变速器设计毕业论文.doc

兰州工业高等专科学校 毕业设计（论文） 题目 变速器设计 系 别 交通工程系 专 业 汽车应用技术 班 级 汽运09班 姓 名 徐文国 学 号 200909101135 指导教师（职称） 王彦（助教） 日 期 2012年3月 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文）任务书交通工程 系 2012届 汽车检测与维修技术 专业毕业设计（论文）任务书毕业设计（论文）题目变速器设计校内（外）指导教师职 称工作单位及部门联系方式王彦助教兰州工业高等专科学校交通工程系18919081021一、题目说明（目的和要求）：设计内容：5+1两轴手动变速器设计目的和意义：变速器是汽车不可或缺的组成部分，其功用是使汽车在起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况下工作。通过该设计使学生在设计变速器的过程中进一步掌握变速器的构造、工作特性、动力传动方式、及操纵方式，了解不同形式变速器的优缺点，掌握汽车零部件设计的基本思路，为学生以后的发展打下坚实的基础。通过毕业设计学生应当达到以下基本要求：1具有综合应用所学理论知识和实践技能，初步解决本专业范围内的工程技术问题的能力，善于应用新技术、新工艺、新材料。2具有查阅科技文献资料、使用各种标准、手册以及独立工作、创新的能力。3综合考核学生掌握知识的广度和深度、运用知识处理问题的能力、实验能力、外语应用水平、计算机应用水平、科技写作能力、口头表达能力等。二、设计（论文）要求（工作量、内容）：（一）原始数据发动机：Memax=198N.m 最高车速:130km/h额定转速：n=2800rpm车轮滚动半径：r=0.35m汽车总质量：1700kg主减速器传动比：i0=4.5（二）设计任务1.变速器装配图（A0）；2.变速器传动示意图（A2）；3.操纵机构图（A2）；4.变速器壳体零件图（A1）;5.翻译一篇与本毕业设计（论文）相关的外文参考文献（不少于5000字符）6.撰写设计说明书：设计原则、设计依据，引用公式、参数，要注明其来源，电路各系统工作原理，主要元件型号与参数的确定，语言简练，文字通顺；计算说明书不少于15000字。（毕业设计说明书（论文）撰写规范另行附文）（三）设计步骤1变速器形式的分析选择查阅资料，了解不同类型变速器的结构，对比各种类型变速器的的优缺点，根据所给数据选择合适的变速器形式。2变速器主要零部件的设计计算根据原始数据和已经计算得出的数据设计变速器的各种零部件等。3设计说明书的撰写设计说明书的论证要有科学根据，要有说服力；计算部分须指出公式来源并说明公式中的符号所代表的意义，公式中所有常数或系数必须正确，计算结果要足够准确，计算过程可省略，计算中采用的数据及计算结果可列表表示；说明书分章节段落叙述，通顺简练，有条理。论文撰写格式及要求见毕业设计说明书规范。4设计说明书和图纸的装订工程图按国标规定装订，图幅小于或等于3#图幅时应装订在论文封底后，大于3#图幅时按国标规定单独装订作为附图。三、进度表日 期内 容（第15周）开始明确任务、收集资料 （0.5周）整理资料、研究方案确定 （0.5周）离合器主要零部件的设计计算 （3.0周）作图 （2.0周）答辩 （2.0周）毕业设计完成日期2012 年 1月 答辩日期2012 年 3月四、主要参考文献、资料、设备和实习地点及翻译工作量：参考资料:1. 汽车设计 刘惟信 清华大学出版社2. 汽车构造 陈家瑞 人名交通出版社 3. 汽车设计 王望予 机械工业出版社4. 汽车标准汇编（20002004） 中国汽车技术研究中心标准研究所实习地点：指导教师签字： 年 月 日教研室主任签字： 年 月 日主管系领导签字： 年 月 日注：本任务书要求一式三份，一份系部留存，一份报教务处实践教学科。 兰州工业高等专科学校毕业设计(论文) 摘 要 变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。设计任务是设计一台用于微型商用车上的手动变速器。采用中间轴式变速器设计方案，其有两个突出优点：一是其直接挡传动效率高，磨损及噪声小；二是在齿轮中心距较小的情况下任然可以获得较大的一档传动比。 本设计根据汽车的外形、轮距、轴距、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合该汽车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要参数，再结合某些轿车的基本参数选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。 本设计给出了机械式变速器设计方案，经过严谨设计过程完成了一款手动变速器设计，并经过校验，证明设计的变速器能够符合现实功用要求，设计方案具有比较强的可借鉴性。关键词：汽车工程；变速器；设计；手动；Abstract Gearbox is the one main component of the vehicle transmission.The duty of this design is to design a manual transmission used in the Tiny gears, it is the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits: firstly, the transmission efficiency of the direct drives keep high ,the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it is allowed to obtain in the bigger gear ratio of the first gear when the center distance in smaller. According to the contour, track, wheel base, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. According to the above parameters, combining the knowledge of automobile design, automobile theory , machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design. The design gives a plan of the mechanical gearbox and achieves a kind of mechanical gearbox after rigorous design.The design has passed calibration and Finite element optimization.It has proved to be fit for function and use for reference perfectly.Key Words : Automotive; Engineering;Transmission;Design;Manual;1 兰州工业高等专科学校毕业设计(论文) 目 录第1章 绪论11.1. 本设计的目的和意义11.2. 变速器的现状和发展1第2章 变速器的基本设计方案22.1. 变速器设计的基本要求22.2. 变速器倒档传动与布置方案2第3章 变速器主要参数的选择43.1. 本设计的数据准备43.2. 档数和传动比43.3. 中心距53.4. 轴向尺寸6第4章 变速器各档齿轮的计算设计74.1. 模数的选用74.2. 压力角74.3. 螺旋角74.4. 齿宽84.5. 确定一挡齿轮的齿数94.6. 确定二挡齿轮的齿数104.7. 确定三挡齿轮的齿数114.8. 确定四挡齿轮的齿数124.9. 确定五挡齿轮齿数134.10. 确定倒档齿数15第5章 变速器轴的设计计算16第6章 变速器齿轮的的校核176.1. 齿轮强度校核176.2. 斜齿轮弯曲应力176.3. 轮齿接触应力计算18第7章 变速器轴的校核197.1. 计算各轴的转矩197.2. 轴的工艺要求197.3. 计算齿轮的受力197.4. 轴的刚度计算207.5. 输入轴的刚度207.6. 轴的强度计算21第8章 变速器同步器与操纵机构的设计238.1. 同步器设计238.2. 同步器的工作原理238.3. 