奇瑞微型汽车设计（变速器设计）（4+1挡手动变速器）【全套含8张CAD图纸】

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For the transmission ,there have some basic requirements: (1) To ensure that the car has the necessary power performance and economic performance; (2) Setting the reverse gear to make cars can go backwards; (3) Setting up the gap, which is used to cut off the transmission from the engine power to the drive wheels;(4) Setting up the power output equipment, so can put power out when necessary; (5) Shifting conveniently and fastly,energy saving; (6) When cars in the process of marching, the transmission can not have a messy, jumping phenomenon such as block and shift shock, namely to reliable operation; (7) Working efficiently; (8) Low noise when working. This design is a three axises transmission. This type of transmission has two obvious advantages: Firstly,even the center distance is short.it can still get the large transmission ratio; Secondly, direct gears efficiency is high and the noise and abrasion is relatively less. According to the parameters given, including total quality, top speed, maximum gradability, etc, and analogying to the actual production of minivans, chose a suitable engine, which shows the capacity of the engine, the maximum power, maximum torque, rotating speed of the highest power speed and torque and other important parameters. According to these parameters, I can chose a suitable by calculating the main reduction ratio. Combining the studied automobile theory and automobile design knowledge to calculate the gears and shafts data of the transmission and check them whether meet the requirements.KEY WORDS:transmission,transmission ratio,counter shaft, the second axis,gears,lock ring Synchronizer目目 录录前 言.1第 1 章 变速器的概述.2 1.1 变速器功用及设计要求.21.1.1 汽车变速器的功用.21.1.2 变速器的设计要求.21.2 设计任务及主要数据.3第 2 章 变速器的选择及主要零件的设计.42.1 变速器的选择.42.1.1 变速器形式.42.2 倒挡传递方案.62.3 变速器主要零件的分析.72.3.1 齿轮型式.72.3.2 换挡结构形式.82.4 轴承形式.92.5 传动方案的最终设计.9第 3 章 变速器传动机构的计算.113.1 变速器主要参数的选择.113.1.1 传动比初选.113.1.2 中心距的确定.123.1.3 传动零件的设计.123.1.4 各挡齿轮参数的确定.133.2 变速器齿轮的强度计算.173.2.1 齿轮的损坏原因及形式.173.2.2 齿轮的强度计算与校核.173.2.3 齿轮接触强度的校核.19第 4 章 变速器轴的强度计算与校核.224.1 变速器轴的结构和尺.224.1.1 轴的结构.224.1.2 确定轴的尺寸.234.2 轴的校核.234.2.1 第一轴的强度与刚度校核.234.2.2 中间轴的校核计算.244.2.3 第二轴的校核计算.284.3 轴承的校核.324.4 键的校核.334.4.1 平键的校核.334.4.2 花键的校核.33第 5 章 同步器与操作机构的设计.345.1 同步器的设计.345.1.1 同步器的结构.345.1.2 同步环主要参数的确定.355.2 变速器的操纵机构.375.2.1 变速器操纵机构的功用.375.2.2 操纵机构需满足的条件.38结 论.39参考文献.40致 谢.41前前 言言近几年来，世界的经济处于一个不太景气的状态，然而中国的经济发张却一反常态的持续增长。