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本设计主要根据现代狮跑2.0L手动四驱SUV气车的相关技术参数进行分动器和变速器的设计。根据匹配车型的使用条件和车辆参数选择分动器的结构形式，并按照分动器系统的设计步骤和要求，具体进行了分动器轴、齿轮等零部件的相关设计工作和校核工作，在对机械式变速器的发展历史、变速器的地位和作用，以及未来发展趋势进行深入了解的基础上研究了机械式变速器的基本结构和变速原理，对机械式变速器各挡传动路线进行了简要分析，并以此为理论基础，设计了起亚狮跑汽车三轴五档变速器，完成了变速器的布置方案分析、变速器回转件结构参数的确定、同步器设计、各挡齿轮、轴的设计以及强度校核、轴承的使用寿命计算等。关键词：分动器；设计；变速器；齿轮；同步器AbstractThedesignisbasedmainlyonthemodernlionrunmanually2.0Lfour-wheel-driveSUVvehicle-relatedparametersatthedesignoftheactuator.Inaccordancewiththeconditionsofvehiclesandvehicleparameters,inaccordaneewiththeactuatorsub-systemdesignstepsandrequirements,mainlyrelatedtodesignwork,includingthesub-centerdistaneeofactuators,bevelgearandotherparameters.Andasub-axisactuators,gearsandotherpartsofthedesignandverificationoftherelevantwork.Atfirst,thethesissimplydepictedthedevelophistoryofmechanicaltransmission,anditdiscussedthestatusandactionofmechanicaltransmissionaswellasmechanicaltransmissioncurrentsituationandforthcomingdevelopmenttrend.Inaddition,itstudiedthemechanicaltransmissionbasicstructureandworkingprinciple.Thetransmissionoperationofeverygearwasresearched.Andmechanicaltransmissionofthreeaxles-fivegearsinKIAwasdesignedbasedonaboveanalysis.ThelayoutplanofthemechanicaltransmissionandtheparametersofrevoIvingpartswerechose.Atlast,thesynchronizer,axlesandgearsweredesignedandchecked.Keywords:Sub-actuator;design;transmission;gear;synchronizer摘要IAbstractII第1章绪论1分动器简介11.1.1分动器的构造原理及设计要求11.1.2分动器类型2变速器的发展概况31.2.1变速器的设计要求3第2章主要参数的选择4分动器42.1.1档数及传动比42.1.2中心距的确定52.1.3齿轮参数的确定5变速器82.2.1传动机构布置方案82.2.2零部件结构方案分析102.2.3档数及各档传动比112.2.4中心距的确定112.2.5齿轮参数的确定12第3章齿轮的强度计算153.1分动器153.1.1齿轮的失效形式与原因153.1.2齿轮强度的计算与校核153.2变速器173.2.1输入轴常啮合齿轮173.2.2输出轴齿轮183.2.3中间轴齿轮19第4章轴的初选与强度计算224.1分动器轴的初选与计算224.2键的选择与计算23变速器轴的初选与计算234.3.1轴的尺寸初选23432输出轴的计算24433中间轴的计算28第5章同步器335.1同步器的结构类型335.2锁环式同步器工作原理335.3锁环式同步器的主要结构参数36第6章轴承的选用与寿命计算386.1分动器轴承386.2变速器轴承386.2.2输出轴后端轴承386.2.2输入轴后端轴承406.2.3中间轴前端轴承416.2.4中间轴后端轴承42结论44参考文献45致谢46第1章绪论1.1分动器简介多桥驱动的越野汽车的传动系中均装有分动器。分动器也是一组齿轮传动装置，其主要功用是将变速器输出的动力分配到各个驱动桥。另外，由于大多数分动器都有两个档位，所以它还兼起副变速器的作用0(1) 带轴间差速器的分动器各输出轴可以以不同的转速旋转，而转矩分配则由差速器传动比决定。据此，可将转矩按轴荷分配到各驱动桥。装有这种分动器的汽车，不仅挂加力档时可使全轮驱动，以克服坏路面和无路地区地面的较大阻力，而且挂分动器的高档时也可使全轮驱动，以充分利用附着重量及附着力，提高汽车在好路面上的牵引性能。(2) 不带轴间差速器的分动器各输出轴可以以相同的转速旋转，而转矩分配则与该驱动轮的阻力及其传动机构的刚度有关。这种结构的分动器在挂低档时同时将接通前驱动桥；而挂高档时前驱动桥则一定与传动系分离，使变为从动桥以避免发生功率循环并降低汽车在好路面上行驶时的动力消耗及轮胎等的磨损。