4档位汽车变速器设计【中间轴式四档手动变速器设计】【sw】

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绪论1.1概述现代汽车的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有相当多的优点，如体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的牵引力的数倍。而且一般发动机如果直接与车轮相连，其输出转速换算到对应的汽车车速上，将达到现代汽车极限速度的数倍。上述发动机牵引力、转速与汽车牵引力、车速要求之间的矛盾，单靠现代汽车内燃机本身是无法解决的。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。另外，现代汽车的使用条件极为复杂，在不同场合下有不同的要求。往往要受到如载运量、道路坡度、路面好坏及交通是否通畅等条件的影响。这就要求汽车的牵引力和车速能在较大范围内变化，以适应使用的要求。在条件良好的平直路面上要能以高速行驶，而在路面不平和有较大坡度时能提供较大的扭矩。变速箱的多挡位选择就能满足这些需求。此外，发动机在不同工况下，燃油的消耗量也是不一样的。驾驶员可以根据具体情况，选择变速器的某一挡位，来减少燃油的消耗。在某些情况下，汽车还需要能倒向行驶。发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速器的倒挡齿轮来实现。变速器在发动机和汽车之间主要起着匹配作用，通过改变变速器的传动比，可以使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定转速是难以达到的。变速器的倒档使汽车可以倒退行驶；其空档使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机与传动系分离。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据需要，还可以加装动力输出器。按传动比变化方式，变速器可以分为有级式、无级式和综合式三种。有级式变速器应用最为广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系形式不同，有轴线固定式（普通变速器）和轴线旋转式变速器（行星齿轮变速器）两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有35个前进档和一个倒档，在重型货车用的组合变速器中，则有更多档位。所谓变速器档数即指其前进档位数。无级式变速器的传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式（动液式）两种。综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大值与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化，目前应用较多。变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换档操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率性等都有直的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及发动机的参数作优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程咬合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其它结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换档轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双及三中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换档机构等新结构也相继问世。变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴等。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下的设计要求。 正确地选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及主减速比作优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。 设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；使汽车可以倒退行驶。 体积小、质量小、承载能力强、使用寿命长、工作可靠。 操纵简单、准确、轻便、迅速。 传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。 制造工艺性好、造价低廉、维修方便。 贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。 需要时应设置动力输出装置。1.2 国内外发展趋势改革开放30年来,我国汽车变速器行业随着整车行业的快速发展而为断发展壮大,形成了一批颇具规模的变速器企业.大多数本土变速器企业在引进消化吸收国外先进技术方面取得了突出成绩,并不断坚持自主创新,在手动变速器领域,尤其在重型车用和微型车用手动变速器上,涌现了大量的自主创新的产品.另外,一些跨国公司狡或合资的变速器企业开始陆续在中国设厂,为满足持续高速增长的中国汽车市场需要作出了非常大的贡献.21世纪汽车工业成为中国经济发展的支柱产业之一,汽车对各系统部件的设计需求旺盛.其实,汽车与人一样,也是有着整套健康系统的有机结合体.发动机是以及,车轮、底盘与悬挂是躯干与四肢，然而连接他们的，是类似于人体经的变速器系统。变速器技术的发展方向如下：（1）节能与环境保护。表示且的节能与环境保护既包括传动系统本身的节能与环境保护，也包括发动机本身的节能与环境保护。因此研究高效率的传动副来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和形式工况来设计变速器，提高传动效率和最低污染物排放区运行等措施。（2）应用新型材料。材料科学与技术是21世纪重点发展的科学技术领域。各种新型材料在变速器中的应用已经推动了汽车技术的发展和性能的提高。（3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向。1.3 设计思路本次设计主要有以下的思路形成：（1） 对变速器进行总体设计，选择变数器的传动方案；（2） 对变速器的齿轮齿数及传动比等进行确认；（3） 对变速器的齿轮与轴进行了强度计算；（4） 初选了同步器和轴承的型号。第二章 变速器机构方案的确定2.1 传动机构布置方案分析本设计应用的总体布置方案如图2.1所示，发动机的动力经过离合器、变速器、万向传动装置（万向节和传动轴）、主减速器、差速器、半轴，传到驱动轮。 1.离合器； 2.变速器； 3.万向传动装置； 4.驱动桥图2.1 汽车传动的总体布置方案变速器由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进挡数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。