日产锐骐皮卡三轴式变速器设计

日产锐骐皮卡三轴式变速器设计 摘 要 本次设计的目是日产锐骐皮卡三轴式变速器设计。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成，其基本功用是改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶;利用空挡中断动力传递，以使发动机能够起动 、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。 采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点:一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小;二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。这台变速器具有五个前进档(包括一个超速档五档)和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。本设计论述了变速器的总体结构，在设计中完成了各挡齿轮和轴的计算和校核及CAD绘图等工作。 关键词:变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮 I ABSTRACT The design of the subject is Nissan Pick-up thestrals sharpness triaxial type transmission design. Transmission of transmission mechanism and manipulate the transmission mechanism, its basic function is changed, expand the rotation drive transmission torque and speed range, in order to adapt to the changing conditions, also make the engine driving in the favorable conditions work, In the engine crankshaft direction invariable under the premise of driving the car can reverse, Use neutral interrupt power to make the engine can start, idle, and facilitate transmission shift or power output. Using the transmission of transmission oart has two outstanding advantages: one is the direct transmission efficiency, the wear and tear of noise and minimum, The center distance of small gear cases can still get larger gear transmission. The transmission has five forward (including a overdrive five files) and one reverse, and through the lock ring type synchronizer to realize the shift. This design is discussed in the overall structure, design of the gear and finish the checking and calculating and axial CAD drawing, etc. KEY WORDS:Transmission, Locking ring type synchronizer,Gear ratio, Countershaft,Second axis, Gear II 目 录 摘要……………………………………………………...…………………..…………I Abstract………………………………………………………………………..……....II 第1章 绪论………………………………………………………………..…………1 1.1 汽车变速器概述…………………………………………………………..…..1 1.2汽车变速器设计的目的和意义………………………………………….……1 1.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势………………………………….……...2 1.3.1 变速器国内外的现状…………………………………………….……2 1.3.2 汽车变速器的发展趋势……………………………………….……....3 1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容……………………………….……...3 1.4.1 手动变速器的特点……………………………………………….……3 ………4 1.4.2 手动变速器的设计要求………………………………………. 1.4.3设计的主要内容………………………………………………….…….4 第2章 变速器传动机构布置确定………………………………..………6 2.1设计所依据的主要技术参数……………………………………………….…6 2.2 变速器传动机构的结构和形式选择………………………….………...6 2.2.1两轴式变速器的特点分析……………………………………….…….7 2.2.2 中间轴式变速器特点分析……………………………….……………7 2.2.3 倒挡布置方案分析……………………………………………….……8 2.2.4 传动机构布置的其他问题……………………………………….……9 10 2.3 零部件结构方案分析……………………………………………………........ 2.3.1 齿轮形式……………………………………………………….…...….10 2.3.2 换挡机构形式………………………………………………….…...….10 2.3.3 防止自动脱挡的结构……………………………………………….....11 2.3.4 变速器轴承………………………………………………………...…..11 2.4 本设计所采用的传动机构布置方案………………………………………….11 2.5 本章小结……………………………………………………………………….12 第3章 变速器主要参数的选择和齿数分配…………………………………..13 III 3.1 变速器各挡传动比的确定…………………………………………..…..…….13 3.1.1 变速器最低挡传动比的确定…………………………………………..13 3.1.2 变速器其他各挡传动比的确定……………………………..……..…..14 3.2中心距的确定…………………………………………………………..…..…..14 3.3变速器外形尺寸的初选……………………………………………..……..…..15 3.4 变速器齿轮参数的选择…………………………………………………..…...15 3.4.1模数……………………………………………………………………...15 3.4.2 齿形、压力角及螺旋角………………………………………………..16 3.4.3 齿宽……………………………………………………………………..16 3.4.4 齿顶高系数……………………………………………………………..17 3.5 变速器各挡齿轮齿数的分配……………………………………………..……17 3.5.1 确定一挡齿轮的 齿数….……………………………………………...17 3.5.2 对中心距进行修正……………………………………………………..18 3.5.3 确定常啮合齿轮的齿数………………………………………………..19 3.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数……………………………………………..20 3.6 本章小结…………………………………………………….………………….23 第4章 变速器齿轮的设计计算…………………………………………………..24 4.1变速器齿轮的几何尺寸计算……………………………………………….…..24 4.2 计算变速器各轴的扭矩和转速………………………………………….…….24 4.3 齿轮的强度计算和材料选择………………………………………….……….25 4.3.1 齿轮损坏的原因和形式……………………………….………………..25 4.3.2 齿轮的材料选择……………………………………………….………..26 4.3.3 齿轮的强度计算………………………………………….……………..27 4.4 本章小结…………………………………………………………….………….38 第5章 变速器轴和轴承的设计计算………………………………………...…..39 5.1初选变速器轴的轴径和轴长…………………………………………….……..39 5.2 轴的结构设计………………………………………………………….….……39 5.3 变速器轴的强度计算…………………………………………………..….…...40 5.3.1齿轮和轴上的受力计算…………………………………………………40 5.3.2 轴的强度计算…………………………………………………………...41 IV 5.3.3 轴的刚度计算……………………………………………………..……...46 5.4变速器轴承的选择和校核……………………………………………………….49 5.4.1 第一轴轴承的选择和校核……………………………………………….49 5.4.2 第二轴轴承的选择和校核……………………………………………….50 5.4.3 中间轴轴承的选择和校核……………………………………………….51 5.5 本章小结………………………………………………………………………….51 第6章 同步器和操纵机构的设计选用…………………………………………..52 6.1 同步器的设计选用……………………………………………………………….52 6.1.1 锁环式同步器 …………………………………………………………52 6.1.2 锁销式同步器 …………………………………………………………53 6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 ………………………………………54 6.1.4 同步器主要参数的确定…………………………………………………..55 6.2 变速器操纵机构的设计选用…………………………………………………….57 6.2.1 变速器操纵机构的分类…………………………………………………..57 6.2.2 变速器常用操纵机构分析………………………………………………..58 6.3 变速器箱体的设计……………………………………………………………….59 6.4 本章小结………………………………………………………………………….60 结论…………………………………………………………………...................................61 参考文献………………………………………………………………………………….62 致谢………………………………………………………………………………………...63 附录A……………………………………………………………………………………...64 附录B……………………………………………………………………………………...66 V 第1章 绪 论 1.1 汽车变速器概述 变速器用于转变发动机曲轴的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障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。用变速器转变发动机转矩、转速的必要性在于内燃机转矩-转速变化特性的特点是具有相 [1]对小的对外部载荷改变的适应性。 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车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶;其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。 变速器按其传动比的改变方式可分为有级、无级和综合式的。