(3) 装有超越离合器的分动器利用前后轮的转速差使当后轮滑转时自动接上前驱动桥，倒档时则用另一超越离合器工作。分动器的功用就是将变速器输出的动力分配到各驱动桥，并且进一步增大扭矩，是4x4越野车汽车传动系中不可缺少的传动部件，它的前部与汽车变速箱联接，将其输出的动力经适当变速后同时传给汽车的前桥和后桥，此时汽车全轮驱动，可在冰雪、泥沙和无路的地区地面行驶。1.1.1分动器的构造原理及设计要求分动器的输入轴与变速器的第二轴相连，输出轴有两个或两个以上，通过万向传动装置分别与各驱动桥相连。对分动器的设计要求要满足以下几点：1）便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑；2）保证汽车必要的动力性和经济性；3）换档迅速、省力、方便；4）工作可靠，不得有跳档及换档冲击等现象发生；5）分动器应有高的工作效率；6）分动器的工作噪声低；分动器的工作要求：（1）先接前桥，后挂低速档；（2）先退出低速档，再摘下前桥；上述要求可以通过操纵机构加以保证。1.1.2分动器类型（1）分时四驱（Part-time4WD）这是一种驾驶者可以在两驱和四驱之间手动选择的四轮驱动系统，由驾驶员根据路面情况，通过接通或断开分动器来变化两轮驱动或四轮驱动模式，这也是一般越野车或四驱SUV最常见的驱动模式。最显著的优点是可根据实际情况来选取驱动模式，比较经济。（2）全时四驱（Full-time4WD）这种传动系统不需要驾驶人选择操作，前后车轮永远维持四轮驱动模式，行驶时将发动机输出扭矩按50:50设定在前后轮上，使前后排车轮保持等量的扭矩。全时驱动系统具有良好的驾驶操控性和行驶循迹性，有了全时四驱系统,就可以在铺覆路面上顺利驾驶。但其缺点也很明显，那就是比较废油，经济性不够好。而且，车辆没有任何装置来控制轮胎转速的差异，一旦一个轮胎离开地面，往往会使车辆停滞在那里，不能前进。（3）适时驱动（Real-time4WD）采用适时驱动系统的车辆可以通过电脑来控制选择适合当下情况的驱动模式。在正常的路面，车辆一般会采用后轮驱动的方式。而一旦遇到路面不良或驱动轮打滑的情况，电脑会自动检测并立即将发动机输出扭矩分配给前排的两个车轮，自然切换到四轮驱动状态，免除了驾驶人的判断和手动操作，应用更加简单。1.2变速器的发展概况汽车是最重要的现代化交通工具，又是科学技术发展水平的标志，而变速器又是汽车传动系统重要的总成。机械式变速器经过多年的研究和发展，己积累了相当的设计和生产经验，形成不少定型的产品，现代商用车和乘用车大都采用机械变速器。在变速器上广泛采用斜齿常啮合齿轮传动，用同步器换档。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT、自动变速器（AT、手动/自动变速器（AM、无级变速器（CVT2。手动变速器（ManualTransmission、采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值。比如，一档变速比是3.85，二档是2.55，再到五档的0.75，这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值（即有5级），所以说它是有级变速器。自动变速器（AutomaticTransmission、，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，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。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“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。1.2.1变速器的设计要求汽车设计中对齿轮变速器的要求是：（1、传递两个平行轴或相交轴间的回转运动和转矩；（2）保证传动比恒定不变,能达到预定的工作寿命（3）能传递足够大的动力，工作可靠，保证较高的运动精度；（4）与汽车采用的内燃机匹配后使汽车具有较好的动力性和经济性；传动效率高、重量轻、体积小、噪声低、制造简单、维修方便等第2章主要参数的选择2.1分动器本设计是根据起亚狮跑手动四驱SUV而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型，具体参数如下表所示：表2-1分动器设计参数项目参数最高时速171km/h轮胎型号235/60R16发动机型号CVVT最大扭矩184/4500最大功率104/6000整车整备质量2090Kg2.1.1档数及传动比为了增强汽车在不好道路的驱动力，目前，四驱车一般用2个档位的分动器,分为高档和低档本设计也采用2个档位。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。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。本设计中的参数均来自狮跑车原型，低档传动比i低=1.5，高档传动比i高=0.82.1.2中心距的确定中心距是一个基本参数，其大小不仅对分动器的外形尺寸、体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，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。三轴式变速器的中心距A(mrh可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初疋：A二Ka32-H式中，KA-中心距系数。