汽车的销售量在中国也是持续的增长，中国已经成为世界汽车的第一大国，汽车已经成为绝大多数人们出行的选择。我国有很大一部分人处在中产阶层和以下，因此微型车在我国的销售情况很是不错的。微型车具有价格便宜、体积小、燃油经济性高等特点，十分适合我国这种高密度人口的国家。本次设计就是一台用在奇瑞微型车上面的变速器。该变速器既要能够满足奇瑞车的使用要求，还要有良好的性价比。为了满足这次的设计要求，本人充分地利用了机械软件、导师资源、先进的通信工具等便利条件，认真的收集关于本次设计的相关资料，仔细的计算了种种数据还和总成及其他部件的设计者进行了认真积极的交流沟通，努力把产品设计的符合各种使用要求。另外，这是本人第一次做有关变速器的设计，经验等各方面还有很大的不足的地方，因此会出现一些不足或者错误的地方，还希望各位老师和其他的设计者多多的指教，你们的批评也是帮助我提高自己的认知和水平。本次设计还充分地运用了 CAD 作图、office 等各种软件。第第 1 章章 变速器的概述变速器的概述变速器在汽车中是一个非常重要的部件，发动机所输出的转速和扭矩都是有比较小的，小到还不足以直接让汽车能够正常的行驶。而变速器的最重要的功用就是把发动机所发出的比较小的转速和扭矩都扩大，这样就可以让汽车能够进行正常的如起步、爬坡、加速等操作，同时还能够让发动机在一个有利的环境下进行工作。1.1 变速器功用及设计要求1.1.1 汽车变速器的功用 1变速器的最主要功用就是要能够让发动机所输出的扭矩和转速随着汽车在行驶过程中可能面临的不同的情况来进行改变，以保障汽车可以正常的行进，而且还能让发动机在一个有利的环境下进行工作，这样也就可以让发动机的寿命得到有效的延长。2汽车在路上行驶的过程中有的时候会需要倒退行驶，而发动机的曲轴的旋转方向是不会改变的，这就需要在变速器中设置一个倒挡，以确保发动机能够在曲轴的转动方向不发生改变的情况下让汽车倒退行驶。3汽车有时还需要在发动机不熄火的情况停车、怠速等，这样就需要在变速器中设置有空挡位，可以切断发动机向车轮的动力的传输。1.1.2 变速器的设计要求1. 对于汽车来说，动力性能和经济性能是两个关键的指标。因此，在设计变速器的时候就要充分考虑这两个因素。 2. 在某些情况下，发动机必须要和传动系能够长时间的分离，以完成一些工作，因此需要设置空挡；而且还需要有倒挡机构，让微型车可以实现倒退。3. 工作必须可靠，换挡方便、省力、迅速。因此变速器设计得必需要安全可靠，避免这些潜在危害现象的发生。换挡时采用同步器换挡，现在许多高档汽车上也有了半自动、自动的换挡方式，这些都可以让驾驶员很省力的就能够进行换挡操作。这样一来可以减轻驾驶员的驾驶疲劳感，而来也提高了行驶安全性和道路安全性。4. 轮廓尺寸和质量小。轮廓尺寸的减小可以增加汽车内部的空间，提高乘坐的舒适性。中心距是和这个方面相关的最重要的参数。选用合理的齿轮型式以及进行适当的齿轮变位可以让变速器获得一个较好的中心矩。变速器质量的减小可以减轻整车的质量，能够让汽车得到较好的速度，这一点可以通过选用质量较好的的材料以及进行适当的热处理方法来实现。5. 传动效率高。动力在传递的工程中会有部分的能量流失，为了减小能量的流失量，可以加大零部件的加工精度和安装质量以及选用合适的润滑方法。还有个有效的措施是设置直接挡。6. 噪音小。减小噪音对于提高乘坐舒适性很有帮助。采用合适的润滑方法等方法都可以显著的减小噪音。7. 汽车内很多零部件都是标准件。设计时需要贯彻零件标准化、部件通用化等设计要求，并且要遵守有关的设计法规。另外，变速器应满足制造成本、拆装、维修等方面的要求。1.2 设计任务及主要数据题目名称：奇瑞微型汽车设计（变速器设计）设计参数:发动机：SQR373F，排量 1.3L，总质量 950Kg，最高车速160Km/h，最大功率 51Kw/5500rpm，最大扭矩 93N.m/35004500rpm，轮胎175/60 R14。第第 2 章章 变速器的选择及主要零件的设计变速器的选择及主要零件的设计2.1 变速器的选择变速器的形式有手动、自动、手自一体等，各国的汽车行业的发展速度和使用条件不同，变速器的使用也不尽相同。按挡位数分，变速器有四挡、五挡和多挡式；轴的数目不同，又可分成两轴三轴和多轴；有级变速、无级变速是按传动比变化是否连续分的。选用哪种变速器不仅考虑汽车总布置，还主要参考以下：1. 径向尺寸2. 使用寿命3. 变速器的效率最常见使用的是其中的固定轴式变速器，可以分为两轴式和中间轴式。 2.1.1 变速器形式1. 两轴式变速器如图所示是两轴式。两轴式变速器和三轴式相比较而言少了轴和轴承，因此结构变得不是很复杂、轮廓尺寸也减小了，这是它的一个优点。而且它的传动效率比较高同时噪声也相应的减小因为每个中间的挡位都是只经过一对齿轮的啮合传动。但是，一挡传动不可能设计的很大是它的一个缺点；而且，它还不能够设置直接挡，因此在高的挡位工作的时候，轴承和齿轮都会受到载荷的作用，这样不仅容易损坏齿轮和轴承，工作的噪声也会随着变大。而且对于前进挡而言，三轴式变速器的输入轴和输出轴的转动的方 向是相同的，但是两轴式的输入轴和输出轴的旋转方向却是相反的。图 2-1 两轴式变速器1.第一轴；2.第二轴；3.同步器2. 三轴式变速器如图所示是三轴式。一般来说，一轴和常啮合的主动齿轮是做成一个整体的，第二轴套在齿轮的内部，它们之间通过轴承支承，要保证两根轴处在同一条直线上面，经过啮合套的啮合作用后，它们就可以连接在一起，这样就构成了直接挡。当直接挡在工作的时候，只有输入轴和输出轴会受到载荷的作用，其他部件都不受力，这时变速箱内的噪音低，齿轮和轴承的磨损也会减少，而且传动效率也会变得非常高，可以高达 90%或者更高。一般而言变速器内的其它的挡位的使用率都比直接挡要低，因此变速器的使用寿命就会得到很好的延长。当不是直接挡在工作的时候，变速器需要经过两对齿轮的啮合来传递动力，三根轴及其上面的齿轮都会参加工作，所以在变速器的中心距不大的情况下，一挡仍旧能够获得一个比较大的传动比。