有级变速器按其前 位数分为三、四、五挡和多挡的;而按其轴中心线的位置又可分为固定轴线进挡的挡 式、旋转轴线式和综合式的。固定轴式变速器又分为两轴式、三轴式和多轴式的。变速器按其操纵方式又可分为自动式、半自动式、预选式、指令式、直接操纵式和远距 [2]离操纵式。 变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性;采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧措施以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡;采用同步器可使换挡轻便，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、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挡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、二轴轴承等。 变速器都装有单向的通气阀以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底放油塞多放置磁铁以吸附油内铁屑。 1.2汽车变速器设计的目的和意义 现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速的变化范围很小，而复杂的使用条件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 1 传动系统中设置了变速器，用来改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在最有利的工况范围下工作;在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶;利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。变速器设 [9]计的目的就是为了满足上述的要求，使汽车在特定的工况下稳定的工作。 变速器除了要能满足一定的使用要求外，还要保证使其和汽车能有很好的匹配性，可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。这就要求设计人员依据汽车的技术参数，合理的选择变速器的参数，使所设计的变速器能和整车具有很好的匹配性。 1.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势 1.3.1 变速器国内外的现状 早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传动形式是很简单的。1892年法国制造出第一辆带有变速器的汽车。1921年英国人赫伯特?福鲁特采用耐用的摩擦材料进一步完善了变速器的性能。现代汽车变速器是1894年由法国人路易斯?雷纳?本哈特和艾米尔?拉瓦索尔推广使用的。目前为止，变速器经历了几个发展阶段，主要为: 1、手动变速器 手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内的不同的齿轮副工作。手动变速器又称手动齿轮式变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合 [3]达到变速变矩的目的。手动变速器的换挡操作可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、故障率相对较低、价廉物美。 2、自动变速器 自动变速器是根据车速和负荷(油门踏板的行程)来进行双参数控制，挡位根据上面的两个参数来自动升降。自动变速器与手动变速器的共同点，就是二者都属于有级式变速器，只不过自动变速器可以根据车速的快慢来自动实现换挡，可以消除手动变速器“顿挫”的换挡感觉。 自动变速器是由液力变矩器、行星齿轮和液压操纵机构组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩的目的。 3、无级变速器 无级变速器又称为连续变速式无级变速器。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众 2 多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来 [3]实现速比的无级变化。 4、无限变速式机械无级变速器(IVT) 无限变速式机械无级变速器与其它自动变速器的差别之一是不使用变矩器。变矩器的作用是通过油液介质将发动机动力传递给变速器，它的传递效率通常只有80%。IVT由于不使用变矩器，与其它变矩器比较，IVT具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工艺复杂造价高昂的金属传送带、结构简单、成本低等一系列优点，加上传递扭矩大，长时间使用也不会过度发热，不但使用于轿车，也使用于越野车，是一种新型变速器。 1.3.2 汽车变速器的发展趋势 回顾汽车变速器的发展可以清楚的知道，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个重要依据。现代汽车变速器的发展趋势，是向着可调自动变速器或无级变速器的方向发展。 自动变速器多挡化虽能扩大自动变速的范围，但它并非安全迅速。理想的无级变速器是在整个传动范围内能连续的、无挡比的切换变速比，是变速器始终按最佳换挡规律自动变速。无级化是对自动变速器的理想追求。 现代无级变速器传动效率提高，变速反应快、油耗低。随着电子技术的发展，变 用工况下能实现发动机与传动系的最佳匹配，速器的自动控制进一步完善，在各种使 控制更加精确、有效，性能价格比大大提高。无级变速器装有自动控制装置，行车中可以根据车速自动调整挡位，无需人工操作，省去了换挡及踩踏离合器踏板的操作。其不足之处在于价格昂贵、维修费用很高，而且使用起来比手动挡车费油，尤其是低 [7]速行驶或堵车中走走停停时，更会增大油耗。 当今世界各大汽车公司对无级变速器的研究都十分活跃。不久的将来，随着电子控制技术的进一步完善，电子控制式的无级变速器可望得到广泛的发展和应用。 1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容 1.4.1 手动变速器的特点 手动变速器的挡数通常在6挡以下，当挡数超过6挡时，可以在6挡以下的主变速器的基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。 近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般采用4-5个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车多用5个挡。商用车变速器采用4-5个挡或多挡。载质量在2.0-3.5t的货车采用五挡变速器，载质量在4.0-8.0t的货车采用六挡变 [6]速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野车上。 3 某些汽车的变速器，设置有用在良好的路面上轻载或空车驾驶的场合的超速挡，超速挡的传动比小于1。采用超速挡，可以提高汽车的燃油经济性。但是如果发动机功率不高，则超速挡使用频率很低，节油效果不显著，甚至影响汽车的动力性。 从传动机构布置上来说，目前，两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。三轴式变速器的第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递转矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也仅传递转矩。因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，因为直接挡的利用率要高于其它挡位，因此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和第二轴之间的距离(中心距)不大的情况下，一挡仍有较大的传动比;挡位高的齿轮采用长啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用或不采用长啮合齿轮传动;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，少数结构的一挡也用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。 手动变速器的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍微复杂且在 及倒挡齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿工作时有轴向力。因此，在变速器中，除低挡 圆柱齿轮所取代。当然，常啮合齿轮副的增多将导致旋转部分总惯性力矩的增大。 1.4.2 手动变速器的设计要求 (1)、正确选择变速器的挡位数和传动比，使其和发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性和经济性; (2)、设置空挡以保证汽车在必要时能将发动机和传动系长时间分离，设置倒挡使汽车能倒退行驶; (3)、操纵简单、方便、迅速、省力; (4)、传动效率高，工作平稳、无噪声; (5)、体积小、质量轻、承载能力强，工作可靠; (6)、制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长; (7)、贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定; (8)、需要时应设置动力输出装置。 1.4.3设计的主要内容 本次设计主要是依据日产锐骐皮卡的有关参数，通过变速器各部分参数的选择和 4 计算，设计出一种基本符合要求的手动变速器。本文主要完成下面一些主要工作: 1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各挡齿轮齿数的分配; 2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算;变速器齿轮的强度计算及材料选择;计算各轴的扭矩和转速;齿轮强度计算及检验; 3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析; 4、变速器轴承的选择及校核; 5、同步器的设计选用和参数选择; 6、变速器操纵机构的设计选用; 7、变速器箱体的设计。 5 第2章 变速器传动机构布置方案确定 2.1设计所依据的主要技术参数 本设计是根据日产锐骐皮卡的技术参数来设计一种轻型货汽车变速器，其具体参数如表2.1。 表2.1 日产锐骐皮卡的主要技术参数 发动机最大功率 80kw 车轮型号 215/75 R15 发动机最大转矩 260Nm 最大功率时转速 3800 r/min 1600~1800r/min 140km/h 最大转矩时转速 最高车速 2595kg 1780kg 总质量 整备质量 2.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择 有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，具有高的传动效率(η=0.96,0.98)，因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。 通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进挡;重型载货汽车和重型越野车则采用多挡变速器，其前进挡位数多大6,16个甚至20个。变速器挡位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但挡位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。 某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于1(约为0.7,0.8)的超速挡，可充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。 有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。 两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。 