2.1.1 固定轴式变速器（1）两轴式变速器 固定轴式中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便，中间挡位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。所以我选择的是中间轴式的变速器。（2）中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动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。各传动方案的共同特点是：变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档。多数传动方案中除一档外的其它档位换档机构，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齿套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。在档数相同的条件下，各中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数、轴的支承方式、换档方式和倒档传动方案以及档位布置顺序上有差别。由于本设计针对的是轻型汽车，中间轴式五档和六档变速器体积和质量显得过于庞大，而且传动比大不适用于本设计，因此，选用中间轴式三轴四档变速器设计方案。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乘用车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，将第二轴加长，置于附加的壳体内。如果在附加壳体内布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减小变速器主体部分的外形尺寸及提高中间轴和输出轴的刚度。因此，这种方案比较适合本设计，但需要加以改进。2.1.2 倒档布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。图2.2 倒档布置方案(d)(c)(b)(a) 图2.2为常见的倒档布置方案。图2.2(a)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；但换档时要求有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图2.2(b)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2.2(c)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2.2(d)所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档更为轻便。综上所述，方案(c)较为适合本设计变速器的一档或倒档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从抵档到高档的顺序布置各档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒档设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒档时驾驶员移动变速杆的方向改变了。为防止意外挂入倒档，一般在挂倒档时设有一个挂倒档时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。从这一点来考虑，图2.3(a)、(b)的换档方案比图2.3(c)的方案更合理。图2.3(c)所示方案在挂一档时也需克服用来防止误挂倒档所产生的力，这对换档不熟练的驾驶员是不利的。除此之外，倒档的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒档轴的受力情况有影响。 图2.3 变速杆换档位置与顺序(c)(b)(a)2.1.3四档变速器结构图2.4 四档变速器结构方案图2.4为中间轴式四档变速器结构简图。其结构特点是：前进档全部采用常啮合齿轮传动，用同步器换档，同步器装在第二轴上；本设计就是选择的这种方案并在其基础上进行局部改进优化设计的。2.2零、部件结构方案分析2.2.1齿轮形式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、运转平稳、工作噪声低等优点；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，并导变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档，本设计为一档和倒档采用直齿圆柱齿轮，二、三、四档常啮合齿轮采用斜齿圆柱齿轮。2.2.2换档机构形式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。汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换档，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换档产生的噪声又使乘坐舒适性降低。除此之外，采用直齿滑动齿轮换档时，换档行程长也是它的缺点。因此现在已很少在轻型汽车的变速器中使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换档。这时，不仅换档行程短，同时因承受换档冲击的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换档冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，目前这种换档方法只在某些要求不高档位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术程度无关，从而提高了汽车 的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。本设计的全部前进档位均采用同步器换档。2.2.3变速器轴承作旋转运动的变速器轴支承在壳体或其它部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱辊子轴承、球轴承、滚针轴承圆锥辊子轴承、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的。汽车变速器结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱辊子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。本设计主要针对的是轻型汽车，故内腔空间比较狭小，只能采用滚针轴承，而第二轴后端采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处用轴承外圈有挡圈的球轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但在壳体前端面布置轴承盖有困难，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱辊子轴承来承受径向力，而后端采用外圈有挡圈的球轴承或圆柱辊子轴承，本设计两端均采用有挡圈的球轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按之直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱辊子轴承。