除直接挡以外的其他挡位的换挡方式，一般情况下是选用了用同步器或者啮合套的方式换挡，它们是被装置在第二轴上各个齿轮之间的。尽管在直接挡的时候传动效率比较高，但是当其他挡位工作时，它的传动效率没有一挡的时候的那么高，这是它的一个缺点。图 2-2 轿车三轴式四挡变速器1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴由上述对比可得，三轴式变速器用在本次设计的汽车上是比较合适的。2.2 倒挡传递方案倒档是变速器里的一个重要的部分，挂上倒档都是在停车的情况下进行，倒档的使用率并不是特别高。换倒档的形式多种多样，大多数的方案都是使用一个直齿轮作为倒档齿轮，然后用同步器推动它，这样就可以挂上倒挡。下面来介绍几种常用的倒挡形式：图 a 所示方案，这种方案使用了正常挡位的齿轮，运用倒档齿轮来加入了转动，这种改变可以让构造变得不那么复杂，却会让齿轮工作在交变应力下面，会加快齿轮的损坏速度。图 b 所示方案。把中心轴上的一个齿轮在倒档的时候成功的使用了进去。如此一来，中心轴的长度就会被减小了。但是倒挡齿轮和一档齿轮就一起参与了工作在换挡中，这样一来换挡就看起来不是那么的方便了。图 c 所示方案的优点是传动比之于倒档能够得到很好的提升，不足的地方就是操作不是特别方便，操作换挡也变得十分繁琐。图 d 所示方案是把图 c 方案的不足的地方做出了一些改变来弥补，增加了其合理性，所以经常在使用在货车上。图 e 所示方案。制造一个长的齿轮，即双联齿轮。图 f 所示方的案换挡是十分容易操作的，一般是用在所有的齿轮副都是常啮合齿轮的情况下。图 g 所示的方案是货车上的一种布置方案，这种方式的布置大大减小的在轴方面的长度，空间也得到了极大的使用。然而一挡和倒挡都必须各自使用一根拨叉，多了一根拨叉也就多了一根拨叉轴，这样操纵机构就会变得距离简单简便的原则相去甚远。这是它的一个缺点。通过比较各种方案，使用图 f 的倒挡换挡形式是比较符合的。图 2-3 几种倒挡传动方案2.3 变速器主要零件的分析2.3.1 齿轮型式使用在变速箱里的齿轮都是圆柱式的齿轮，一般情况下是有两种的：斜齿和直齿。一挡和倒挡的齿轮一般都是圆柱式的，倒档时齿轮可以通过滑动来接合。它们的制造容易，结构简单，然而齿轮的断面产生一定量的冲击并且噪音会发生在换挡的瞬间。这样的一个冲击会让齿轮的使用寿命减小，并且驾驶员在驾驶的过程中，猛的听到这样一个冲击的声音会变得精神紧张，同时，车上乘客的乘坐舒适性也会大打折扣。这种缺点也可以被避免，但是需要驾驶员的驾驶水平过硬，而大多数人是做不到这点的。即使这样，驾驶员的精神注意力都用在了换挡上面，可能导致忽视了道路的情况，行驶危险性就可能会变大，道路安全性随之降低。和上面所说的那种样式的相比较，斜齿轮的优点就凸显出来了。它的噪声在工作的时候很低，并且使用寿命也很长；缺点也有，就是是使用的时候会产生一定量的轴向力，而且加工也稍微麻烦。在本次设计中，直齿斜齿轮都被使用在了变速箱里，直齿传动运用在一挡倒档上，别的挡位则使用斜齿传动。2.3.2 换挡结构形式换挡结构有以下三类。1.直齿滑动齿轮换挡这种方式构造不是那么复杂，加工同样也是不那么复杂。但是缺点比较多。因为有冲击的存在在挂档的瞬时，因此会造成齿轮会损坏的比较快，而且噪音也会被突显出来。进一步会让汽车的行驶安全性降低。同时乘坐舒适性也会被降低。2.啮合套换挡采取啮合套换挡时，换挡的过程齿轮是不加入的，因此它们都不会过早的失效。但是还是有想当多的齿数在换挡时受到冲击的作用，而这种冲击还是不能够被抵消掉的。而且，这种换挡形式也需要把常啮合齿轮数和啮合套数变得比较多，这样转动惯量就会有一些加大，这对变速器是不好的。3.同步器换挡选取同步器来实现换挡是现在绝大部分乘用车的首要选择。这样的形式对操作人的水平要求很低，这点对于很多马路新手的新引力还是很大的。另外，它还可以有效的抵消掉很多的冲击力，这样噪音也就变得很小了，因此乘用车的各方面的性能也能够跟着一起得到提升。轴长方向上面的尺寸会有一定量的加大，加工的要求比较高，铜质同步环的使用年限较短，内部的结构也很冗杂，这是它的缺点。虽然这样，它仍然被广泛地使用在各种汽车上面。借助摩擦力的作用来实现顺利工作的锁环式的同步器被选取使用在本次设计里面。2.4 轴承形式可靠性好，寿命长是变速箱里轴承应具有的。变速箱里可以选用多种多样各种各样的轴承。但是什么样的地方可以选择什么样形式的轴承，还受到变速器构造的约束，还要根据各轴轴上的轴向力的特点来选取。微型车由于其本身的尺寸就比较小，取变速器的也就不能太大，受到结构构造方面的限制，不能够选取大尺寸轴承。在变速箱里，轴是一直都在旋转的，而有的齿轮是不一定非要跟着一起来旋转的，因此，在这些地方一般都是选用的滚针轴承或者滑动轴套。传动率高、滚动摩擦小等这些都是滚针轴承的优点。除了这一些，它还有好多的其它的优点，所以经常的会被选用。滑动齿套的优点是价钱不高，加工不难，但是径向的配合尺寸会比较大，比较容易磨坏。2.5 传动方案的最终设计最终设计的方案的传动路线如下图： 图 2-4 变速器结构简图1 挡：一轴1 号齿轮2 号齿轮中间轴8 号齿轮7 号齿轮5 号齿轮、7 号齿轮间同步器二轴输出2 挡：一轴1 号齿轮2 号齿轮中间轴6 号齿轮5 号齿轮5 号齿轮、7 号齿轮间同步器二轴输出3 挡：一轴1 号齿轮2 号齿轮中间轴4 号齿轮3 号齿轮3 号齿轮、5 号齿轮间同步器二轴输出4 挡：为直接挡，即一轴1 号齿轮1 号齿轮、3 号齿轮间同步器二轴输出倒挡：一轴1 号齿轮2 号齿轮中间轴10 号齿轮11 号齿轮9 号齿轮7 号齿轮、9 号齿轮间同步器二轴输出第第 3 章章 变速器传动机构的计算变速器传动机构的计算3.1 变速器主要参数的选择3.1.1 传动比初选初选传动比： = 0.377 (3-1)maxau0miniirngp式中： 最高车速maxau 发动机最大功率转速pn 车轮滚动半径r 变速器的最小传动比，本设计里没有超速挡，取 1mingi 主减速器传动比0i =0.377=0.377=3.845 0imaxminagpuirn16011027260003最大传动比的选择：1gi1).