锁环9的内齿和做在齿轮10上的接合齿端部。齿轮1和锁环9之间是弹性连接。 在惯性式同步器中b弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时,又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行. 锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大,使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中. 滑块式同步器本质上是锁环式同步器，它工作可靠、零件耐用;但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在同步锥环的接合齿

51、上,会因齿端磨损而失效，因而主要用于轿车和轻型货车变速器中。、8滑动齿套 2同步环 、0-齿轮 4-锁销5钢球 6-销7弹簧9锁环图 6.1 惯性使同步器结构方案 a)锁销式 b)锁环式 多锥式同步器的锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间 再插入两个辅助同步锥,如图6所示。图 6。 多锥式同步器图 6.3波舍式同步器 由于锥表面的有效摩擦面积成倍地增加，同步转矩（在同步器摩擦锥面上产生的摩擦力矩）也相应增加，因而具有较大的转矩容量和低热负荷。这不但改善了同步效能,增加了可靠性,而且使换挡力大为减小。若保持换挡力不变,则可缩短同步时间。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器以及

52、分动器中。 惯性增力式同步器又称为波舍（Prseh）式同步器,见图6。3.它能可靠地保证只在同步状态下实现换挡。只要啮合套和换挡齿轮之间存在转速差，弹簧片的支承力就阻止同步环缩小，从而也就阻止了啮合套移动.只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载荷，于是对同步环直径的缩小失去阻力，这样才可能实现换挡。波舍式同步器的摩擦力矩大、结构简单、工作可靠、轴向尺寸短，适用于货车变速器。 62同步器工作原理 同步器换挡过程由三个阶段组成.第一阶段：同步器离开中间位置,做轴向移动并靠在摩擦面上.摩擦面相互接触瞬间，如图5。1所示，由于齿轮的角速度3,和滑动齿套的角速度l不同，在摩擦力矩作用下锁销4相对滑动齿套1转

53、动一个不大的角度，并占据图上所示的锁止位置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。第二阶段：来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于,3和 不等，在上述表面产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车和变速器输入轴转动零件相连接。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套1和齿轮的转速逐渐接近,其角速度差=13减小了。在=瞬间同步过程结束。第三阶段：0，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态,此时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。 6。3同步器的主要参数的确定 .1 摩擦系数f 汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，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素有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部