滚针轴承、滑动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。滚针轴承有滚动摩擦损失小、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。为了设计的整体质量，在设计中采用滚针轴承。第三章 变速器主要参数的选取变速器设计时选取的各主要参数将直接影响变速器的技术性能及与汽车发动机和其它传动系匹配，因此，选择合适的主要参数就显得尤为重要。3.1变速器的传动比范围、档位数及各档传动比3.1.1档数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。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。商用车变速器采用45个档或多档。载荷质量在2.03.5吨的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0吨的货车采用六档变速器。本设计主要应用在旅行车和一吨级轻型货车上，所以采用四档变速器。3.1.2传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值。本设计最高档位是四档，传动比为1.0。本设计的一些重要技术参数见表3.1考虑到汽车在平坦硬路面上行驶时的燃油经济性，变速器的最高档位多为直接档（传动比为1）或超速档（传动比小于1）。这时汽车的动力性及燃油经济性由发动机及驱动桥减速比决定。变速器低档（一档，有时还有爬坡档）的传动比则决定了汽车的最大爬坡度。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速，以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑。表3.1 变速器设计原始参数表发动机最大扭矩190Nm发动机最大功率109kw空载整车质量1430kg平均转速4778r/min满载时后轴轴荷1389kg设计最高时速发动机型号Laz-fe190km/h车轮滚动半径330mm项目参数主减速比4.965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，查文献1，4-1可知： （3.1）式中：汽车总质量；重力加速度；道路最大阻力系数；驱动车轮的滚动半径；发动机最大转矩；主减速比；汽车传动系的传动效率；最大爬坡度；滚动阻力系数；变速器一档传动比。则由最大爬坡度要求的变速器一档传动比查文献1，4-4可知： （3.2） =3.656根据驱动车轮与路面的附着条件有： （3.3）式中：汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；道路的附着系数，计算时取。求得的变速器一档传动比查文献1，4-4可知： （3.4）=4.141根据本设计要求的具体情况和上述条件可以初选一档传动比。3.1.3各档传动比变速器最高档的传动比与最低档的传动比确定以后，中间各档的传动比理论上是按公比查文献1，4-4可知： （3.5）的几何级数排列，式中为档位数（），四档传动比。=1.55 实际上各档传动比之间的排列与几何级数排列略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比医小些，以便于换档。另外还要考虑与发动机参数的合理配合。因此初选各档传动比：3.2.变速器中心距A的确定 对中间轴式变速器而言，其中心距系指第一、第二中心线与中间轴中心线之间的距离。变速器的中心距对其尺寸及质量的大小有直接影响，它也代表着变速器的承载能力。三轴式变速器的中心距A，可根据对已有变速器的统计数据而得出经验公式进行初选，查文献1，4-4可知： （3.6）式中： 中心距系数，轿车取K=8.99.3，货车取K=8.69.6，多档变速器取K=9.511；发动机最大转矩，Nm；变速器一档传动比；变速器的传动效率，取。本设计变速器的中心距为：=79.82mm3.3外型尺寸的确定变速器的横向外型尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过度）齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为(3.03.4)。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四档 五档 六档当变速器选用的档数和同步器时，上述中心距应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距最好为正数。 轴向尺寸处取 mm3.4齿轮参数3.4.1模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。应该指出的，选取齿轮模数时一般遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以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，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数；变速器低档齿轮应选用大些的模数，其它档位选用另一种模数。结合本设计的具体情况查文献2，3-3可知：一档齿轮和倒档齿轮初选=3mm;其它档位初选mm。3.4.2压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。因此，理论上对于乘用车为加大重合度以降低噪声应取用14.5、15、1616.5等小些的压力角；对商用车为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。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压力角为 20。本设计从实际出发，为满足各项技术要求和工艺性要求查文献2，3-3可知：压力角。3.4.3螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛用。选取斜齿轮的螺旋角，因该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，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：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：乘用车变速器：两轴式变速器为2025；中间轴式变速器为2234； 本设计技术要求初选螺旋角。3.4.4齿宽在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小时斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，=6.0 mm,取20mm 斜齿，取为6.08.5，=8.0mm3.5各档齿轮齿数的分配3.5.1 确定一档齿轮的齿数一档传动比，查文献2，3-3可知： （3.8）如果和的齿数确定了, 则与的传动比可求出. 