房车离合器的设计汽车设计课程设计

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1、 汽车设计课程设计-房车离合器的设计房车离合器的设计汽车设计课程设计说明书题目：房车离合器的设计 目 录第1章 绪论 1.1汽车变速器的设计要求.1 1.2设计的步骤及方法.1第2章 变速器传动机构 2.1变速器传动方案的分析和选择.3 2.2倒档方案布置.3 2.3零部件结构方案分析.4第3章 变速器的设计及计算校核 3.1变速器的主要参数的选择.6 3.1.1挡数和传动比.6 3.1.2中心距.7 3.1.3轴向尺寸.8 3.2齿轮参数.8 3.2.1齿轮模数.8 3.2.2齿形、压力角、螺旋角和尺宽.8 3.3齿轮的设计计算.9 3.3.1各挡齿轮的齿数.10 3.3.2齿轮精度的选择.

2、12 3.3.3螺旋方向.12 3.4变速器齿轮的强度计算和材料选择.12 3.4.1齿轮的损坏原因及形式.12 3.4.2齿轮的强度计算与校核.13 3.5变速器轴的计算和校核.16 3.5.1变速器轴的结构尺寸.16 3.5.2轴的校核.17第4章 同步器和操作机构的设计 4.1变速器同步器的设计.20 4.2变速器的操作机构.22参 考 文 献.24第1章 绪论1.1汽车变速器的设计要求汽车传动系传递扭矩和转速，它也是汽车整体的重要组成部分。其功能：调节和变换发动机的性能；将动力传递至驱动车轮。汽车变速器完成传动系赋予的功能，不仅是传动系的重要部件，也是决定汽车整车性能的主要部件和环节。

3、汽车变速器的结构设计，不同标准和要求，会对汽车的动力性以及燃油经济性，换档操纵的舒适性与轻便性，传动平稳性等。我国汽车产业的发展和进步，对汽车变速器的设计和要求，将是增大汽车变速器传递功率与总质量之比（比功率），并且要求其具有更精密的尺寸和更好的性能。在设计开始之前，应该根据汽车变速器运用和发挥功能的实际情况,查阅相关资料，大致确定与汽车变速器设计相关一些主要参数。主要参数：两轴齿轮中心距、变速器轴向基本尺寸、两轴的直径、齿轮相关参数、齿数和模数等。汽车变速器的设计要求和标准。变速器的基本设计要求：保证汽车有必要的动力性和燃油经济性；变速器应该设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输和传递；

4、还应该设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便；还应该提高汽车工作的可靠性：在汽车行驶过程中，换挡时汽车变速器不得有跳档和乱档，以及换档撞击击等现象；提高汽车工作效率，减小变速器齿轮噪声；设计结构简单轻便、设计方案符合标准和要求；在满载及冲击载荷的工况行驶条件下，设计使用寿命应该加长；除此之外，设计变速器还应该满足：轮廓尺寸和质量轻便、制造成本低、检测维修方便等要求。 变速器传动机构分类方法。可以根据前进档数分为：四档变速器，五档变速器，多档变速器。可以根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。固定轴式可以分为：两轴式变速器、中间轴式变速器、双中间轴式变速器、多中间轴式变速器等。固定轴式应

5、用最为广泛，而两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的普通汽车上。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的中档汽车上，还有旋转轴式主要用于液力机械式变速器。1.2 设计的步骤及方法本次设计的变速器，在原有变速器的基础上，在给定发动机输出转矩，转速及最高车速，最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图，主要零件的零件图。1、变速器主要参数的选择汽车变速器主要参数的选择包括传动档数、齿轮中心距、传动比、齿轮相关参数以及模数等。2、对变速器传动机构的分析设计过程中，通过对两轴和中间轴式变速器比较。根据各自的利弊，以及根据所设计的夏利汽车的特点，最终确定传动机构的布置形式和传动简图