同步环主要参数的确定248.3.1. 同步环锥面上的螺纹槽248.3.2. 锥面半锥角248.3.3. 摩擦锥面平均半径R248.3.4. 锥面工作长度b248.3.5. 同步环径向厚度248.3.6. 锁止角258.3.7. 同步时间t25第9章 变速器的操纵机构269.1. 变速器操纵机构的功用269.2. 设计变速器操纵机构269.3. 换档位置26第10章 变速器轴承校核2810.1. 初选轴承型号2810.2. 计算轴承当量动载荷2810.3. 计算轴承当量动载荷2810.4. 计算轴承的基本额定寿命29结 论30致 谢31参考文献32 兰州工业高等专科学校毕业设计(论文) 第1章 绪论1.1. 本设计的目的和意义 随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点： 1.手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。 2.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。 3.手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。 4.维修方便，维修成本便宜。 5.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。 在市场经济形势下.特别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下.寻求引进更先进的汽车变速器,改进现有的变速器,从市场广度开发转变为深度开发,使产品系列化,通用化,标准化.组织好精益生产,降低成本,提高产品质量,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。1.2. 变速器的现状和发展从现代汽车变速器的市场状况和发展来看, 全世界的各大广商都对提高AT的性能及研制无级变速器CVT表现积极, 汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。然而,因无级变速器技术难度很大, 发展相对较慢, 从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种, 并具有各自优势, 但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油在高速运动中, 由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率损失, 存在传动效率低油耗较大的不足, 另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了AT效率低等缺点, 与AT相比, 具有更大的发展优势。可是, AMT依旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测, 到2008年, 欧洲的50的MT将会被AMT代替, 同时部分市场也将会被占领。总之, 变速器是汽车除发动机外的主要装置之一, 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展, 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。第2章 变速器的基本设计方案选择 变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，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（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，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。2.1. 变速器设计的基本要求： 1）保证汽车有必要的动力性和经济性。 2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。 3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。 4）设置动力输出装置。 5）换挡迅速、省力、方便。 6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 7）变速器应有高的工作效率。 8）变速器的工作噪声低。2.2. 变速器倒档传动与布置方案 变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 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。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。 图2-1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的传动。 图2-1 变速器倒档传动方案 倒挡布置方案： 图2-2为常见的倒挡布置方案。图2-b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-c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-d方案对2-c的缺点做了修改。图2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-f所示方案适用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，倒挡传动采用图2-g所示方案。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。图2-2 变速器倒档传动方案 综述以上，传动方案本设设计优先选用2e方案，倒档方案本设计优先选用2g方案。第3章 变速器主要参数的选择3.1. 本设计的数据准备 主要参数最高车速130km/h发动机转矩198Nm汽车总质量1700kg主减速器传动比4.5额定转速2800r/min车轮滚动半径0.35m3.2. 档数和传动比 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。本设计也采用5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。 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 式中：G作用在汽车上的重力，G=mg，汽车质量，重力加速度，传动系效率，=0.95；车轮半径，=0.35m；滚动阻力系数，干砂路面（0.1000.300）取；坡度，=16.7。 满足附着条件。 求得的变速器I档传动比为： 式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 在沥青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.5 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系 式中：常数，也就是各挡之间的公比； 超速档的的传动比一般为0.70.8，本设计去五档传动比 因此，各挡的传动比为 0.75，3.2 即 所以各挡传动比与一挡传动比的关系为 满足条件 所以 ， , （实际） 3.3. 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。初选中心距时，可根据下述经验公式： 式中： 变速器中心距（mm）； 中心距系数，商用车：=8.993； 发动机最大转矩（N.m）； 变速器一挡传动比，=3.2 ； 变速器传动效率，取96% ； 发动机最大转矩，=198N.m 。 则: = =75.40878.797（mm） 初选中心距=78mm。3.4. 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。 轿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，其壳体的轴向尺寸是378mm=234mm， 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。