2.2.1两轴式变速器的特点分析 与中间轴式变速器相比较，两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高挡外其他各挡的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽 6 车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少6%,10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。 如图2.1a,c所示为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体;多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。图2.1c中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡;图2-1a所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。 图2.1 两轴式变速器传动方案 2.2.2 中间轴式变速器特点分析 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的飞轮上，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。 如图2.2a,d所示为中间轴式变速器的传动方案，其中a,b为中间轴式五挡变速器，c,d为中间轴式六挡变速器的传动方案。中间轴式变速器的共同特点为:变速器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，且保证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，可达到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要高于其他挡位，因而提高了变速器的使用寿 7 图2.2 中间轴式变速器传动方案 命;在其他前进挡位工作时，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，一挡仍然有较大的传动比;挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以不采用常啮合齿轮传动;多数传动方案件中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或接合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或接合套换挡，各挡同步器或接合套多数情况下装在第二轴上。 在除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。 以上各方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡形式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡 2.2.3 倒挡布置方案分析 如图2.3所示为常见的倒挡布置方案。图2.3b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2.3c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2.3d方案对2.3c的缺点做了修改。图2.3e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.3f的方案适用 8 图2.3 倒挡布置方案 于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。 为了缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.3g所示方案;其缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速 工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和器轴产生较大的挠度和转角，使 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挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良情况，然后按照从低挡到高挡的顺序布 轴具有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比置各挡齿轮，这样做既能使 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，然后再布置倒挡。 为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。 2.2.4传动机构布置的其他问题 常用挡位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的两端支承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可 [7]保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高齿轮寿命。 某些汽车的变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于1的超速挡，能够更充分的利用发动机的功率，使汽车行驶1Km所需发动机曲轴的总转数减少，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速挡会使传动效率降低、工作噪声增加。 9 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数、每分钟转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮和壳体等零件的 [8]制造精度等。 2.3 零部件结构方案分析 2.3.1 齿轮形式 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;缺点是制造时稍有复杂，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，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 2.3.2 换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。 汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，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，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术(如两脚离合器)才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点;但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡已很少使用。 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挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏;但因不能消除换挡冲击，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，目前这种换挡只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器比较还有结构简单、制造容易、能够减低制造成本及减小变速器长度等优点。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，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。同上述两种换挡方法比较，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。利用同步器换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便发，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样， 10 如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。 2.3.3 防止自动脱挡的结构 图2.4 防止自动脱挡的结构措施 自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种: 1、将两接合齿的啮合位置错开，如图2.4a所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的1,3mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。 2、将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切下0.3,0.6mm)，这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图2.4b所示。 。。3、将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角(一般倾斜2,3)，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图2.4c所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。 2.3.4 变速器轴承 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滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。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或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并 [9]要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6,20mm。 2.4 本设计所采用的传动机构布置方案 在本次设计中采用5+1挡中间轴式变速器。采用如图2.5所示的传动机构布置方案。其中齿轮结构形式斜齿圆柱齿轮;换挡机构形式为环式同步器的方案。 11 图2.5 变速器传动机构布置方案 2.5 本章小结 本章主要依据变速器几种常见的传动机构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速器的结构特点作了简要，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的倒挡机构布置方案，并比较了各个方案的优缺点。在零部件的选择部分，对变速器齿轮、换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结合本次设计所依据车辆的主要技术参数，选择了本设计的传动机构布置方案和零、部件的结构形式，作为以后各章节设计的基础。 12 第3章 变速器主要参数的选择和齿数分配 3.1 变速器各挡传动比的确定 3.1.1 变速器最低挡传动比的确定 在选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、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、确定。 汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的 [10]滚动阻力及爬坡阻力。故有 ,TiiegTmax10 ，，,mgfcos,，sin,,mg,maxmaxmaxrr 则由最大爬坡度要求的变速器1挡传动比为 ,,mgfr(cos，sin)maxmaxri (3.1) ,g1Ti,emax0T ,汽车总质量，m=2595 Kg; 式中:m 2,重力加速度，m/s; gg,9.8 ,道路附着系数，; ff,0.015 ,驱动车轮的滚动半径，=342 mm; rrrr T,发动机最大转矩，T=260 NM emaxemax i,主减速比，i=3.684; 00 ,汽车传动系的传动效率，。 ,,,0.85TT 将各数据代入式(3.1)中得 ,,(cos，sin)mgfrmaxmaxr,ig1Ti,max0eT ,,2595，9.8，(0.015，cos16.7，sin16.7)，0.342, 260，3.684，0.85 ,1.973 根据驱动车轮与路面的附着条件 ,TiiegTmax10,G, 2rr 可求得变速器一挡传动比为 13 ,Gr2r (3.2) i,g1Ti,emax0T 式中:,汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，Kg; GG,176022 0.6 ,道路的附着系数，计算时取,; ,,,0.5 其他参数同式(3.1)。 将各数据代入式(3.2)得 ,Gr2r,ig1Ti,emax0T 1760，9.8，0.6，0.342, 260，3.684，0.85 ,3.89 通过以上计算可得到1.973,,3.89，在本设计中，取。 ii,3.8g1g1 3.1.2 变速器其他各挡传动比的确定 变速器的四挡为直接挡，其传动比为1.0，中间挡的传动比理论上按公比 iigmaxg1n,1n,1(其中n为挡位数)的几何级数排列，实际上与理论值略有出入。将,,qiigmingn 各数代入式中得 3.84,1q,,1.56 1 则变速器其他各挡的传动比为 i,iq,3.81.56,2.436gg21 22i,iq,3.81.56,1 gg31 44i,iq,3.81.56,0.642gg51 3.2中心距的确定 A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距;对两 A轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。还有，变速器中心取得过小，会使变速器长 [11]度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。 A中间轴式变速器的中心距(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式 14 初选，经验公式为 3 (3.3) A,KTi,Aemaxg1g 式中:,中心距系数，乘用车:，商用车:; KK,8.9，9.3K,8.6，9.6AAA ,发动机的最大转矩(N?m); Temax ,变速器一挡传动比; ig1 ,变速器的传动效率，取96%。 ,g 将各数代入式(3.3)中得 3,AKTi,max1Aegg 3,8.6，　9.6260，3.8，0.96 =87.44~94.32mm A,90故可初选中心距mm。 3.3变速器外形尺寸的初选 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间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有变速器的挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。实际 A初可根据中心距离的尺寸参照下列关系初选。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸为。 ，，3.0，　3.4A 商用车变速器的轴向尺寸为: 四挡:五挡;六挡 ，，，，2.2，2.7A2.7，3.0A ，，3.2，　3.5A 所以本设计变速器的轴向尺寸可初选为mm，取整3.4A,(3.0~3.4)，70,270~306A,290mm。 变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。 3.4 变速器齿轮参数的选择 3.4.1模数 齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所确定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对乘用车很重要，而对商用车则更应重视减小其质量。 变速器用齿轮模数的范围如表3.1。 所选模数应符合国家标准GB/T1357—1987的规定，在本设计中所有齿轮模数选择2.25。同步器的接合齿和啮合套多采用渐开线齿形。由于工艺上的考虑，同一变速 15 器中的结合齿采用同一模数。其选取的范围是:轿车及轻、中型货车为2,3.5;重型 [12]货车为3.5,5。选取较小模数并增多齿数有利于换挡。所选模数应符合国家标准。此处取2.25mm。 表3.1 汽车变速器齿轮的法向模数 mn 货车的最大总质量/t m乘用车的发动机排量V/L a 车 型 ?14.0 m1.0,V? 1.6 1.6,V? 2.5 6.0,?14.0 maa 模数/mm 2.25,2.75 2.75,3.00 3.50,4.50 4.50,6.00 mn 3.4.2 齿形、压力角及螺旋角 汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表3.2选取。 表3.2 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 齿形 压力角α 螺旋角β 车型 ::::::轿车 高齿并修形的齿形 14.5，，16，16.5 25,45 15 :::一般货车 GB1356-78规定的标准齿形 20 ,26 18 ::重型车 GB1356-78规定的标准齿形 小螺旋角 低挡、倒挡齿轮，25 22.5 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、齿轮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 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以 15?,25?为宜;而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，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。 ,20压力角初选 3.4.3 齿宽 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求。通常可以根据齿轮模数来选择齿宽b。 b,km cn kk,4.4，7.0k,7.0，8.6式中:,齿宽系数，直齿轮取，斜齿轮取; ccc m,法面模数。 n 16 3.4.4 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大;但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75,0.80的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为1.00。 3.5 变速器各挡齿轮齿数的分配 在初选了变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配。所设计的变速器的传动简图如图3.1所示。 3.5.1 确定一挡齿轮的齿数 ,初选一挡螺旋角 ,,357,8 已知一挡传动比，且 ig1 zz72i ,，1gzz18 为了确定，的齿数，先求齿数和 zzz,78 2Az,直齿轮 (3.4) ,m A2cos,7,8z,斜齿轮 (3.5) ,mn 由于一挡齿轮为斜齿轮，故可用式(3.5)计算。代入数据后得 ,,2Acos2，90，cos307,8=52 ,,,51.96z,m3n z计算后应取为整数，然后再进行大、小齿轮齿数的分配，中间轴上小齿轮的最, 小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸和齿 轮齿数要统一考虑。为避免根切、增加强度，一挡小齿轮应为变位齿轮。货车中间轴 i,3.5，　3.8式变速器一挡传动比时，中间轴上一挡齿轮的齿数可在z,15，　17之间g112 [13]选取;货车可在12,17之间选用。则可取 z,52 , 取一挡小齿轮齿数 z,17 8 z,z,z,51,17,35 7,8 17 1- 第一轴常啮合齿轮;2-中间轴常啮合齿轮;3-第二轴三挡齿轮;4-中间轴三挡齿轮;5-第二轴二挡齿轮;6-中间轴二挡齿轮;7-第二轴一挡齿轮;8-中间轴一挡齿轮;9-第二轴五挡齿轮;10-中间轴五挡齿轮;11-第二轴倒挡齿轮;12-中间轴倒挡齿轮;13-倒挡中间齿轮 图3.1 变速器传动简图 3.5.2 对中心距进行修正 zz因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿,, AA轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据，故中心距变为 ，，，zzm52，378n,,,90.06Amm ,,2cos2，cos307,8 ,A,70对中心距进行取整，取中心距mm。 由于调整后中心距发生了变化，所以需对一挡齿轮进行变位。中心距变动系数为 ,A,Ay,,0.02 m 18 ,A90:,啮合角为 cos,,cos,,cos20,0.939A90.06 :, ,,20.1查变位系数线图得 变位系数之和为 x,0, 而齿轮齿数比为 35 u,,2.0617故可以分配变位系数得，。 x,,0.1x,0.178根据所确定的齿数，一挡齿轮精确的螺旋角的值为 ,arccos，2，，，，,,,zzmA,7878n ,arccos17，35，32，90 ,,，，，， :,29.93 3.5.3 确定常啮合齿轮的齿数 zz72i由式,，得 1gzz18 zz82i,， g1zz17因常啮合齿轮副与1挡齿轮副以及其它各挡齿轮副的中心距相同，故由式(3.5)可 得 A2cos,1,2zz，, 12mn zz17,82,i，,3.8，,1.746g1,zz35,17 ,:,2Acos2，90，cos2212,,55.63z，z,,,12,m3n, 联立求解并将z、z取整数后得 12 z,20，z,36 12 zz3635,72i,，,，,3.71 1gzz201718 ,ii, g1g1故齿轮齿数不需调整。 19 ，，，zzm56，312nmm ,,,90.6A,,2cos2，cos221,2 由于调整后中心距发生了变化，所以需对常啮合齿轮进行角度变位。中心距变动 系数为 ,A,A y,,0.2m ,A90:,啮合角为 cos,,cos,,cos20,0.933 A90.6 :, ,,21.02 查变位系数线图得 变位系数之和为 x,,0.3, 而齿轮齿数比为 35u,,1.52 23 故可以分配变位系数得，。 x,,0.35x,0.0512 根据所确定的齿数，常啮合齿轮精确的螺旋角的值为 ,arccos，2,,，，，，,zzmA,1212n ,arccos20，36，32，90,,，，，， :,21.04 3.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数 1、确定二挡齿轮的齿数 二挡齿轮为斜齿轮，则有 zz2051,i，,2.436，,1.353 2gzz3662 :A2cos,2，90，cos2456,zz，,,,54.81 56m3n 联立求解，并对齿数取整后得 z,32z,23， 56 由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力 ,,,ztanz51,22,,1,， ,,tan,z，zz5,6126,,中心距为 ，，，zzm32，，，23，356n,,,90.3A mm :,2cos2，cos2456, 20 由于调整后中心距发生了变化，所以需对二挡齿轮进行角度变位。中心距变动系 数为 ,AA,90.3,90 y,,,0.1m3n 啮合角为 ,A90:, cos,,cos,,cos20,0.9366A90.3 :, ,,20.5 齿轮总变位系数为 ,,,，，，，zzinvinv，,56x,,,2tan ::，，，，invinv34，2120.5,20, :2tan20 ,0.19 34u,,1.62齿轮齿数比为 21 变位系数可分配为，。 x,0.02x,0.1556 2、确定三挡齿轮的齿数 三挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有 zz31i,， 3gzz42 A2cos,3,4zz，, 34mn由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式 ,,,ztanz31,22,,1,， ,,tan,z，zz3,4124,, :z,26求解上述三式，取整得，z,30，。 ,,20.043434, zz3626,32i,，,，,1.56 3gzz203014 ,ii, g3g3 故齿轮齿数不需调整。 ，，，zzm56，334n,,,89.62Amm ,,2cos2，cos20.43,4 由于调整后中心距发生了变化，所以需对三挡齿轮进行角度变位。中心距变动系 21 数为 ,A,A y,,,0.126m ,A90:,啮合角为 cos,,cos,,cos20,0.936A89.621 :, ,,20.65 查变位系数线图得 变位系数之和为 x,0.08, 而齿轮齿数比为 30u,,1.154 26 故可以分配变位系数得，。 x,0.01x,0.0734 3、确定五挡齿轮的齿数 五挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有 zz91i ,，g5zz102 A2cos,9,10zz，, 910mn 由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式 ,,,ztanz91,22,,1,， ,,tan,z，zz9,101210,, :求解上述三式，取整得z,14，z,39，。 ,,24910910, zz3620,92i,，,，,0.923 5gzz2039110 ,ii, g5g5 故齿轮齿数不需调整。 ，，，zzm53，3910n,,,89.22Amm ,,2cos2，cos249,10 由于调整后中心距发生了变化，所以需对五挡齿轮进行角度变位。中心距变动系 数为 ,A,Ay,,,0.258 m 22 ,A89.22:,啮合角为 cos,,cos,,cos20,0.932A90 :, ,,21.3 查变位系数线图得 变位系数之和为 x,0.1, 而齿轮齿数比为 39 u,,2.7914 故可以分配变位系数得，。 x,,0.15x,0.25910 4、倒挡齿轮的设计和齿数确定 通常1挡与倒挡齿轮选用同一模数，故倒挡齿轮的模数可以取为2.25。取倒挡中 间齿轮13的齿数取。中间轴倒挡齿轮的齿数取为，倒挡时的传动比为z,33z,181312 。 i,3.5R zzz13211 i,，，,3.5Rzzz11213 第二轴倒挡齿轮的齿数为41.4，取41。 z,z,1111 倒挡轴与中间轴的中心距为 , ，，，，mm A,z，zm2,18，33，32,601213n 倒挡轴与第二轴的中心距为 ,, ，，，，A,z，zm2,35，33，32,84.5mm 1113n 3.6 本章小结 本章主要任务是对齿轮齿数进行分配、确定中心距。在确定完传动方案后，开始 进行齿轮各参数的选择以及齿轮齿形和齿数的计算，为后续设计打下基础。 23 第4章 变速器齿轮的设计计算 4.1变速器齿轮的几何尺寸计算 ,,,cos11FE43,4,,0.418,,，j4,,b,,4,zb, 5:10461.72.110cos20.711，，，,,0.418,，,,2519.4316.84,, = 1261.81MPa1300,1400MPa , 所以三挡齿轮的接触强度合 7、五挡齿轮的校核 (1)弯曲强度的校核 五挡齿轮为斜齿轮，由式(4.2)弯曲强度校核的公式为 ,TK2cos,g, ,w3,zmyKKnC, yy,0.136y,0.147式中:,齿形系数;由图4.1得，。 94 将各参数代入式中得 24 ,2TcosK,g39,10,,w93,zmyKKnC,99 :2，150.23，cos27，1.5,33.14，14，3，0.136，8，2.0 =106.22MPa100,250MPa , ,2TcosK,g,2910,,w103,zmyKKnC,1010 :2，440.34，cos27，1.5,33.14，39，3，0.147，8，2.0 =151.35MPa100,250MPa , 所以齿轮的弯曲强度合格。 (2)接触强度的校核 由式(4.3)得接触强度的公式为 ,,FE11,,, 0.418,，j,,b,,zb,, 确定有关的参数和系数: F齿面法向力 2Tg F ,dcos,cos, 代入参数后得 2Tg3,F9coscosd,,,9910 2，150.23,::47.14，cos21.3，cos27 =7677.91N 2Tg2,F10coscosd,,,10910 2，440.34,::131.31，cos21.3，cos27 =8079.17N ,,主、从动齿轮节点处的曲率半径， bz 2,,,,sincosr，，zz 2,sin2cosd,, 109,10 :2:,131.31，sin21.32，cos27 25 =30.04mm 2,,,,sincosr，，bb 2,sin2cosd,, 99,10 :2:,47.14，sin21.32，cos27 =10.78mm 将各参数代入公式后得 ,,,cosFE1199,10,,,0.418,，j9,,b,,9zb,, 5:7677.912.110cos2711，，，,,0.418,，,,2530.0410.78,, =1124.77MPa1300,1400MPa , ,,,cos11FE109,10,,0.418,,，j10,,b,,10,zb, 5:8079.172.110cos2711，，，,,0.418,，,,2530.0410.78,, =1153.7MPa1300,1400MPa , 所以五挡齿轮的接触强度合格。 4.4 本章小结 在齿轮设计计算过程中，需要全面考虑，分清主次要方面，最大限度的平衡各方面关系，设计出正确的齿轮形式，完成了对齿轮的设计计算问题。 第5章 变速器轴和轴承的设计计算 5.1初选变速器轴的轴径和轴长 变速器在工作时承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。设计变速器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。 变速器第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距按以下公式初选 ，，d,0.45，0.60A d,0.45~0.60A，，则 ，，,0.45~0.60，90 26 =40.5,54mm 故可取第二轴的最大直径=40mm，中间轴的最大直径=50mm。 dd2max中max 第一轴花键部分的直径可根据发动机的最大转矩(N?m)按下式初选: Temax 3 d,，，44.6T，emax 3,4~4.6，，dTmaxe则 3，，,4~4.6260 =25.53,29.348mm 故可取第一轴花键部分的直径为27mm。 变速器的最大直径和支承间的距离可按下列关系初选: d,中间轴 0.16，　0.18 l l,277.78~312.5 mm 故中间轴可初选为300mm。 d2max,0.18，　0.21第二轴 l l,238.1~277.78 mm 故第二轴的长度可初选为250mm。 初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性挡圈等标准以及轴的 刚度和强度验算结果进行修正。 5.2 轴的结构设计 如图5.1所示，根据轴的受力，取第一轴装轴承处的直径为40mm，第二轴装轴承 处的直径为35mm，中间轴装轴承处的直径为25mm;mm，mm，a,120b,2511 c,130a,25b,25mm，mm，mm，mm，mm。 a,130b,253344 27 图5.1 齿轮和轴上的受力简图 5.3 变速器轴的强度计算 5.3.1齿轮和轴上的受力计算 根据受力简图5.1，可计算出变速器的齿轮和轴上的作用力。 第一轴 2T2，440.34，10001F,,,13698.55N 1td64.291 :,T2tan2，260，tan20，10001F N ,,,3131.831r:d,cos64.29，cos221 :T2tan,2，260，tan20，10001F ,,,2943.92N 1ad64.291 中间轴 2T2，440.34，10002F,,,7611.1 2td115.712 :,T2tan2，440.34，tan22，10002F,,,3271.3N 2r:d,cos115.71，cos222 :T2tan,2，440.34，tan22，10002F,,,3075.1 N 2ad115.712 2T2，440.34，10003F,,,10562.25N 3td83.383 28 :,T2tan2，440.34，tan20，10003 N F,,,4439.23r:d,cos83.38，cos303 :T2tan,2，440.34，tan30，10003 N F,,,6098.123ad83.383 第二轴 2T2，910.85，10004N F,,,14223.144td128.084 :,T2tan2，910.85，tan20，10004 N F,,,5977.834r:d,cos128.08，cos304 :T2tan,2，910.85，tan30，10004 FN ,,,8211.734ad128.084 5.3.2 轴的强度计算 在进行轴的强度和刚度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力。应当对每个挡位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为挡位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机的最大转矩。 Temax 1、求第二轴支反力 (1)在垂直平面内的支反力 由得 ,M,0A dd14，，，，F，b，F，a，b，F，,Ba，b,F，,0 rraca44144144422 dd14F，b，Fa，b，F，,F，，，4414414rraa22B,ca，b44 564.29128.085977.83，25，3131.83，130，25，2943.92，,8211.73，，，22,130，25 =1312.5N ,Z,0由得 ,，,AFFBcr4r1c ,5977.83，3131.83,1312.5 =37795N (2)在水平面内的支反力 29 由得 ,M,0A ，，，，F，b,F，a，b,B，a，b,0t44t144s44 F，b,F，a，b，，t44t144B,sa，b44 ，，14223，25,13698，130，25,130，25 =,11404.5N ,,,AFFBst4t1s ,14223.14,13698.55，11404.5 =11929.1N 2、求第一轴支反力 C，A,F,F,0ccr1r4 ,，,CFFAcr1r4c ,3131.83，5977.83,7795 =1313N C,A,F，F,0sst1t4 ,，,CAFFsst1t4 ,11929.1，13698.55,14223.14 =11394N 3、求中间轴的支反力 (1)在水平面内的支反力 ，，，，F，b，E，a，c，b,F，b，c,0 t33s33t23 F，b，c,F，b，，t23t33E,sa，c，b33 ，，7611，130，25,10562，25,25，130，25 =5087N F,F，E,Fst3st2 ,10562，5087,7611 =8038N (2)在垂直平面内的支反力 d2，，，，F，b，F，c，b,E，a，b，c,F，,0 rrca33233322 30 d2F，b，Fc，b,F，，，33232rra2E,ca，c，b33 115.74439，25，3271，130，25,3075，，，2,25，130，25 =2445N ,，,FFFEcr2r3c ,3271.36，4439.2,2445.26 =5265.3N 4、验算轴的强度 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的反力后，计算相应的垂向弯矩、Mc水平弯矩。则轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 TMgs M32M,,,,,,, 3Wd, 222(MPa); 式中:M,M，M，Tcsg d为轴的直径(mm)，花键处取内径; 3W为抗弯截面系数(mm)，在低挡工作时，?400MPa。 ,,, 下面计算各轴在弯矩和转矩作用下的轴应力。 (1)第一轴的轴应力计算 在垂直方向的弯矩为 d1M,C，b,F，cca112 64.29,，,，1313252943.922 =,61383MPa 在水平方向的弯矩为 M,C，bss1 ,11394，25 =284850MPa 则在弯矩和转矩的联合作用下 31 222,，，MMMTcsg 222,50342.69，285112.75，257400 =387399MPa 故一轴的轴应力为 32M,,3,d 32，387399,33.14，40 =61.69MPa400MPa , 所以第一轴的强度合格。 (2)第二轴轴应力计算 在垂直面内的弯矩为 M,B，a,A，bcc4c4 ,1312.5，130,7795，25 =,24250MPa 在水平面内的弯矩为 M,B，a,A，bss4s4 ,,11404.5，130,11929.1，25 =,1780812.5MPa 则在弯矩和转矩的联合作用下 222,，，MMMTcsg 222,671103，1780812，910850 =2109816MPa 故第二轴的轴应力为 32M,,3,d 32，2109816,33.14，35 =216.58MPa400MPa , 所以第二轴的强度合格。 32 (3)中间轴的应力计算 在垂直方向 d2M,F，b，F，c,F，,Ea，c，，cc3r2a2c22 115.71,5265，25，3271，130,3075，,2245，150,221151MPa2 在水平方向 M,F，b，Ea，c,F，c，，ss3s2t2 ,8038，25，5087，150,7611.1，130 =,25430MPa 在弯矩和转矩的联合作用下 222,，，MMMTcsg 222,221151，25430，440340 =493410.34MPa 故中间轴上的轴应力为 32M,, 321.82MPa400MPa ,3,d 所以中间轴强度合格。 5.3.3 轴的刚度计算 对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴在水平面内的转角，前者改变了齿轮的中心距并破坏了齿轮的正确啮合;后者使大小齿轮相互歪斜导致沿齿长方向压力分布不均匀，如图5.2所示，其中a是在垂直平面内的变形，b为轴在水平面内的变形。 计算时，仅计算齿轮所在位置处的挠度和转角。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，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图 ,ff5.3所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别按cs 下式计算: 22Fabrf, (5.1) c3EIL 22Fabtf, (5.2) s3EIL Fabb,a，，r,, (5.3) 3EIL F式中:,齿轮齿宽中间平面上的径向力(N); r F,齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N); t 33 5,弹性模量(MPa)，MPa; EE,2.1，10 44,惯性矩(mm)，对于实心轴，; II,,d64 d,轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算; b，,齿轮上的作用力到支座、的距离(mm); ABa ,支座间的距离(mm)。 L 22f,f，f,0.2轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为cs mm，mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 ,,,,f,0.05，0.10f,0.10，0.15cs 图5.2 变速器轴的变形简图 图5.3 变速器轴的挠度和转角 34 1、第二轴的挠度和角的计算 (1)第二轴挠度的计算 由式(5.1)得第二轴在垂直平面内的挠度为 22Fabr ,fc3EIL 而惯性矩I为 444 mmI,,d64,3.14，3564,73624.41故在垂直面内的挠度为 22Fabrf,c3EIL 225978，25，130,53，2.1，10，73624.41，155 =0.00878mm 由式(5.2)得在水平面内的挠度为 22Fabtf,s3EIL 2214223.14，25，130,53，2.1，10，73624.41，155 =0.0209mm 故轴的合成挠度为 22,，fffcs 22,0.00878，0.0209 =0.023mm0.2mm , 所以第二轴的挠度符合要求。 (2)第二轴转角的校核 由式(5.3)得 Fabb,a，，r,, 3EIL 5977.83，130，25，130,25，，, 53，2.1，10，73624.41，155 =0.000284rad0.002rad , 所以第二轴转角符合要求。 2、中间轴刚度的校核 (1)中间轴挠度的计算和校核 35 由式(5.1)得中间轴在垂直面内的挠度为 2222Fac，bFa，cb，，，，223323rrf,，c3EIL3EIL 2221085.6，20，1552532.94，150，25,，553，2.1，10，73624.41，1753，2.1，10，73624.41，175 =0.0057mm 由式(5.2)得中间轴在水平面内的挠度为 2222Fac，bFa，cb，，，，223323ttf,，s3EIL3EIL 22223271，20，1554439.2，150，25,，553，2.1，10，73624.41，1753，2.1，10，73624.41，175 =0.0116mm 故轴的全挠度为 22,，fffcs 22,0.0116，0.0285 =0.0308mm0.2mm , 所以中间轴的挠度合格。 (2)中间轴转角的校核 由式(5.3)得中间轴的转角为 Fac，bb，c,aF，a，c，b，b,c,a，，，，，，，，2233232332rr,，,3EIL3EIL 3271，20，155，1354439，150，125，25,，553，2.1，10，73624.41，1753，2.1，10，73624.41，175 =0.000425rad0.002rad , 故中间轴的转角合格。 5.4变速器轴承的选择和校核 一般是根据布置并参考同类车型的相应轴承以后，按国家规定的响应轴承标准选定，再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据，承受动载荷是其工作的基本特征。 5.4.1 第一轴轴承的选择和校核 第一轴装轴承处的直径为40mm，按GB/T276-1994的规定，选择轴承6308，其 C,40800基本额定动载荷N，极限转速为9000r/min。 r 滚动轴承的实际的载荷条件常与确定基本额定动载荷时不同。在进行轴承寿命计算时，必须将实际载荷转换为与确定基本额定动载荷时的载荷条件相一致的假想载荷， 36 在其作用下的轴承寿命与其实际载荷作用下的相同，这一假想载荷成为当量动载荷，用P表示，因此，轴承的寿命计算必须想求出当量动载荷。 当量动载荷的计算公式为 ，，P,fXF，YFPra X,0.56Y,1.71式中:，,径向、轴向载荷系数;，。 XY ,考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取1.2,1.8，在此取ffpp=1.4。 fp ,，，，PfXFYFPra ，，,1.4，0.56，3131，1.71，2944 =9502.64N 对汽车轴承寿命的要求是轿车30万Km，货车和大客车25万Km。则轴承的使用预期使用寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程S来计算 vam S, L,hvam 。 式中的汽车平均车速可取v,0.6vamamax 所以轴承失效前汽车行驶的时间为 S250000,,,2976.2L,h h0.6，140vam 而轴承寿命的计算公式为 ,6,,C10r,,L, h,,60np,, ,,3式中:,寿命系数，对滚子轴承，; , ,轴承转速。 n 将参数代入公式后得 ,6,,10C,,,Lh,,60np,, '361040800,,,,,60，30009502.64,, 'L =4398.6h ,h 所以第一轴轴承的使用寿命符合要求。 5.4.2 第二轴轴承的选择和校核 第二轴装轴承处的直径为35mm，由GB/T276-1994得，选择轴承的型号为6407， 37 其基本额定动载荷N，极限转速为8500r/min。 C,56800r 求第二轴轴承的当量动载荷P ，，PfXFYF,，Pra ，，,1.4，0.56，5978，1.45，8211.73 =21356.56N 则第二轴轴承的寿命为 ,6,,10C,,,Lh,,60np,, 361056800,,,,,60，821.9321356.56,, ' =3825.6h L,h 所以第二轴轴承的寿命符合要求。 5.4.3 中间轴轴承的选择和校核 中间轴装轴承处的直径为25mm，由GB/T276-1994得，选择轴承的型号为6405， 其基本额定动载荷为N，极限转速为11000r/min。 C,38200r 求中间轴轴承的当量动载荷 ，， P,fXF，YFPra N F,F，F,3271，4439.2,37710.2rr2r3 N F,F,F,3075.1,6098.12,3023aa2a3 而径向、轴向载荷系数为 X,0.56Y,1.16 故中间轴轴承的当量动载荷为 ，，P,fXF，YF Pra ，， ,1.4，0.56，7710，1.16，3023 =3506.68 N 中间轴轴承的寿命为 ,6,,10C,,,Lh,,60np,, 361038200,,,,,60，1971.43811,, 'L=8815.56h ,h 所以中间轴轴承的寿命符合要求。 38 5.5 本章小结 本章完成的主要任务是对于轴和轴承进行设计计算，达到正确的装配关系，在满足装配关系的条件下还要进行强度的校核，以满足设计、使用需要。 第6章 同步器和操纵机构的设计选用 6.1 同步器的设计选用 同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油，故轿车变速器除倒挡、货车除一挡、倒挡外，其他挡位多装用。要求其转矩容量大，性能稳定、耐用。同步器有常压式、惯性式和惯性增 39 力式三种。常压式同步器虽然结构简单，但是不能保证啮合件在同步状态下换挡的缺点，现在已经不再使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。 惯性式同步器能确保同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又可分为惯性锁止式和惯性增力式。用得最广泛的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽然结构有所区别，但工作原理无异，都有摩擦元 [14]件、锁止元件和弹性元件。挂挡时，在轴向力作用下摩擦元件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步;锁止元件用于阻止同步前强行挂挡;弹性元件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。 6.1.1 锁环式同步器 1、4-锁环(同步锥环);2-滑块 3-弹簧圈;5、8-齿轮;6-啮合套座;7-啮合套 图6.1 锁环式同步器 如图6.1所示，锁环式同步器工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，其转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛应用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口，缺口比滑块宽一个接合齿宽。换挡时，啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠，转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵，如图6.2a所示，此时换挡力经锁止斜面使锁环进一步压紧，锥面间的摩擦力矩进一步增大，产生滑磨。选择适当的参数，使在换挡力作用下锁止面上产生的迫使锁环回正的脱锁力矩小于锥面间的摩擦力矩，可阻止同步前挂挡。当锥面间的摩擦力矩克服了被接合部分的惯性力矩后，转速差及摩擦力矩消失，脱挡力矩迫使锁环回正，如图6.2b所示，锁止斜面脱开，啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的接合齿同步啮合，保证无冲击挂挡。 40 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置 1-锁环;2-啮合套;3-啮合套上接合齿;4-滑块 图6.2 锁环式同步器工作原理 6.1.2 锁销式同步器 1、4-同步锥环;2-锁销;3-啮合套;5-啮合齿座;6-定位销 图6.3 锁销式同步器 如图6.3所示，锁销式同步器的同步过程与锁环式类似，但锁止元件是三个锁销及相配的锁销孔倒角，另外三个以弹簧及钢球定位的定位销。作为弹性元件的三个弹簧及相应的定位钢球是装在啮合套的钻孔中，使啮合套等在空挡时保持中间位置。摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。其摩擦锥面 [15]径向尺寸大，转矩容量大，广泛用于中、重型汽车上。 