6、。3、汽车变速器齿轮强度的校核在汽车变速器齿轮强度的校核过程中，根据齿轮的强度和刚度要求，主要校核变速器的齿根弯曲疲劳强度、齿面接触疲劳强度。4、轴的基本尺寸的确定及强度校核根据两轴式变速器的特点，确定轴的基本尺寸，根据轴的强度和刚度计算要求，分别对轴的刚度和强度进行校核计算。5、轴承的选择与寿命计算校核轴承的选择，主要根据变速器轴的支撑部分，根据以往设计经验，一般选用圆锥磙子轴承。通过查阅资料，轴承寿命设计计算一般按汽车的大修里程，维修次数计算，一般汽车大修里程为30万公里。本次设计主要是查阅近几年国外相关学术资料，有关国内外变速器设计的文献资料和学术研究资料，通过老师的指导以及结合所学本专

7、业的基础知识，进行的设计。比较不同方案，总结各自优缺点，最终选取最佳方案，然后进行设计并改善。计算汽车变速器的齿轮的结构参数，进行校核计算。还要对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析与计算设计，选择最佳合理尺寸。最后，对设计的传统变速器的结构进行改进和完善。第2章 变速器传动机构 传统机械式变速器具有结构简单轻便、传动传递效率高、制造成本低和工作可靠等优点，最为关键的是维修方便，所以在不同形式的汽车上得到广泛应用14。2.1 变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。查阅最近几年相关资料，发动机前置前轮驱动的汽车上多用两轴式变速器。与中间轴式

8、变速器相比，具有轴和轴承数少，结构简单轻便、轮廓尺寸小、易布置等优点。另外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小，结构紧凑。但两轴式变速器也有弊端，它不能设置直接档。故在工作时齿轮和轴承均承载受压，齿轮工作噪声增大且易损坏，影响传动传递。所以受结构限制原因，其一档变速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力14。对中间轴式来说，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汽车上。特点：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体，绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴

9、承及中间轴不承载受压，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少14。对不同类型和要求的汽车，具有不同的传动系档位数，原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同5。而传动系的档位数，汽车的动力性，燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。12故能提高汽车生产率以及行驶效率，大大降低运输成本节省开支。不过，增加档数，会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 从以上分析可知，本次设计房车变速器，设计驱动

10、形式属于发动机前置后轮驱动，通过拆装可以发现汽车前端可布置变速器的空间比较小。结构决定了变速器的设计要求较高，不仅要求运行噪声小，而且设计车速高，故选中间轴式变速器作为传动方案。选择5档变速器，并且五档为超速档。2.2 倒档布置方案 通过对汽车设计资料的查找，总结一下方案。常见的倒档布置方案如图3-1所示。图3-1b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，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3-1c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图3-1d方案对3-1c的缺点做了修改；图3-1e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图3-1f所示方案适用于全部

11、齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。14综合考虑以上因素，为了换档轻便舒适，减小噪声，倒档传动采用图3-1f所示方案。图3-1 倒档布置方案2.3零部件结构方案分析1、齿轮形式汽车变速器上应用的齿轮，包括直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，应力要求较低。14与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮具有使用寿命长、运转平稳且工作噪声低等优点14。本设计全部选用直齿轮。齿轮设计注意事项：变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接14。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度（图3-2）影响齿轮强度6。要求尺寸应该大

12、于或等于轮齿危险断面处的厚度。所以综合考虑安全性，在齿轮装在轴上以后，齿轮应能保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸应该在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求14： （3-1）式中：花键内径。轻便性设计要求，减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图3-2中的尺寸可取为花键内径的1.251.40倍。图3-2 变速器齿轮尺寸控制图14根据设计要求，齿轮表面粗糙度数值应该稍微降低，噪声就会相应减少，齿面磨损速度减慢，可以提高齿轮寿命。设计要求变速器齿轮齿面的表面粗糙度：应在m范围内选用。设计齿轮尽量要求齿轮制造精度不低于7级。2、变速器轴设计变速器轴多数情况下，轴承安装在壳