对轿车，KA=8.99.3;对货车，Ka=8.69.6Tlmax-变速器处于一档时的输出扭矩T|max=Temaxigln=670.9Nm故可得出初始中心距A=80mm2.1.3齿轮参数的确定(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mm0.473Temax(2-2)其中，Temax=184Nm可得出g=2.67。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，同一分动器中的结合套模数都相同，轿车和轻型货车取23.5。本设计取3。(2) 齿形、压力角、螺旋角1和齿宽b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25。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使轴上是轴向力相互抵消。为此，第二轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴的斜齿轮左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度的大小直接影响着齿轮的承载能力，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=Kcm,Kc为齿宽系数，取为4.58.0斜齿Kc=Kcm,Kc为齿宽系数，取为6.08.5本设计b=3X8=24b为齿宽(mm)。采用接合套或同步器换档时，其接合套的工作宽度初选时可取为24mm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。(3)各档齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，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。(4) 确定低档齿轮的齿数低档传动比=1.5，其中A=80mmm=3;由Z、2Acos:mn(2-3)有Z、=48此处取乙=29,则可得出乙=19.上面根据初选的A及m计算出的Z.可能不是整数，将其调整为整数后,从式(2-3)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(5) 心距A=80,再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据确定高档的齿数高档传动比=0.8同理，由(2-4)2Acos:mn取Z3=26,乙=22齿轮参数计算结果如表2-2所示表2-2齿轮参数计算结果螺旋角25低档齿轮高档齿轮法面膜数mn3333端面模数mt:-mn3.33.33.3cos:3.3法面压力角an20202020法面齿距Pnfmn9.429.429.429.42端面齿距Pt=二mt10.3710.3710.3710.37标准中心距A80808080齿根圆直径df=d-2hf55.4188.5265.378.6.齿顶高ha二mnhan3333齿根高hfC)3.753.753.753.75齿厚4.724.724.724.722.2变速器2.2.1传动机构布置方案汽车变速器的主要功能是使汽车在各种使用条件下得到足够的动力性与燃油经济性，此外还应使汽车具有倒向行驶、中断动力行驶等。机械变速器的基本结构主要是由输入轴、主动轮、从动轮、输出轴、中间轴、同步器、轴承、操纵机构等组成。图2-1，分别示出了几种中间轴式五档变速器传动方案。它们的共同特点是：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档。使用直接档，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90鸠上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，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；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（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档以外的其他档位的换档机构，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。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。图2-1a所示方案，除一倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图2-1b，c,d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-1d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。图2-1中间轴式五档变速器传动方案以上各种方案中，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轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。