满足最大爬坡度： (3-2) TegiTfGri0max1sincos式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，950Kg，重力加mgG mg速度，取 9.8；发动机最大转矩，=93N.m；maxeTmaxeT主减速器传动比，=3.845；0i0i传动系效率，=90%；TT车轮滚动半径， =0.272m；rr滚动阻力系数，对于乘用车取=0.0165；ff爬坡度，取=16.7带入数值计算得 385. 21gi2).满足附着条件： (3-3)riiTTg01emaxz2F 是道路附着系数，取值范围为 0.50.6，在这里取为 0.6为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取 70%mg ；z2F计算得3.305； 1gi由上述计算得，取=3.2 ；1gi 校核最大传动比为 3.2，在 3.04.5 范围内，故符合。其他各挡传动比的确定：根据汽车内传动比等比数列的原则，即： (3-4)qiiiiiigggggg433221式中：为各挡之间的传动的公比；所以，各挡的传动比为：q， ，31qig22qigqig3=1.471n1giq32 . 3所以其他各挡传动比为： =3.2， =2.16，=1.47 ，=11gi2gi2q3giq4gi3.1.2 中心距的确定中心距是一个举足轻重的因素，它的大小对变速箱的尺寸、质量大小和体积都有很大程度上面的影响，并且还对齿轮的接触强度也有一定程度上的影响。可以按照下面的公式来初选变速箱里一轴和中心轴的中心距： A= (3-5)31maxgeAiTK叫做中心距系数，取 8.9-9.3 是比较适用在乘用车上的，本次设计取 9.0AK则 A=9.0mm27.5996. 02 . 3933初选 A 为 60mm。3.1.3 传动零件的设计齿轮参数的初步选择1. 初选齿轮模数 m通过排量和国家规定的标准模数值来确定，一挡和倒档模数选择 2.5mm，其他挡位选择 2.25mm。变速器中齿轮上的花键和结合套模数取 2.5mm。2. 初选齿轮材料变速箱里的齿轮一般情况下选用的是合金钢，来应对齿轮转速比较高，各个齿轮又都挨的比较近的特点。选用这种材料来制造齿轮，能够极大地减低齿轮被磨坏的速度，也就侧面延长了它的寿命，同时，还可以让抗弯曲疲劳的能力的到很好的提高。因此，本次设计采用 40Cr 材料。3. 齿轮的压力角 在本次设计中齿轮的压力角 取 =20，同步器的压力角 取 =30。这些压力角的选取都是符合国家规定的标准的。4. 初选斜齿轮的螺旋角 设计中很多的齿轮都是选用的斜齿，这样能够让传动变得十分的平顺，即把噪音给降得很低，还能够在一定程度上提高了传动的效率。在初选的时候旋转25齿轮的螺旋角，然后再将其进行变位操作。使用斜齿了传动有一个直齿没有的特点，就是会有轴向力。一轴和二轴上面的斜齿轮的旋向一样，中心轴上的斜AF齿轮选用另一种相反的旋向，这样一来，产生的轴向力就可以被平衡掉一部分，通过轴承来传给变速器壳体来承受。5. 初选齿宽 b齿宽也是一个相当重要的参数，对于轴向的尺寸、工作的平稳性和齿轮的受力均匀程度等都有十分重要的影响。根据汽车设计 ，直齿：b=，取 4.58.0mKccK 斜齿：b=，取 6.08.5ncmKcK1 号齿轮上的的齿宽系数值可以取用大一点的值，这样可以加长接触线的长度，降低接触应力，如此可以有效的增加齿轮传动的平稳性和延长齿轮的使用寿命。6. 齿顶高系数我国规定齿顶高系数取为 1.00. 3.1.4 各挡齿轮参数的确定各个啮合齿轮的齿数之比不应该是整数，如果是整数的话齿面的磨损会不平均，造成某些齿过早的损坏，一旦一个齿损坏，整个齿轮也就报废了。中心距、螺旋角和齿轮的模数等参数被确定之后，各挡齿轮的齿数也可以根据传动比被计算出来。1. 确定一挡齿轮的齿数一挡选用直齿轮，m=2.5mm (3-6)87121ZZZZi先求其齿数和： Z = (3-7)Zm2A其中 A=60mm，故有=48。 Z因为初算的一挡传动比是 3.2，因此选择=15，则=33。8Z7Z从上面的计算可得 A 是一个整数，中心距仍然是 60mm，不必进行修正。2. 确定常啮合齿轮副的齿数选用斜齿轮， =2.25mm， =25 nm由式(3-6)求出常啮合齿轮的传动比 (3-8) 78112ZZZiZ =1.45 12ZZA= (3-9)2cos)(21ZZmn由此可得： (3-10)nmAZZcos221根据已经算出的数据可以得出： =48.336 21ZZ 取 49 与联立可求得=20 ，=29。1Z2Z根据公式(3-8)可算出此时一挡的传动比 =3.191i3. 其他挡位的齿数二挡选用斜齿轮 nm=2.25mm， =25 传动比 (3-11)65122ZZZZi而,故有：16. 22i 49. 1Z65Z关于斜齿轮， (3-12)nmAZcos2故有：，取 49 336.4865 ZZ联立求得 ，295Z206Z同理，可计算出三挡齿轮齿数，一到三挡的齿数如下表所示表 3-1 一到三挡齿轮齿数常啮合一挡二挡三挡主动齿轮20152024从动齿轮293329254. 倒挡齿轮齿数的确定倒挡齿轮使用的是直齿轮，模数 m=2.5mm，在一般情形下，倒挡轴齿轮齿数选取 2123，在这里取 21。初选倒档的齿轮在第二轴上的齿数=29。倒挡齿轮9Z是 10 和 11 啮合，11 再和 9 啮合，9 和 10 是不接触的。