6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 b1、接近尺寸 同步器换挡第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套 b相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离，称为 bb接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.2,0.3mm。 41 2、分度尺寸 a 锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心 b线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于1/4接合齿齿距。尺寸和是保证同步aaa器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。 3、锁销转动距离 c d锁销在滑动齿套锁销孔中的转动距离影响分度尺寸。锁销直径、锁销转动距ca 离与销孔直径之间的关系如下 Ec d=+2 Ec 锁销转动距离与接合齿齿距的关系如下 ct Rt1 c,4R2 式中:,锁销轴向移动后的外半径(即摩擦锥环外半径); R1 ,接合齿分度圆半径。 R2 4、锁销端隙 ,1 锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩,1 擦锥环端面之间的间隙为，要求,。若,，则换挡时，在摩擦锥面尚未,,,,,22121 b接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸,0，此刻因摩擦锥 b环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证,0，应使,2 ,,，通常取=0.5mm左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可,,311 称之为后备行程。 ,预留后备行程的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换挡3 时，摩擦锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多， ,导致间隙逐渐减少，直至为零;此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失3 去摩擦力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当 ,而影响同步器寿命。一般应取=1.2,2.0mm。 3 在空挡位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.2,0.5mm。 42 6.1.4 同步器主要参数的确定 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数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在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的强度和硬度、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，因使用寿命短已遭淘 取为0.1。 汰。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f 摩擦因数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，f 则换挡省力或缩短同步时间;摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。 2、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。实验还证明: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ff 宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存在于螺纹之间的间隙中，但螺 ,12个，槽宽3,4mm。 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6 (2)锥面半锥角,。摩擦锥面半锥角,越小，摩擦力矩越大。但,过小则摩擦锥 。。。,,面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan,,f。一般取=6,8。=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时就很少出现咬住现象。 RRR(3)摩擦锥面平均半径。设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制， R包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响同步器 43 径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将取R大些。 bb(4)锥面工作长度。缩短锥面长度，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也 b减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定 Mm b,22,dfR 式中: ,摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，=1.0,1.5MP; ppa M,摩擦力矩; m ,摩擦因数; f R,摩擦锥面的平均半径。 上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。 (5)同步环径向厚度。与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置 R上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。 乘用车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。锻造时选用锰黄铜等材料，铸造时选用铝黄铜等材料。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同步环的锥面上喷镀一层钼(厚约0.3,0.5)，使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥孔表面喷上厚0.07,0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2,3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。 3、锁止角 , 锁止角选取得正确，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, R能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面平均半径、,f ,锁止面平均半径和锥面半锥角。 4、同步时间 t 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。轴向力大、则同步时间减少。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，计算时可在下述范围选取:对乘用车变速器，高挡取0.15,0.30s，低挡 44 取0.50,0.80s;对货车变速器，高挡取0.30,0.80s，低挡取1.00,0.50s。 5、转动惯量的计算 换挡过程中依据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、与中间轴上齿轮向啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算是:首先求得各零件的转动惯量，然后按不同挡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值。 6.2 变速器操纵机构的设计选用 6.2.1 变速器操纵机构的分类 根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡。 变速器操纵机构应当满足如下主要要求:换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。 变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同挡位。 用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或推到空挡 [16]工作，称为手动换挡变速器。 根据变速器操纵方式的不同，变速器可分为: 1、直接操纵手动换挡变速器 当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。 2、远距离操纵手动换挡变速器 平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器，称为远距离操纵手动换挡变速器。这时要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速器支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换挡传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利的影响。 45 3、电控自动换挡变速器 尽管有级式机械变速器应用广泛，但是它有换挡工作复杂、对驾驶员操纵技术要求高并使驾驶员容易疲劳等缺点。20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换挡，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换挡时刻的判断，接着自动实现收油门、离合器分离、选挡、换挡、离合器接合和回油门等一系列动作，使汽车动力性、燃油经济性有所提高，简化操纵并减轻了驾驶员的劳动强度。 6.2.2 变速器常用操纵机构分析 1-五、六挡拨叉;2-三、四挡拨叉;3- 一、二挡拨块;4-五、六挡拨块;5- 一、二挡拨叉; 6—倒挡拨叉;7-五、六挡拨叉轴;8-三、四挡拨叉轴;9- 一、二挡拨叉轴;10-倒挡拨叉轴; 11-换挡轴;12-变速杆;13-叉形拨杆;14-倒挡拨块;15-自锁弹簧;16-自锁刚球;17-互锁柱销 图6.4 六挡变速器操纵机构示意图 如图6.4所示为汽车六挡变速器操纵机构的组成和布置示意图。拨叉轴7、8、9和10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。三四挡拨叉2的上端具有拨块。拨叉2和拨块3、4、14的顶部制有凹槽。变速器处于空挡时，各凹槽在横向平面内平齐，叉形拨杆13下端的球头即深入这些凹槽中。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13绕换挡轴11的轴线摆动，从而使叉形拨杆下端球头对准与所选挡位对应的拨块凹槽，然后使变速杆纵向摆动，通过叉形拨杆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的球头深入拨块3顶部的凹槽中，再纵向摆动变速杆使拨块3连同拨叉轴9和拨叉5沿纵向向前移动一定距 46 离，便可挂入二挡;若向后移动一段距离，则挂入一挡。当使叉形拨杆下端的球头深 [17]入拨块14的凹槽中，并使其向前移动一段距离时，则挂入倒挡。 图6.5 变速器倒挡锁和选挡锁装置 为保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，对变速器操纵机构提出如下要求:保证变速器不自行脱挡或挂挡，在操纵机构中应设有自锁装置;保证变速器不同时挂入两个挡位，在操纵机构内应设有互锁装置;防止误挂倒挡，在变速器操纵机构中应设有倒挡锁。如图6.5所示。 6.3 变速器箱体的设计 变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5,8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。 