综上所述选择第2种传动方案，前进档,均用常啮合齿轮传动。与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，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。本设计采用了下面的第四种布置方案。d)c)f)al图2-2倒档布置方案图2-2为常见的倒档布置方案。图2-2b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。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图2-2c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2-2d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-2c所示方案。图2-2e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2-2f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图2-2g所示方案。2.2.2零部件结构方案分析(1) 齿轮形式变速器用斜齿轮和直齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮虽然制造时稍复杂、工作时有轴向力，但因其使用寿命长、噪声小而仍得到广泛使用。直齿圆柱齿轮用于低档和倒档。(2) 换档结构形式变速器换档结构型式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档等三种。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与其操作技术熟练程度无关，从而提高汽车的加速性，经济性和行驶安全性。223档数及各档传动比为了使发动机在最有利转速范围内工作，变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数，故临档传动比比值就是几何级数的公比。(1)最大传动比爲。式中：主减速比igiG(fCOS-maxSin-max)ma)。i。=3.5,G=2305kg,f=0.03,t=95%(2-5)Ttgmax=184N-mmr=0.216m，可得imax=4.618。(2)最小传动比gnrn：Umax=0.377匕，该公式为计算最小传动比公式ig5i0二0.729(3)其余各挡传动比比值。iminq=(2-6)变速器各挡传动比如表2-3所示表2-3变速器各挡传动比一挡二挡三挡四挡五挡倒挡4.62.91.810.74.52.2.4中心距的确定齿轮中心距是变速器很重要的参数，它对变速器整体尺寸及质量有很大影响。通常根据经验公式初选中心距。经验公式：A=13.453Memax=13.453184=76.50mm225齿轮参数的确定（1）齿轮模数初选模数时，可以参考同类型汽车的齿轮模数确定，也可根据大量现代汽车变速器齿轮模数的统计数据，找出模数的变化规律，即经验公式。利用经验公式初选模数,斜齿轮法向模数mn=2.5，直齿轮m=3mm（2）齿轮压力角实际上应国家规定的齿轮标准压力角为20度，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20度。（3）齿轮螺旋角为减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多用斜齿轮，只有倒档齿轮。随着螺旋角的增大，齿的强度也相应的提高，不过当螺旋角大于30度时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍继续上升，因此从提高低档齿轮的弯曲强度出发，并不希望过大，而从提高高档齿轮的接触强度着眼，可选取较大值。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围选用：轿车变速器：2234，货车变速器：1826，在此选用1830螺旋角。（4）齿宽通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽。直齿轮b=（4.57.5）mT，斜齿轮b=（6.58.5）mn。因此得直齿轮b=4.5X3=14mm斜齿轮b=8.0X2.5=20mm第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数取大些b=8X2.5=20mm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的寿命。采用同步器换档，其接合齿的工作宽度初选时可取为（2-4）m。（5）各挡齿轮齿数的分配一挡齿轮齿数。Zz2Acos1-：,ig1=x亠，Zh=5301取Zh=53,Z1=15,Z9=Zh-Zg=53-15=38Z1Z10mncos=mn（Z9Zo）=0.866,实际to=30.01；2AZ10Z9常啮合齿轮副的齿数。乙=19,Z2=35=生？9=4.677与4.618相差不大gZZ0mn(Z1-Z2)-2A其它各挡的齿数。