0.5mm 以上的间隙必须被确保存在于 9 号齿轮和 10 号齿轮的齿顶圆之间，只有这样，它们之间的运动才不会受到干涉的影响，那么齿轮 10 的齿顶圆直径应为10eD (3-13)ADDee25 . 02910 =41.5mm12910eeDAD =14.6，取=1410Z则倒挡传动比 =3.00 121011119ZZZZZZiR这样一来中心轴与倒挡轴的中心距： mmZZmA75.432)(1110那么倒挡轴与第二轴的中心距： mmZZmA5 .622)(119 5. 变位系数变位在齿轮运用的还是相当多的，如此一来可以让中心距达到合格，也有效的避免了根切现象的发生，而且还能增强齿轮的抗胶合能力，传动的平顺性也能得到提高，噪声也可以一定程度的减小。变位对于齿轮来说一般来说主要分成两类：高度方面的变位，还有就是角度方面的变位。变位被运用在高度方面的的话可以让小齿轮的齿根上面的强度得到一定的增长，和它啮合的大齿轮的齿根上强度本来就大，这样可让它俩强度差不多一样。但是却不能同时加大这一对互相咬合齿轮的强度，而且难以抵消工作时所产生的噪声，这是它的一个不足的地方。然而与之相比，角度方面的变位既有效避开了它的缺点，高度方面变位的优点又没有被丢失，故采用得较多。综合齿轮的计算结果如下表：表 3-2 齿轮参数齿轮齿数d/mmda/mmdf/mm/b/mm12048.9853.4843.3623.261822971.0275.5265.4023.261832561.2265.7255.6023.261842458.7763.2753.1523.261852971.0275.5265.4023.261862048.9853.4843.3623.261873382.587.576.2502081537.542.531.2502092972.577.566.250201014354028.75020112152.557.546.250203.2 变速器齿轮的强度计算3.2.1 齿轮的损坏原因及形式齿轮在使用了一段的时间之后都会报废的，造成齿轮的报废主要有三种情况：齿轮的轮齿在长时间的使用中被折断、齿轮的齿面因为疲劳接触而产生一块一块的剥落和在换挡的过程中齿轮会受到冲击力的作用而端部被破坏。齿轮的轮齿被折断还可以分成两种情况：一是轮齿遭受到比较大的冲击力的作用时候，轮齿的弯曲折断现象就可能会发生；还有就是齿根可能会发生裂缝的现象，而裂缝的深度又会慢慢的变大在使用的过程之中，进而会让整个齿被折断，这种现象通常发生在交变载荷的作用之下。齿轮在长时间的使用过程中会有齿面点蚀现象的发生，这是因为齿面与齿面之间存在有一定量的润滑油，两个齿面在转动的过程中相互挤压，这样一来润滑油的油压会随着变高，可能造成齿面上本来就因为使用、制造等因素而存在的一些小裂缝慢慢的变大，这样齿面上就会有一块块的块状脱落，就形成了点蚀。这样以来齿轮齿形的误差会越来越大，造成传动不准确的现象，进而产生动载荷，然后轮齿会被折断。在正常运转的时候，变速箱里面每个齿轮的转速都是不一样的。因此在换挡的过程之中角速度差是存在于两个即将啮合的齿轮之间的，这样以来换挡的瞬时冲击载荷就会作用在齿轮的端部上面，从而让齿轮受到损坏。3.2.2 齿轮的强度计算与校核用低碳合金钢来精加工的齿轮通常被选取用在变速箱的里面，齿轮的表面一般是通过渗碳淬火等热处理工艺，精度不能比 7 级还要低。（1）满足工作条件的要求 下面的数是不同模数的时候的渗碳深度值：时渗碳层深度 0.81.2。5 . 3法m时渗碳层深度 0.91.3。5 . 3法m时渗碳层深度 1.01.3。5法m表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348。（2）计算各轴的转矩发动机最大扭矩为=93N.m，每个部件的传动效率也不同，选取齿轮的为maxeT99%，离合器的为 98%，轴承的为 96%。 轴 =1T87.494N.m=96%98%93=max承离eT中间轴 =2T120.574N.m=29/200.990.9687.494=1齿承T轴 一挡 252.105N.m=)(12131iTT齿承二挡 165.963N.m =)(22132iTT齿承三挡 119.335N.m=)(32133iTT齿承倒挡 225.330N.m)(319倒齿承倒iTT倒挡轴 11倒T171.890N.m=2齿承T（3）轮齿强度计算1. 齿轮弯曲强度校核1） 直齿轮弯曲应力： (3-14)btyKKFfw1式中，-弯曲应力（MPa） ；w-圆周力（N） ，；1FdTFg21-摩擦力影响系数，对于主动齿轮来说取值=1.1；对于从动齿轮来说fKfK取值=0.9；fK-计算载荷（Nmm） ；gTd节圆半径（mm） ； 为应力集中系数，取=1.65；KKt端面齿距（mm） ，t=m；b齿宽（mm） ；齿形系数；y图 3-1 齿形系数图当以代入上式中进行计算得时候，400850Mpa 是许用安全的弯曲应力maxeT范围，对于一挡直齿轮而言。2） 斜齿轮弯曲应力 (3-15)KyKzmKTcngw3cos2式中：计算载荷（N.mm） ；gT法向模数（mm） ；nm齿数；z斜齿轮螺旋角（） ；应力集中系数，=1.50；KK齿宽系数；cK重合度影响系数，=2.0；KKy齿形系数，可按当量齿数在上图中查得。3coszzn计算的各挡齿轮弯曲应力的结果汇总如下表：表 3-3 齿轮弯曲应力挡位弯曲应力 MPa常250MPa100156.084MPa:1w250MPa100136.233MPa:2w一850MPa400404.248MPa:7w 850MPa400609.354MPa:8w二250MPa100187.517MPa:5w250MPa100215.098MPa:6w三250MPa100161.914MPa:3w250MPa100171.620MPa:4w850MPa400422.983MPa:9w850MPa400627.175MPa:10w倒850MPa400495.494MPa:11w3.2.3 齿轮接触强度的校核下面的公式可以用来计算齿轮的接强： (3-16)bzjbEF11418. 