为了求和的齿数, 先求其齿数合，查文献2，3-3可知：斜齿直齿 （3.9） 计算后取为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取少些，以便使的传动比大些，在一定的条件下，的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承保证轮辐有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴承孔的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不易取多。乘用车中间轴式变速器一档传动比=3.53.8时，中间轴上一档齿数可在=1517之间选取，货车可在1217之间选用。一档大齿轮齿数用计算求得。由公式（3.9）得： , 取整为54初选=17，则=54-17=37对中心距进行修正： = =81 mm3.5.2确定常啮合传动齿轮副的齿数由公式（3.9）求出常啮合传动齿轮的传动比 （3.10）而常啮合传动齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，查文献2，3-3可知： （3.11）解方程式（3.10）和式（3.11）求与，、都应取整数；然后核算一档传动比，最后根据所确定的齿数，按式（3.11）算出精确的螺旋角。联立公式（3.10）和公式（3.11）得： 解方程组解得：由公式（3.11）算出精确的螺旋角： =3.5.3确定其它各档的齿数二档齿轮是斜齿轮： （3.12） 而 （3.13） 由公式（3.12）和公式（3.13）得： 解方程组 解得：此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，查文献2，3-3可知，还必须满足下列关系式： （3.14）由公式（3.14）得： =1.24 =1.59由于相差不大，满足设计要求，所以不需要调整。三档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，查文献2，3-3可知： （3.15）而 （3.16）查文献2，3-3可知：，由公式（3.15）和式（3.16）得： 解方程组 解得：此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，查文献2，3-3可知，还必须满足下列关系式： （3.17）由公式（3.17）得：=1.19 =1.15由于相差不大，满足设计要求，所以不需要调整。3.5.4确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档相近。图3.7所示倒档齿轮的齿数，一般在2128之间，初选=24，计算出中间轴与倒档轴的中心距，查文献可知： （3.18）由公式（3.18）得： =61.5 mm为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间保持有0.5mm以上的间隙，查文献2，3-3可知，齿轮9的齿顶圆直径应为：（3.19） 齿轮8的齿顶圆直径 =173 =51mm mm mm由公式（3.19）得 =261.5-57-1 =65mm由可得：mm齿轮圆整至变速器倒档传动比：计算倒档轴与第二轴的中心距查文献2，3-3可知：， （3.20） =91.5mm确定各档齿数后重新计算各档传动比一档 二档 三档 四档 倒档 第四章 变速器的设计计算变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。变速器在工作时，齿轮受到较大的冲击载荷作用；一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压造成齿面点蚀；换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷。 所以需要对齿轮进行计算和校荷。4.1轮齿设计计算与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，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。4.1.1齿轮弯曲强度计算 （1）一档直齿轮弯曲应力，查文献2，3-4可知： （4.1）式中： 弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）； 应力集中系数， =1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； 齿宽(mm)； 端面齿距，； 齿形系数，=0.46因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数带入式（4.1）后得 （4.2）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400800MPa, 查文献2，3-4可知，=600 MPa。由公式（4.2）得： =391.07MPa满足设计要求。（2）二档斜齿轮弯曲应力，查文献2，3-4可知： （4.3）弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）； ； 斜齿轮螺旋角( )，=30； 应力集中系数， =1.50； 齿宽(mm)； 法向齿距，； 齿形系数，=0.47 重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数带入公式（4.3），整理后得到斜齿轮弯曲应力为： （4.4）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，斜齿轮许用弯曲应力在180350MPa, 查文献2，3-4可知， =320 MPa。由公式（4.4）得：=251.30MPa满足设计要求。4.1.2轮齿接触应力 （4.5）式中： 轮齿的接触应力（MPa）； 齿面上的法向力（N），；为圆周力； 斜齿轮螺旋角( )； 齿轮材料的弹性模量（MPa）, 齿轮接触的实际宽度(mm)； 主动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮；从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮； 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接触应力查文献可知，见表4.1表4.1 变速器齿轮的许用接触应力(MPa)齿 轮液体碳氮共渗齿轮渗 碳 齿 轮950100019002000一档和倒档齿轮65070013001400常啮合齿轮和高档齿轮计算二轴一档直齿轮接触应力NNmmmm由公式(4.5)得：=145.73 MPa 满足设计要求。本设计变速器齿轮材料采用20CrMnTi，并进行渗碳处理，大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。4.2轴的设计计算变速器在工作时，由于齿轮上的圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。（1）初选轴的直径在已知中间轴式变速器的中心距时，第二轴和中间轴中部直径，三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选。 （mm）初选二轴中部最大直径，圆整至。（2）按弯扭合成强度条件计算计算二轴一档齿轮啮合的圆周力、径向力和轴向力。