二挡齿数：Z7_乙ig2Z8gZ2一乙ig2Nmn(Z7Zg)2cosP8三二2.883与2.908相差不大Z8,Zg二23,Z7=36从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，有公式:tan：2_乙tan8Z,乙1+lj(2-7)可得：飞=17.69；三挡齿数：Z5Zig3Z6由式（8-3）五挡齿数：Z1入mn(Z5+Z6)rnyrcc,A,Z5=27,Z6=29Z22cos：6ig3二生互=1.715与1.834相差不大乙Z6可得：飞=22.41jZZ1fIg4由式（8-3）倒挡齿数：取Z13=22可得:1,A=mZ3Z4),Z3=15,Z38Z22cos-4二生玉=0.727与0.729相差不大乙乙30.51：A=口乙1+乙2)二z1Z12=52分配齿数Z12=15,Zu=37,Ir2Z1=418与4.5相差不大。Z1乙2cos=20.882,：2二28.07倒挡轴与中间轴的中心距:A二一m(Z12-Z13)53.76mm2为防止运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆间应保持0.5mm以上的间隙，则有:Dii20.5+Dl22=A,。仆=102.69mmd“=96.8mm。6(6)齿轮分度圆直径。各挡齿轮分度圆直径如表8-2所示表2-4齿轮分度圆直径(mr)i一挡二挡三挡五挡倒挡常啮合齿轮输入轴齿轮109.7085.7473.0143.5396.853.83输出轴齿轮43.3060.3578.42110.2743.599.16倒挡轴齿轮63.8(7)齿轮轮齿尺寸。齿顶高：ha=fmn,fo=1,斜齿轮为2.5齿根高：hf(f0-c)mn,f0=1,c=0.25m，斜齿轮为4.1。第3章齿轮的强度计算3.1分动器3.1.1齿轮的失效形式与原因齿轮的失效形式分三种：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。3.1.2齿轮强度的计算与校核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。.斜齿轮弯曲应力昵btyKz(3-1)式中，为重合度影响系数，取1.0；注释相同,K=1.50。2T低档齿轮圆周力：Ft1-=5111.11N齿轮1的当量齿数乙dF1K.5111.111.5ccLcr二w1-btyKs265.97MPa247.850.153120.97,可查表的：=0.153COS:同理得：匚w2=206.7MPa依据计算二挡齿轮的方法可以得到其他档位的弯曲应力，其计算结果如下：w3二230.5MPa-w4=250.6MPa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.轮齿接触应力(3-2)斜齿圆柱齿轮：m=3乙=29,Z2=19,E=2.04X1(fd1=72,d2d2=100Tj=0.5,Temax=0.5X184=92NFt1=5111.11Nmmd1F1Ft1COS：、COS15111.11cos20cos25=6.21103MPa(3-3)d1:r1sin20Fn20=12.312-J嘉=r2sin20=d2sin20=17.10.418!可匸EjbfPi丿6.211032.0410511=0.4181341.7324117.112.31丿同理得：j2=13733MPaj3=1328.3MPa4=1373.8MPa渗碳齿轮的许用应力在13001400之间，强度符合要求3.2变速器3.2.1输入轴常啮合齿轮斜齿轮弯曲应力:逑二_2Tgcos:k；_2T；cos:2匕btyk；二mn3Zkck；y二m.3乙kcky直齿轮弯曲应力:F1k；：kfbty二m3Zkcy(3-4)(3-5)式中：二w为弯曲应力，N/mm；F1为圆周力，N;Tg为计算载荷，Nmm；D为节圆直径，mm。K为应力集中系数，直齿轮k；=1.65，斜齿轮k；=1.5;K为重合度系数，k=2;Kc为齿宽系数，&=8;Kf为摩擦力影响系数，主动齿轮Kf=1.1从动齿轮Kf=0.9;Y为齿形系数，查表y=0.14;B为齿宽，mmT为端面齿距，mm1为齿轮螺旋角，；mn为法面模数，mm由式（3-4）可得：crw=149.11N/mm：180N/mnn符合条件。mn乙sinmnZ2sin_：i接触应力：-Lo1182，:bn务21.782cos2b2cos302F12Tg2Tg2TgF_cosaCOSPdcosaCOSPmZcosa(3-6)式中：耳一为轮齿的接触应力，N/mm；F为齿面上的法向力，N;:为节点处压力角，；E为齿轮材料的弹性模量，N/mm;B为齿轮接触的实际宽度，mm；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径,mm。由式(3-6)可得：叭=853.43N/mm1300N/mnfi符合条件3.2.2输出轴齿轮（1）一挡齿轮。弯曲应力：由式（3-4）可得:290N/mm:350N/mrh符合条件接触应力：由式（3-6）可得:符合条件符合条件。符合条件符合条件符合条件符合条件。符合条件符合条件。符合条件9w=174.59N/mn2:400N/mn2接触应力：由式（3-6）可得：6二948.38N/mn2:1900N/mm（5）倒挡齿轮。弯曲应力：由式（3-5）可得:Cj=668.48N/mn：1300N/mn（2）二挡齿轮。弯曲应力：由式（3-4）可得：匚w=121.36N/mnn:350N/mnn接触应力：由式（3-6）可得：二750.24N/mn2：1300N/mm（3）三挡齿轮。弯曲应力：由式（3-4）可得：二w二185.64N/mm:：350N/mn2接触应力：由式（3-6）可得：=829.55N/mn2：1300N/mm（4）五挡齿轮。