0式中，-齿轮的接触应力（MPa） ；j F-齿面上的法向力（N） ，；coscostFF -圆周力（N） ，=；tFtFdTg2 -计算载荷（Nmm） ，gT -节点处的压力角（） ； -齿轮螺旋角（） ； d-节圆直径（mm） ； b-齿轮接触的实际宽度，20mm； E-齿轮材料的弹性模量（MPa） ，查资料可取；Mpa5101 . 2 、-主、从动齿轮节点处的齿廓曲率半径（mm） ；zb 直齿轮：=，=；zsinzrbsinbr 斜齿轮：，；2cossinzzr2cossinbbr式中，是主动齿轮的节圆半径，而是从动齿轮的节圆半径（mm） 。zrbr当将代入上面的式子进行计算的时候，变速器齿轮的许用接触应力如maxeTj下表所示：表 3-4 变速器齿轮许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700通过复杂的大量的计算可以得到各个挡位的齿轮的接触应力： 表 3-5 各挡齿轮接触应力挡位 接触应力 MPa1400MPa1300a1140.011MP:1 j常1400MPa1300a1111.389MP:2j2000MPa1900a1645.483MP:7 j一2000MPa1900a1813.071MP:8 j1400MPa1300a1303.795MP:5j二1400MPa1300a1338.280MP:6j1400MPa1300a1170.911MP:3j三1400MPa1300a1201.256MP:4j:2000MPa1900a1452.099MP:9j2000MPa1900a1840.910MP:10j倒2000MPa1900a1490.395MP:11j由上面两个表可以得出，所设计的变速器齿轮的接触应力都是符合要求的。第第 4 章章 变速器轴的强度计算与校核变速器轴的强度计算与校核4.1 变速器轴的结构和尺4.1.1 轴的结构由于中间轴式变速器的特殊构造形式，它的第一轴是加工成为一个齿轮轴，飞轮内腔的轴承上支承了第一轴左端的大部分。前轴承的内径确定下来，轴的各部分直径也就随之可以通过计算得到了。轴的轴向通常来说是使用卡环还有通过轴承盖来实现定位的。离合器的轴向尺寸确定下来之后，变速箱里各个轴的轴向尺寸也跟着确定下来。第一轴如图 4-1 所示：图 4-1 变速器第一轴中间轴的形式有固定式和旋转式。这次变速箱里选取的是旋转式的中间轴。因为倒挡一挡和二挡的齿轮直径很小，在这里要和中间轴制造成为一个整体，而高挡齿轮可以用键分别固定在中间轴上，这样可使齿轮磨损后更加方便地更换。其结构如下图所示：图 4-2 变速器中间轴 4.1.2 确定轴的尺寸变速器轴的直径用下面的经验公式来进行初步的确定： 第一轴花键部分直径：，mm (4-1)3max6 . 40 . 4eTd）（第二轴和中间轴中部直径：，mm (4-2)Ad）（6 . 045. 0式中，-发动机的最大扭矩，NmmaxeT轴径 d 与轴长 L 也是有一定的相干的，一般来说，第一轴和中间轴的直径和支承长度的比值是 0.16 到 0.18 之间；第二轴的直径和支承长度的比值通常在0.18 到 0.21 之间。由以上准则求出：第一轴花键部分直径 d=20mm，支承长 L=120mm；第二轴 d=32mm，L=200mm；中间轴 d=36mm，L=220mm。4.2 轴的校核考虑到轴的制造和装配的尺寸，通常情况下强度是够的，校核的时候只需校核危险截面的强度就可以了。在实际的使用过程中，一挡所传递的扭矩是最大的，所以校核时一般只校核一挡时的强度。当一挡位的强度满足时，其它挡位也大都满足。4.2.1 第一轴的强度与刚度校核第一轴是齿轮轴，它上面的齿轮也就是常啮合齿轮距离支承的地方很近，它所承受的载荷也不是特别大，一般而言挠度不是很大，所以可以不必计算。这样一来，只需要计算一下扭转强度： (4-3) TTtdnpWT32 . 09550000式中：-扭转切应力，MPa；T T-轴所受的扭矩，Nmm； -轴的抗扭截面系数，3mm；TW 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。 T其中，T=87494 N.mm，d=20mm；代入上式得：=54.684Mpa。t由查表可知=55MPa，故，符合强度要求。 Tt T4.2.2 中间轴的校核计算1. 轴的强度校核计算一挡时轴的强度=6430.61N，=2340.55N；8tF8rF=3395.49N，=1345.08N，=1459.92N，2tF2rF2aF=2aF=51841.76N.mm2M2r水平面：220+2tF192-8tF74=01NHF 2NHF220+2tF28-8tF146=0解得 1NHF= -800.31N，2NHF=3835.43N垂直面：1NVF220+2M-2rF192-8rF74=02NVF220-8rF146-2rF28-2M=0解得 1NVF=1725.52N，2NVF=1960.11N水平弯矩： =1NHF28= -22408.68N.mm1HM2HM=2NHF74=283821.82N.mm垂直弯矩：1VM=1NVF28+=100156.32N.mm2M 2VM =2NVF74=145048.14N.mm扭矩： =120574N.mm2T 则 A 截面 AM=158339.91N.mm121NVNHMTM B 截面 BM=340781.28N.mm所以=34.59MPa，B=BBWM=128.63MPa AAAWM在低挡工作时=400Mpa，因此有： ；符合要求。 2. 