13、体的轴承孔内。当变速器中心距小时，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，可以把输出轴直接压入壳体孔中，并固定不动14。用滑移齿轮方式，实现换档的齿轮与轴之间，一般应选用矩形花键连接。矩形花键可以保证良好的定心和滑动灵活。从加工方便来看，定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易7。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。结构设计方面，两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副，齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上（特殊情况）。此时轴的制造，轴的表面粗糙度不应低与m，硬度不低于58

14、63HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。14倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的齿轮轴，并由螺栓固定。14从上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。143、汽车变速器轴承的选择变速器轴承种类很多，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。14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8。 变速器中采用

15、圆锥滚子轴承直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，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。 由于本设计的变速器，为两轴式变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。第3章 变速器的设计与计算校核3.1 变速器主要参数的选择本次设计是在整车参数已知的情况下，车型已知的情况下进行设计，整车主要技术参数如表3-1所示：表3-1 房车整车主要技术参数发动机最大功率117kw最大功率时转速2500r/min发动机最大转矩600Nm最大转矩时转速1500r/min总质量4500kg最高车速120km/h车轮型号

16、225/85R16L对应轮胎半径r394mm 3.1.1档数和传动比近年来，为了降低油耗，提高燃油经济性，变速器的档数都有增加的趋势。目前，一般乘用车用45个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用45个档或多档。载质量在2.03.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。因此，本次设计的房车变速器为5档变速器。图3-2 五档变速器传动方案简图 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五

17、档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮。 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。应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着条件、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综合确定。汽车爬坡度时车速不高，空气阻力可以忽略，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） 根据驱动车轮与路面附着条件 （3-3） 求得变速器的档传动比为 （3-4） 综上所述，变速器的月I挡

18、传动比为。超速档的的传动比一般为0.70.8，本设计五档传动比ig=0.75。中间档的传动比理论上按公比为： （3-5）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。根据上式可的出：=1.58。故有，变速器的格挡传动比如下： IIIIIIIVV倒档4.692.961.871.1850.754.6表3-2 各挡传动比3.1.2中心距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。三轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： （3-6）式中 K A-中心距系数。对轿车，K A =

19、8.99.3；对货车，K A =8.69.6；对多档主变速器，K A =9.511；TI max -变速器处于一档时的输出扭矩：TI max=Te max igI =62803Nm故可得出初始中心距A=88.4mm。3.1.3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。重载车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。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，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺

20、寸是377.08mm=231.24mm，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。3.2齿轮参数3.2.1齿轮模数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 (3-7)其中=170Nm，可得出mn=2.5。一档直齿轮的模数m mm (3-8)通过计算m=3。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去相同，轿车和轻型货车取23.5。本设计取2.5。3.2.2齿形、压力角、螺旋角和齿宽b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3-3选取。表3-3 汽车变速器齿轮的

21、齿形、压力角与螺旋角项目 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 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，取大些。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是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由

22、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齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。模数压力角螺旋角齿宽系数齿顶高系数参数值3202571表3-4 变速器参数3.3齿轮的设计计算3.3.1各档的齿轮的齿数Z在初选了中心距、齿轮

23、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。1.确定一档齿轮的齿数 一档传动比 （3-9） 为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和: （3-10）其中 A =77.08mm、m =3；故有。 图3-3 五档变速器示意图当房车三轴式的变速器时，则，此处取=16，则可得出=35。上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-10）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距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（3-10）反推出A=76.5mm。2

24、.确定常啮合齿轮副的齿数由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比 （3-11）由已经得出的数据可确定 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （3-12） 由此可得： （3-13）而根据已求得的数据可计算出： 。 联立可得：=19、=34。则根据前式，可计算出一档实际传动比为： 。 3.确定其他档位的齿数二档传动比 （3-14） 因而有， 对于斜齿轮， （3-15）故有： 联立得：。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 ；四档齿轮 。4.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10略小，取。而通常情况下，