弯曲应力：由式（3-4）可得：j二233.63N/mn2：350N/mn2接触应力：由式（3-6）可得：；、=954.59N/mn2：1300N/mrti3.2.3中间轴齿轮（1）一挡齿轮弯曲应力：由式（3-4）可得:：-w=2261.92N/mm350N/mm符合条件。接触应力：由式（3-6）可得：-j二1099.95N/mm:1300N/mm符合条件（2）二挡齿轮。弯曲应力：由式（3-4）可得:w=207.98N/mm:350N/mm符合条件。接触应力：由式（3-6）可得：-j二938.61N/mm:1300N/mm符合条件（3）三挡齿轮。弯曲应力：由式（3-4）可得：仇=126.31N/mHc180N/mnfi符合条件。接触应力：由式（3-6）可得：巧=800.43N/mn21300N/mH符合条件。（4）五挡齿轮。弯曲应力：由式（3-4）可得：轧=106.09N/mn2180N/mH符合条件。接触应力：由式（3-6）可得：=717.29N/mn2c1300N/mm符合条件。（5）倒挡齿轮。弯曲应力：由式（3-5）可得:328.02N/mn2：400N/mn2符合条件。接触应力：由式（3-6）可得：CF=j1427.83N/mm1900N/mn2符合条件（6）中间轴常啮合齿轮弯曲应力：由式（3-4）可得:117.98N/mn：180N/mn2接触应力：由式（3-6）可得:677.25N/mn2：1300N/mn2符合条件符合条件第4章轴的初选与强度计算4.1分动器轴的初选与计算(1)输入轴直径初选与校核轴的材料主要是经过轧制或锻造的碳钢或合金钢。通常用的是碳钢，其中最常用的是45钢。为了提高轴的强度和耐磨性，可对轴进行各种热处理或化学处理，以及表面强化处理。综上，从动轴同样选用45钢，查手册得.T1=2545MPa主动轴主要受额定转矩T的作用，由于轴上重力而产生的弯矩很小，可以忽略不计。转动零件的各表面都经过机械加工，零件几何形状都是对称的，高速旋转时对轴产生的不平衡力矩较小，产生的弯矩可忽略不计。故轴的强度按转矩进行计算。轴的最小直径可按公式：(4-1)dQ(4.0-4.6)3Temax=24.81mm式中，Temax最大转矩184N/m；d轴径mmR】一许用扭应力(2545MP;故本设计中取dmin=25符合强度要求。最小段符合要求，其它各段一定符合要求(2)输出轴的初选与校核从动轴的最小直径同前可得：9-55106P=27mmdmin0.2n(4-2)式中，P功率(100KV)n转速(6000r/min)；kT】许用扭应力(2545MP取40MP;同样在这里取dmin=30mn符合要求10。4.2键的选择与计算平键联接受额定转距To作用时，键的侧面受挤压，主截面受剪切力，可能的失效形式是工作面压溃或键剪断。对于实际采用的材料和按标准选用的平键来说，压溃是主要的失效形式。因而平键联接的强度常按键侧的挤压应力来计算。轴与半联轴器用单键联接，其挤压应力为：3二=2T10H（4-3）kid式中,匚一键联接的挤压应力（Pa）;K-键与联轴器的接触高度，对平键可取键高的一半，k=H/2;T额定转距（Nm）;d轴的直径（m）;T键的工作长度（m）,对于圆头普通平键可取为键全长与键宽之差；-键联接许用挤压应力（MPa）;在第一段轴上选用圆头普通平键，根据d=25mm查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm高度h=7mm取键长L=16.5mm。键的工作长度l=L-b=16.5-8=8.5mm。键与键槽的接触高度k=0.5h=4mm其挤压应力为：3vl=110MPa=2TX10=kld所以所选键符合强度要求。同理第二周选用圆头普通平键的挤压应力为:32T10；=L-)=110MPakld所以所选键符合强度要求。4.3变速器轴的初选与计算4.3.1轴的尺寸初选变速器轴在工作时承受扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度(1) 变速器轴向尺寸。轿车五档变速器壳体轴向尺寸为(3.03.4)A。(2) 轴的直径。变速器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大，满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。第一轴花键部分直径d的初选：d=k3TmaT=4.2318427.888mm轴的直径d与支撑跨度长度L之间关系：第一轴及中间轴：-=016至018lpl第二轴：一=018至0.21l第二轴与中间轴的最大直径d可根据A初选:d0.5A=0.576.5=38mm第一轴最细处:d=1.0583Temax=6mm取16mm花键部分直径d可按下式初选：d(4.0-4.6)匚轴的结构形状应保证齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，并与工艺要求有密切关系。4.3.2输出轴的计算轴的许用应力:(4-4)M32M3Wnd式中：为轴的许用应力，MPaM为轴所受的弯矩，Nmmw为抗弯截面系数，mm；d为轴的直径，mmML-一图4-1输出轴受力分析简图(1)一挡时。刚度条件：35T=184104.618=8.3110N-mmFt=2%=15086N,Fr=Fttg_：i/cos：=6339.3N,Fa=Fttg：=584.59Ndi垂直方向：Fra2b2fc-0.0004：0.053EIL水平方向：Fa2b2fst0.000007:：:0.103EIL转角：=Ftabba）二。.。