轴的刚度校核若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为 ，可分别用式计cfsf算 (4-4) 422r22r3aF643ELdbEILbaFfc (4-5) 422223aF643ELdbEILbaFftts (4-6) 43aF643ELdabbEILababFrr式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N） ；rF齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ；tF弹性模量（MPa） ，=2.1105MPa；EE惯性矩（mm4） ，实心轴的；轴的直径（mm） ，花I644dId键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm） ；abAB支座间的距离（mm） 。L全挠度必须小于一个值，这个值为mm。 2 . 022scfff在垂直面内轴的挠度是有一个范围的，超出这个值就是不安全的，这个值为=0.050.10mm，在水平的方向上轴的挠度也是有一个范围的，超出就是不安 cf全的，这个值为=0.100.15mm。此外 0.002rad 也是齿轮平面转角的一个极限 sf值。一挡时齿轮所受力N，N61.64308tF55.23408rFd=30mm，a=146mm，b=74 mm L=220mm =0.050mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.136mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm145. 022scfff = -0.00033rad0.002rad 43aF643ELdabbEILababFrr同理可求出其它挡位时的轴的刚度：二挡时： =0.025mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.062mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm067. 022scfff = 0.000041rad0.002rad 三挡时： =0.018mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.045mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm048. 022scfff = 0.000098rad0.002rad 四挡时： =0.0034mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.0086mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm0092. 022scfff = 0.000099rad0.002rad 倒挡时： =0.020mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.055mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm059. 022scfff = -0.00061rad0.002rad 由计算可知中间轴符合要求。4.2.3 第二轴的校核计算1. 轴的强度校核计算一挡时轴的强度7tF=6111.64N，7rF=2224.45N；1 tF=3572.64N，1rF=1415.25N，1aF=1535.67N，1M=1aF=37608.56N.mm1r水平面：1NHF220-1 tF192-7tF74=02NHF220-1 tF28+7tF146=0解得 1NHF= 1062.21N，2NHF= -3601.21N垂直面：V1NF220+1M+1rF192+7rF74=02NVF220+7rF146+1rF28-1M=0解得 V1NF= -2154.30N，2NVF= -1485.40N水平弯矩：1HM=1NHF28= 29741.88N.mm，2HM=2NHF74= - 266489.54N.mm垂直弯矩：1VM=V1NF28= -60320.40N.mm2VM=2NVF74= -109919.60N.mm扭矩：=87494N.mm，31T=252105N.mm1T则 A 截面 AM=111NVNHMTM=110355.47N.mm B 截面 BM=2312NVNHMTM=382956.82N.mm所以A=AAWM=34.32MPa，B=BBWM=119.10MPa 在低挡工作时=400Mpa，因此有： ；符合要求。 2. 轴的刚度校核若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为 ，可分别用式计cfsf算 （4-4） 422r22r3aF643ELdbEILbaFfc （4-5） 422223aF643ELdbEILbaFftts （4-6） 43aF643ELdabbEILababFrr式中：、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm） ；abAB齿轮齿宽中间平面上的径向力（N） ；rF弹性模量（MPa） ，=2.1105MPa；EE齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ；tF惯性矩（mm4） ，对于实心轴，；轴的直径（mm） ，I644dId花键处按平均直径计算；支座间的距离（mm） 。L轴的全挠度必须小于一个值，这个值为mm。 2 . 022scfff在垂直面内轴的挠度是有一个范围的，超出这个值就是不安全的，这个值为=0.050.10mm，在水平的方向上轴的挠度也是有一个范围的，超出就是不安 cf全的，这个值为=0.100.15mm。此外 0.002rad 也是齿轮平面转角的一个极限 sf值。