查文献2，3-4可知： （4.6） （4.7） （4.8）式中： 至计算齿轮的传动比；计算齿轮的节圆直径，mm；节点处压力角；螺旋角。因为二轴一档齿轮是直齿轮，所以，轴向力。图4.1 轴的载荷分析图由公式（4.6）计算二轴一档齿轮所受圆周力为：mm=12666.67 N由公式（4.7）计算二轴一档齿轮所受径向力为：=1246.02 N垂直力计算：=382.11N水平力计算：=3884.45NN弯矩计算：Nmm Nmm计算转矩： Nmm作用在齿轮上的和使轴在铅垂面内弯曲变形并产生垂向挠度；而使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度。在求得各支点的铅垂反力和水平反力后，计算相应的垂向弯矩和水平弯矩。则在弯矩和转矩联合作用下的轴向应力查文献2，3-4可知： （MPa） （4.8）式中：计算转矩，Nmm; 轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；弯曲截面系数，mm；在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；在计算断面出轴的垂向弯矩，Nmm；许用应力，在低档工作时查文献2，3-4可知MPa.Nmm由公式（4.8）得：=216.07 MPa.经过验算，变速器二轴满足设计要求。第五章 同步器的设计同步器有常压式、惯性式、和惯性增力式三种。常压式同步器虽然结构简单，但不能保证啮合条件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现在已经不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。5.1惯性式同步器惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡原件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好的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。虽然他们的结构不同，但他们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。本次设计的变速器所使用的是锁环式同步器。5.2锁环式同步器5.2.1锁环式同步器的结构图5-1 锁环式同步器的结构如图5-1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环4或7和齿轮1或9凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是做在锁环4或7上的齿和做在啮合套11上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈，弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状得滑块压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，是同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比宽一个结合齿。5.2.2锁环式同步器的工作原理换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在加速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，他使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图c），使啮合套的移动受阻，同步器处在所锁止状态，换挡的第一阶段工作至此完成。换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拔环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拔环力矩是=使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的结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d），完成同步换挡。图5-2 锁环式同步器的工作原理锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。5.3同步器重要参数的确定1.摩擦因数f汽车在行驶过程中换挡，特别是在高档区换挡次数较多，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，又要求用摩擦因数打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，是摩擦因数减小，这就为设计工作带来了困难。摩擦因数除与选取的材料有关以外，还与工作表面的粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为同步器锥面接触的齿轮上的锥面部分与之论做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短而淘汰。由于黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.12.同步环主要尺寸的确定（1）同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计的窄些，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，是磨损加快。实验还证明：螺纹的齿顶宽对f 的影响很大，f随齿顶的磨损而降低，换挡费力，固齿顶宽不易过大。螺纹槽设计的大些，可使被刮下来的油存在于螺纹之间的空隙中但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。下图a给出的尺寸适用于轻、中型汽车，图b适用于总质量大些的货车。通常轴向泄油槽为612个槽宽34mm。图5-3同步环螺纹槽形式（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tanf。一般取=68。 =6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在 =7的时候就很少出现咬住现象。 故本次设计中，取半锥角=7。（3） 摩擦面平均半径R R设计的越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距级相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在条件允许的情况下，R尽可能的大些。此次设计中R取25mm左右。（4） 锥面工作长度b 缩短锥面工作长度b，可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。设计时可按以下公式确定b式中P为摩擦面的许用压力，对于黄铜与钢的摩擦副，p1.01.5MPa；Mm为摩擦力矩；f为摩擦因数；R为摩擦锥面的平均半径。 经初步计算与成本的考虑，初定b=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结构布置上的限制，包括变速器中心距级相关零件特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。