鸟：0.0023EIL全挠度：ffc2fs2二0.0004：0.2刚度合格。a=185.5mmb=77.5mmd=38mm式中：fc为轴在垂直面内的挠度，mmfs为轴在水平面内的挠度,mmF1为齿轮齿宽中间平面上的圆周力，N;F2为齿轮齿宽中间平面上的径向力，N;d为轴的直径，mme为弹性模量，MPaI为惯性矩，mm；a、b-为齿轮上作用力距支座A、B的距离，mmL-为支座间距离，mm强度条件：Fa1C1FrRvaRvb图4-2垂直方向受力分析简图KhaFtBRhb向B点取矩，得:向C点取矩，得:图4-3水平方向受力分析简图-205.4RA62Fr=0RA=1638.64N-205.4Rha62Ft=0RHA=4502.18NMc=RVAa=234980.98NmmMs=RHAa=645612.61Nmm弯矩如图4-4所示：图4-5水平方向弯矩图MMc2Ms2Tn21078235.92N-mm由式（4-4）可得:M32M3W二d3二200.25N/mm:400N/mm（2）二挡时。刚度条件：3T=184X1032.908=523440N-mmFt=2T1=11081.98N,：/cos：】-4233.7N，Fa-Fttgdi垂直方向：水平方向：F2&2fc二二0.008：0.053EIL0.02：0.10s3EIL转角：=FtaHb-a）=0.00005：0.0023EIL全挠度：f=；fc2fs2=0.00046:0.2许用应力：同理由式（4-4）可得：a=156mmb=107mmd=38mmM32M之2cr=14764N/mm400N/mrnW二d3（3）三挡时。刚度条件：T=184X1031.834=660240N-mmFt=2Tl=9042.64N,F=Ftg：/cos：?=3560.11N,FFttgd1强度合格11二729.28N刚度合格C强度合格。-1016.62Na=104mmb=159mmd=34mm垂直方向：Fra2b2fcr0.02：0.053EIL水平方向：22fs二Ftab0.06：0.103EIL转角：=Ftab（b-切二0.00041：0.0023EIL全挠度：f=,fc2-fs2=0.0012：0.2刚度合格。同理由式(4-4)可得：400N/mm强度合格。M=W=370.15N/mm:：:二d3(4)五挡时。刚度条件T=184X1030.729=131220N-mmFt=纽=6029.41N,=Ftg：/cos：?-2547.21N,d1Fa二Ftg一：=1767.97N垂直方向:水平方向:转角:全挠度：许用应力：同理由式(4-4)a=80mmb=183mmd=27mmF2r2fc二r=0.0016：0.053EIL22tabfst0.00370.103EIL=Ftab（b-a）=0.000076：0.0023EIL2fc2fs2=0.004：0.2刚度合格。可得:MCT=32M=306.51N/mm：400N/mrh强度合格。许用应力:(5)倒挡时。刚度条件：3T=184X104.5=810000N-mmFt=红=15097.86N,Fr=Ftg：/cos：=5495.17N,Fa=F$g：=0Nd1a=241mmb=22mmd=34mm22垂直方向:=0.00016：0.05Frab3EIL水平方向：Fta2b2fst0.0004：0.103EIL转角：二Ftab(b-a)二。.。馅：0.0023EIL全挠度：f=:fc2fs2二0.00043：0.2刚度合格。许用应力:同理由式(4-4)可得：M_32MW-二d3=221.46N/mnft:400N/mm强度合格。4.3.3中间轴的计算r1FaA.中间轴受力分析如图4-6所示。Fr2图4-6中间轴受力分析简图(1)一挡时。刚度条件：中间轴上各挡齿轮受力与二轴上相对应各挡齿轮受力大小相等,方向相反12。35T=184X104.618=8.3110N-mmFt=2Tl=15086N,Fr二Ft-=6340.2N,Fa-Fjt-578.5Nd1cosP垂直方向：22fFrabfc3EIL水平方向：f二帀甘=1s3EIL转角：-Ftab(ba)o=3EIL全挠度：强度条件：fff2fs2二二0.000069：0.0020.0025:0.050.0068：0.100.007:0.22Tidia=184mmb=79mmd=48mm刚度合格。B图4-7垂直方向受力分析简图图4-8水平方向受力分析简图印=19.5mm,b=241.5mm,a2=181mm,b2=79mm一挡时常啮合齿轮受力为：已二药=2173.42N,Fn=已=896.52N,FaFt1t-1159.04NdicosP设中间轴上一挡齿轮受力为：Fr2二Fr,Ft2二Ft,Fa2二Fa垂直方向：向B点取矩，得：-LFc1bFr2b2&1-bFa1=0Fc1-8774.98N向A点取矩，得：Fc2L-Fr2a2-Fa=0Fc2二15185.76NMc1=Fc1a=179887NmmMc2二Fc2b2=941517N-mm弯矩如图4-9所示:水平方向：对B点取矩，得:对A点取矩，得:-LFs1b2Ft2巾已=0Fs1二22485.02NFs2L-Ft1a1-Ft2a2=0Fs2=11494.32NMs1=Fs1a460942.91N-mmMs2=Fs2b2=712647N-mm弯矩如图4-10所示:-1MS图4-10水平方向弯矩图M=Mc2Ms2Tn21443911.7N-mm=吵32M=374.4n/mn2：400N/mn2强度合格。W二d3（2）二挡时。刚度条件：3T=184X102.908=523440N-mmFt1=11081.98N,R=Ftg：/cos：?