一挡时齿轮所受力 7tF=6430.61N，7rF=2340.55N；d=32mm，a=126mm，b=74 mm L=200mm =0.0031mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.0086mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm0096. 022scfff = -0.00017rad0.002rad 41r3aF64ELdabb同理可求出其它挡位时的轴的刚度：二挡时： =0.026mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0=0.066mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0mm2 . 0mm071. 022scfff= 0.00011rad0.002rad 三挡时： =0.019mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.042mm422223aF643ELdbEILbaFfttsmm15. 010. 0 mm2 . 0mm046. 022scfff = 0.00016rad0.002rad 倒挡时： =0.0081mm 422r22r3aF643ELdbEILbaFfcmm10. 005. 0 =0.022mmELdbFft422s3a64mm15. 010. 0 mm2 . 0mm023. 022scfff = -0.00024rad0.002rad由计算可知第二轴符合要求。4.3 轴承的校核中间轴上用的是圆锥滚子轴承，型号33205，tan=0.23，Cr=47KN，e=1.5tan=0.345，1.7。一挡倒档是cot4 . 0Y直齿轮，不会产生轴向力，三挡使用较多，因此校核三挡。1902.08N，4307.27N，21211NVNHrFFF22222NVNHrFFF2188.96N。76.7292 .145942aaaeFFF559.44N，1266.84N，YFFrd211YFFrd22221daedFFF所以，左边被放松，右边被压紧。559.44N，922.12N11daFF22daeaFFF0.294e，X=1，Y=011raFF2282.50N；111*ardFYFXfP0.214e，X=1，Y=022raFF5168.27N222*ardFYFXfP=6322.77310266010PCfnLrthh按汽车以最高车速的行驶 30 万公里计算，=3125，可知所用轴承是%60hLh符合的。4.4 键的校核4.4.1 平键的校核=37.7，强度符32*50*8574.120*400040002000hldTkldTpMPa MPap9060合要求。4.4.2 花键的校核一挡时的花键：；MPazhldTmp13139*7*2 . 2*8*8 . 0105.252*20002000倒挡时的花键：；MPazhldTmp15235*6*2 . 2*8*8 . 0330.225*20002000三挡时的花键：；MPazhldTmp1305 .24*6*6 . 2*6*8 . 0335.119*20002000齿面经热处理的用于静连接的花键，可知符合要求。 MPap200120第第 5 章章 同步器与操作机构的设计同步器与操作机构的设计5.1 同步器的设计5.1.1 同步器的结构任务书中要求的变速器是全同步的，因此此次设计所选用的为锁环式同步器。下图是它的结构示意图：图 5-1 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）5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套上图所看到的是它的构造图，下图是它的工作原理图，锁环式的同步器是按照下面的表述进行工作的：需要进行换挡操作的时候，驾驶员拨动换挡杆，这时会产生一个力，来推着啮合套向需要换上的齿轮的方向运动。同时，定位销和锁环也会跟随着一起运动向需要换上的齿轮的方向。当需要结合的齿轮上的锥面和锁环的锥面接触在一起的时候，两个锥面的旋转角速度是不一样的，由于这个角速度差的存在，两个锥面之间就会有一个摩擦力矩的产生。在这个摩擦力矩的作用下，锁环就会转过一定的弧度，和原来的结合套和滑块的位置相比，而且滑块也会被重新定位。然后，锁环的齿端面就会和啮合套的齿端面进行接触，由于受到摩擦力的作用，且摩擦力有一定大，啮合套就不能够再进行移动。如此，锁止的现象是发生在了同步器上。这是第一阶段。同时，驾驶员持续施加力的作用，锁环锥面和齿轮锥面上面的摩擦力矩也会持续的变大，然而这个时候也会有一个和摩擦力矩产生的方向对冲的拨环力矩产生在锁止面处。在两个力矩的共同作用之下，角速度差慢慢的变小，当角速度差变为零的时候，就是完成同步的时刻。这是第二阶段。在这之后，由于角速度差而产生的摩擦力矩会在角速度差为零的时候消失不见，但是拨环力矩还没有消失，在它的作用之下，锁环被推向原来的位置，两个相互锁止的锥面也随之被分离开来，锁止状态在这个时刻就会被解除掉。在驾驶员换挡力的推动下，啮合套上面的结合齿就会和齿轮上面的突出的结合齿啮合在一起。同步换挡就是这样地完成了。图 5-2 锁环同步器工作原理5.1.2 同步环主要参数的确定1. 同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽上面的螺线的上端制造得狭小一点，那么就能很好地刮掉积在摩擦锥面中间的油膜。但是顶部宽度太窄的话会增加接触面的压强，这样会加快损坏速度。但是如果齿顶宽度加工的太大的话，长时间的使用下，齿顶宽度较原来有明显的缩短，这样一来摩擦系数也会变得很小。摩擦系数的减小会造成一些后果，例如需要比平常更大的力才能