乘用车的同步环比货车的小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这样能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造是选用锰黄铜的材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁的表面喷镀一层钼（0.30.5mm），使其摩擦因数在刚与铜合金的摩擦副范围内，而耐磨性和强度明显的提高。也有的同步环是在铜环基本的锥孔表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基本的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本次设计中同步环的厚度初定3mm。第六章 结 论在做毕业设计之前， 对毕业设计的整个过程不是很了解，而且缺乏独立设计的经验。在整个毕业设计的过程中，我遇到了很多问题，但是在老师的指导和自己的努力下，这些问题得到了解决。中间轴式四档手动变速器的设计已经结束，通过这次的毕业设计，我对中间轴式四档式手动变速器的结构、原理和设计步骤有了一定的了解，而且熟悉了Solidworks和Word等软件的应用。通过这次设计不仅对过去所学到的知识做了一次复习和总结，同时也尝试了设计一些在以前学习过程中没有接触过的一些机械装置，增强自己独立设计的能力，发现问题的能力和解决问题的能力。虽然在做毕业设计的过程中我了解并学到了很多关于中间轴式四档式手动变速器的知识以及设计的方法，查阅了汽车工程手册（设计篇）、汽车设计、汽车设计、汽车构造（下册）等一些参考资料，但对于设计一个能够真正应用到实际当中的机械装置仅仅这些还远远不够，还需要我们在以后的工作和学习过程中积累大量的实际工作经验。致 谢在近一学期的时间里，本人在xxx教授全面而细致的指导下，虚心求教圆满完成了毕业设计任务。xxx渊博的学识，敏锐的思维，为人亲善的性格，严谨的工作作风以及高尚的人格魅力，使我受益非浅，令我终身难忘。感谢xxx教授在毕业设计过程中给我的帮助和指导，感谢xxx对我的教导和关怀，我会以xxx为榜样更加努力地学习和工作。同时我也要感xx老师在毕业设计实习期间给我的帮助，还有与我同组的同学对我的帮助，是在他们的帮助下才能使我顺利的完成毕业设计。最后，对所有在这次毕业设计中给予我帮助的人表示诚挚的谢意。参考文献1 汽车工程手册编辑委员会 汽车工程手册（设计篇）北京：人民交通出版社，2001.62 王望予 汽车设计. 北京：机械工业出版社，2000.5.3 过学迅，邓亚东 汽车设计北京：人民交通出版社，2005.8.4 濮良贵，纪名刚 机械设计. 北京：高等教育出版社，2001.5 陈家瑞 汽车构造（下册）. 北京：人民交通出版社，1996.6 徐灏 机械设计手册（第四卷）.北京：机械工业出版社，2006.6.7 徐灏 机械设计手册（第一卷）.北京：机械工业出版社，2006.6.8 巩云鹏 ，田万禄 ，张祖立 ，黄秋波 机械设计课程设计. 沈阳：东北大学出版社，2000.12.9 苏慧青 轻型汽车维修150问. 北京：北京理工大学出版社，2003.11.10 liping Li, Automobile Practical English M. Beijing： Publishing House of Electronics Industry, 2005，6.附 录The Power Mechanism of the EngineIn a reciprocating engine, the power mechanism is called the crankshaft and connecting rod assembly. In this assembly all of the major units such as the engine crankcase and cylinder block, the piston and connecting rod, the crankshaft and flywheel work together to convert thermal energy into mechanical energy used to drive the vehicle.The engine crankcase and block are usually cast into one piece and therefore can be seemed as the largest and most intricate of metal in automobile. They are usually made of high-grade cast alloy iron to improve wear characteristics of the cylinder. This major unit must be strong and rigid enough to withstand any bending or distortion.The piston converts the potential engines of the fuel into the kinetic energy that turns the crankshaft. The piston is a cylindrical shaped hollow part that moves up and down inside the engines cylinder. The piston is composed of piston head , piston head or “crown ” is the top surface against which the explosive force is exerted. It may be flat, concave, and convex or any one of a great variety of shapes to promote turbulence or help control combustion. In some application, a narrow groove is cut into the piston above the top ring to serve as a “heat dam” to reduce the amount of heat reaching the top ring. The piston tings carried in the ring groove are of two basic types: compression rings and off-control ring. The upper ring or rings ate to prevent compression leakage; the lower ring or rings control the amount or oil being deposited on the cylinder wall. The lower groove or grooves often have holes or slots in the bottom of the grooves to permits oil drainage from behind the rings. The piston lands are parts of piston between the ring groove