=4233.7N,Fa=Fttg=729.28Ndi垂直方向：a=156.5mmb=106.5mmd=65mmFa2b2fc=Frab=0.001：0.053EIL水平方向：Fta2b2fs二t=0.0029：0.103EIL转角：需_Ftab(b-a)_0000008-00023EIL全挠度：22f=,fcfs-0.000009:0.2许用应力：同理由式（4-4）可得：MW32M:d3=229.51N/mm:400N/mH刚度合格强度合格。(3)三挡时。刚度条件：3T=184X1031.834=660240N-mmFt=药=9042.64N,F二Ftg：/cos：=3560.11N,FF$g一：=1016.62Nd1a=99.5mmb=163.5mn,d=83.5mm垂直方向:水平方向:转角：全挠度：Fra2b23EILFta2b23EIL=0.00056：0.05=0.0014：0.10二FtaZb-a)=0.0000046：0.0023EILffc2fs2=0.0015：0.2刚度合格许用应力:同理由式（4-4）可得：二鄂3.07N/mm400N/mm强度合格（4）五挡时。刚度条件：3T=184X100.729=131220N-mmFt-=6029.41N,t=Ftg：/cos：?-2547.21N,Fa=Ftg-1767.97Ndi垂直方向：a=79.5mmb=183.5mmd=38mmF2b2fc二一=0.0019：0.053EIL水平方向：Fta2b2fst0.004:：:0.103EIL转角：二Ftab（b-a）二。.。厶厶：。恥3EIL全挠度：/fc2-fs2=0.004:：0.2刚度合格。许用应力:同理由式（4-4）可得：二32耳=65.54N/mriV：400N/mnfi强度合格。W二d3（5）倒挡时。刚度条件：T=184X1034.5=810000NmmFt=药=15097.86N,F=Ftgcc/cosB=5495.17N,Fa=F$gB=0Ndi垂直方向：a=238mmb=25mn,d=49.5mmFra2b2fcr0.00047:0.053EIL水平方向：Fa2b2fst0.00099：0.103EIL转角：=Ftab（b-a）=0.00005：0.0023EIL全挠度：f=,fcfs2=0.001：0.2刚度合格。许用应力:同理由式（4-4）可得：M_32M3W7：d=298.28N/mn2:400N/强度合格第5章同步器5.1同步器的结构类型惯性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。它又分为惯性锁止器和惯性增力式。用得最广的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽结构有别，但工作原理无异，都有摩擦原件、锁止原件和弹性原件。挂挡时，在轴向力作用下摩擦原件相靠，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；锁止原件用于阻止同步前强行挂挡；弹性原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。本设计采用锁环式同步器又称锁止式、齿环式或滑块式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限，转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛用于轿车及轻型客、货车。5.2锁环式同步器工作原理变速器中采用锁环式惯性同步器，如图5-1所示图5-1锁环式惯性同步器同步器换档过程有三个阶段组成。第一阶段，同步器离开中间位置，作轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面接触瞬间，由于齿轮的角速度(W3)和滑动齿套的角速度(W1)不同，在摩擦力矩作用下锁销相对滑动齿套转动一个不大的角度，并占据图上所示的锁止位置。此时锁止面接触，结果阻止滑动齿套向换档方向移动。第二阶段，来自手柄传至换档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W3和W1不等，在上述表面产生摩擦力。滑动齿套和齿轮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3的转速逐步接近，其角速度差W=-W-W减小了。在W=0的瞬间同步过程结束。第三阶段厶W=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，届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档位置13。在分析与计算中考虑到常温条件下润滑油阻力对齿轮转速的影响可以忽略不计，并假设在同步过程中车速保持不变，这一假设在道路阻力系数0.15同步器时间时t1s是符合实际的。由于变速器输出端的转速在换挡瞬时保持不变，而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。如图5-2、5-3同步器的计算模型：口现建立输入端惯性质量的运动方程:(5-1)将上式积分得JrWr-Wc二丁缶由上式可得同步时间:JrWr-WcTf虫WeTfIgk1(5-2)将上式中的Tf以摩擦面所受的轴向力Fa代替,则
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