为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。 为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速 47 器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。 为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.5,4mm 。采用铸铁壳体时，壁厚取5,6mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度， [18]但会使质量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。 货车变速器壳体应设置动力输出孔。 6.4 本章小结 本章通过对变速器中同步器和箱体的介绍以及对其提出的设计标准为主要内容，在设计过程中明确设计依据，掌握设计准则，达到在绘制图纸过程中正确、快速、准确的设计出同步器及箱体。 ? 结 论 本次设计是日产锐骐皮卡五档手动变速器。通过确定该汽车的基本参数，确定各个档位的传动比，计算出齿轮和轴的尺寸，进行强度校核，并运用AutoCAD软件绘制出主要零部件的零件图和装配图。设计出瑞产锐骐皮卡五档手动变速器。 48 采用中间轴式变速器，其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。这台变速器具有五个前进档(包括一个超速档五档)和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶;利用空挡中断动力传递，以使发动机能够起动 、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。 对于本次设计本着结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉的原则，采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中，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;变速器挂档时用结合套，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。本着实用性和经济性的原则。 紧张忙碌的毕业设计已经即将接近尾声，这次设计是对大学四年来的学习的一次检验，而且通过毕业设计复习了旧知识学到了新知识，对能力和态度的检验，经过三个月的毕业设计，我真正学到的是学习的能力，经过自己的计算和设计，得到自己的成果，提高了个人能力，为即将毕业的我打下了坚固的基础。 参考文献 [1] 刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001. [2] 王望予.汽车设计[M].北京:机械工业出版社,2000. [3] 陈家瑞.汽车构造[M].北京:人民交通出版社，2001. [4] 侯洪生，王秀英.机械工程图学.北京:科学出版社，2001:225,333 49 [5]成大先.机械设计手册Vol 2) [M]. .北京:化学下业出版社，1994. [6]韩林山.机械优化设计[M].郑州:黄河水利出版社，2003. [7] 董宝承.汽车底盘.北京:机械工业出版社，2004:32,81 [8]汽车工程于朋编辑委员会.汽车工程手册(设计篇) [M]北京:人民交通出版社，2001: 386- 387. 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Usually, the pilot on the clutch pedal through manipulation and in any HuanDangGan can choose between gear. There are a few 51 manual transmission, such as motorcycles, cars, some transmission shift transmission allows only sequence, the transmission is called sequence shift transmission. In recent years, along with the electronic control components durability, computerized automatic switching clutch automatic shift of transmission in Europe since the start line are more and more popular, car Volkswagen and ford are sold in the city on the double clutch provide updated generation, transmission from the start with two clutches, every shift automatically switch to another group of clutch engagement, need not as quick as traditional in manual have only one group separated again clutch engagement, shifting speed is faster, more small change gear vibration. Internal structure: shaft Decorate a form of transmission shaft type usually have two and three shaft type two kinds. Usually a rear wheel drive car will adopt three axis type, i.e. input shaft transmission, the output shaft and oart. Input shaft front associated with engine, borrow clutch output shaft back-end through the flange and universal transmission device connected. Input shaft and the output shaft in the same horizontal line, with their oart parallel arrangement. From the input shaft power through the gears to preach to the output shaft oart again. In many input and output shaft transmission shaft could engage in together, so to power, then the gear oart called directly. Direct files through uniaxial transmission, the ratio of 1:1, the highest transmission efficiency. Even in the transmission directly, cannot offer the input shaft, and the output shaft is decorated in a straight line to reduce work needed to inherit the torque transmission. Reversing device Generally speaking, the reverse gear reducer than can also synchronizer In synchronized meshing gears have type synchronizer Settings, can make two gear engagement in the first, before the speed reached synchronizer in all of this manual gear transmission of the car has been used Clutch, The clutch is can make two gear with a separate with mechanical parts, two gear transmission power can be combined, but when to speed, so will depend on the first two gear clutch, change gear ratio, the two gear transmission power, continue again Control: 52 Gear In simple terms, the high speed, low speed ShengDang when the time came Every car high speed Compared with automatic transmission This refers to the automatic transmission of traditional hydraulic transmission, namely through hydraulic torque converter and planetary gear transmission power automatic transmission. Advantages: transmission efficiency than automatic gearboxes for high, of course, theoretically can compare economical.maintenance will be cheaper than transmission.If you want to higher cost, can begin from both the row of convenience and high power 附 录B外文文献的中文翻译 手动变速器 手动变速器是汽车变速器中最基本的一种类型，其作用是改变传动比，并提供倒档 和空档。通常，驾驶员通过踩离合器踏板和操纵换挡杆可以在任何档位间进行选择。 也有少数手动变速器，如摩托车变速器，某些赛车变速器，只允许顺序换挡，这些变 53 速器被称为顺序换挡变速器。近年来随着电子控制元件耐用度的改善，由电脑控制自动切换离合器自动换档的自动手排变速箱在欧洲车上也愈来愈普及，福斯汽车与福特汽车则在市售车上提供更新一代的双离合器自动手排，变速箱同时具有两组离合器，每次换档时自动切换到另一组未使用的离合器迅速啮合，不需如传统手排变速箱得等唯一一组离合器分开后再重新啮合，换档速度更快，换档震动也更小。 内部结构 传动轴 传动轴的布置形式通常有两轴式和三轴式两种。通常后轮驱动的汽车会采用三轴式变速器，即输入轴，输出轴和中间轴。输入轴前端借离合器与发动机相联，输出轴后端通过凸缘与万向传动装置相联。 输入轴与输出轴置于同一条水平线上，中间轴则与它们平行布置。动力通过齿轮从输入轴传至中间轴再传至输出轴。在许多变速器中输入轴和输出轴能接合在一起，因此动力不必经过中间轴，这时的档位称为直接档。直接档通过单轴传动，传动比为1:1，具有最高的传动效率。即使在不能提供直接档的变速器中，把输入轴与输出轴布置在一条直线上也有利于降低工作时变速器所需承受的扭矩。 倒档装置 一般来说, 倒档的减速比都会比一档的还大 同步器 在同步啮合变速式中则有同步器的设置，可使两个齿轮在接合前速度先达到一致，此种同步器在所有的手动排档汽车的变速器中都已使用 离合器 离合器是可以使两个齿轮分开跟结合的一个机械部分, 两个齿轮结合的时候可以传输动力, 却没办法变速, 所以要靠离合器先把两个齿轮分开, 改换齿轮比, 再把两个齿轮结合, 再继续传输动力 操纵机构 档位选择 简单来说, 转速过高的时候升档, 转速过低的时候降档 转速高低每台车不一样 与自动变速器的比较 此处的自动变速器是指传统的液力式自动变速器，即通过液力变矩器及行星齿轮传递动力的自动变速器。 优点 54 传输效率比自动变速箱为高，当然理论上会比较省油 维修保养上会比自动变速箱便宜 如果愿意以较高成本使用自动手排，则可以兼顾自排的方便性及手排的高效率 55