25、倒档轴齿轮取2123，此处取=23。由 （3-16）可计算出。故可得出中间轴与倒档轴的中心距A= (3-17) =50mm 而倒档轴与第二轴的中心: (3-18) =72.5mm。3.3.2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想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位

26、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，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。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

27、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，一对齿轮齿更总厚度越薄，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10的齿数Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数 (3-19)式中 Z为要变位的齿轮齿数。3.3.3齿轮精度

28、的选择根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取为6级，为7级。3.3.4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、二轴齿轮采用左旋，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。9材料选择现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的齿轮的材料选用40Cr。3.4变速器齿轮的强度计算与材料的选择3.4.1齿轮的损

29、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茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。3.4.2齿轮的强度计算与校核

30、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为40Cr。1. 齿轮弯曲强度计算（1） 直齿轮弯曲应力 (3-20)式中，-弯曲应力（MPa）； -一档齿轮10的圆周力（N）， ；其中 为计算载荷（Nmm）， d-节圆直径， -应力集中系数，可近似取1.6

31、5； -摩擦力影响系数，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，如下。 图3-4 齿形系数图 当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为： （3-21） =17010002.181.78 =659668Nm 故由 ，可以得出；再将所得出的数据代入式（3-1）可得 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应力在400850MPa之间。（2） 斜齿轮弯曲应力 （3-22）式中 为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（3-1）注释相同，选择齿形系数y时，按当量模数在图（3-4）中查得。二档齿轮圆周力： （3-23）根据斜

32、齿轮参数计算公式可得出：=6798.8N齿轮8的当量齿数=47.7，可查表（3-4）得：。故 同理可得： 。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：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。2. 齿轮接触应力 （3-24） 式中， -齿轮的接触应力（MPa）； F-齿面上的法向力（N），； -圆周力在（N）， ； -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；b-齿轮接触的实际宽度，20mm；-主、从动齿轮节点

33、处的曲率半径（mm）；直齿轮： （3-25） （3-28）斜齿轮： （3-29） （3-30）其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。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见下表：表3-5 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa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 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： 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。3.5 变速器轴的强度计算与校核 3.5.1变速器轴的结构和尺寸1. 轴的结构第一轴通常

34、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4-1所示：图3-5 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。其结构如下图所示： 一档齿轮 倒档齿轮图3-6 变速器中间轴2. 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

35、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： （3-31）第二轴： （3-32）式中 -发动机的最大扭矩，Nm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。3.5.2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

36、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。1. 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。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 （3-33）式中：-扭转切应力，MPa； T-轴所受的扭矩，Nmm； -轴的抗扭截面系数，； 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。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。轴的扭转

37、变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为： （3-34）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； -轴截面的极惯性矩，； 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。2. 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出： （3-35） （3-36） （3-37） 式中 -至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比3.85； 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。代入上式可得： ，

38、， 。危险截面的受力图为： 图3-7 危险截面受力分析水平面：（160+75）=75 =1317.4N；水平面内所受力矩： 垂直面： （3-38） =6879.9N垂直面所受力矩：。该轴所受扭矩为：。故危险截面所受的合成弯矩为： （3-39）则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: （3-40）将代入上式可得：，在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核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算： （3-41） （3-42）式中, -齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于； -齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于； E-弹性模量（MPa），（

39、MPa），E =MPa； I-惯性矩（），d为轴的直径（）； a、b-为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）； L-支座之间的距离（）。将数值代入式（4-11）和（4-12）得： 故轴的全挠度为，符合刚度要求。 第4章 变速器同步器和操作机构的设计4.1变速器的同步器的设计1. 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3-8 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（3-8），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

40、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3-9b），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3-9d），完成同步换档。图3-9锁环同步器工作原理2同步环主要参数的确定