第4章 变速器各档齿轮的计算设计4.1. 模数的选用齿轮模数选取的一般原则：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，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。低档齿轮选用大一些的模数，其它档位选用另一种模数变速器用齿轮模数范围大致如下：微型和轻型轿车为2.252.75；中级轿车为2.753.0；重型货车为4.256.0。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。轿车和轻型货车取23.5，选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。表4-1 汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.56.00表4-2 汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50根据表4-1及4-2，一二档齿轮的模数定为3mm，三四五档及倒档的模数定为2.75mm,啮合套和同步器的模数定为2.5mm。4.2. 压力角 国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为204.3. 螺旋角 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。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。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。 变速器螺旋角：234.4. 齿宽 直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0； 斜齿，取为6.08.5，取7.0。 各挡齿轮齿数的分配图4-3变速器传动示意图 1-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮 5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿轮 8-二轴四档齿轮 9-一轴五档齿轮10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿轮 13-倒档齿轮 如图4-3所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。图4-4变为系数图4.5. 确定一挡齿轮的齿数 取模数=3mm 螺旋角 齿宽系数 z1=11 z2=35 对一挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 即 端面啮合角 = 即 =26.65U=3.182 变位系数之和 查表得=0.35 分度圆直径: = 节圆直径 齿顶高 =35.85+2(+0.40+0.12)3.819mm =2.469mm 齿根高 =2.550mm =3.900mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.069mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=43.488mm da2=d2+2ha2=115.747mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf1=30.750mm df2=d2-2hf2=103.009mm 当量齿数 =14.103 =44.8734.6. 确定二挡齿轮的齿数 取模数3mm 螺旋角=23 齿宽系数=7 z3=15 z4=33 mm 对二挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 端面啮合角 =21.16 U=2.2 变位系数之和 查表得=0.35 分度圆直径: 节圆直径 齿顶高 =3.459mm =2.829mm 齿根高 =2.910mm =3.540mm 全齿高 h3=ha3+hf3=6.369mm 齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=53.445mm da4=d4+2ha4=106.690mm 齿根圆直径 df3=d3-2hf3=40.707mm df4=d4-2hf4=93.952mm 当量齿数 =19.231 =42.3094.7. 确定三挡齿轮的齿数 取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7=1.550 即 z5=20 ， z6=32 mm 对三挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 即 端面啮合角 = =22.175 U=1.6 变位系数之和 查表得: =0.42 分度圆直径: 节圆直径 齿顶高 =1.565mm =1.400mm 齿根高 =2.778mm =2.943mm 全齿高 h5=ha5+hf5=4.343mm齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=62.880mm Da6=d6+2ha6=92.425 mm齿根圆直径 df5=d5-2hf5=54.194mm Df6=d6-2hf6=83.739mm当量齿数 = =25.641 =41.0274.8. 确定四挡齿轮的齿数 取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7 z7=25 z8=27 mm对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角 即 端面啮合角 = =22.166变位系数之和 查表得=0.42 分度圆直径: =80.662mm节圆直径 齿顶高 =1.510mm =1.458mm齿根高 =2.832mm全齿高 H7=ha1+hf1=6.069mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=43.488mm da2=d2+2ha2=115.747mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=30.750mm df2=d2-2hf2=103.009mm当量齿数 = =32.052 =34.6174.9. 确定五挡齿轮齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7 即 z9=30 ，z10=22 mm对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角 即 端面啮合角 = =22.166变位系数之和 查表得=0.42 分度圆直径: = 节圆直径 齿顶高 =1.403mm =1.565mm齿根高 =2.943mm =2.778mm 全齿高 h9=ha9+hf9=4.333mm齿顶圆直径 da=d9+2ha9=89.443 mm Da10=d10+2ha10=65.867mm齿根圆直径 df9=d9-2hf9=80.751mm Df10=d10-2hf10=57.181mm当量齿数 = =37.179 =28.2074.10. 确定倒档齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选=22 为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙 计算倒挡轴和第一轴的中心距 计算倒挡轴和第二轴的中心距mmmmmmmmmmmmmmmmmm第5章 变速器轴的设计计算 在已知中间轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴=0.160.18：对输出轴0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按式下面公式初选 （5.1） 式中：经验系数，=4.04.6； 发动机最大转矩（N.m）。输出轴最高档花键部分直径=23.313926.8109mm取25mm；输入轴最大直径=35.146.8mm取45mm。输入轴： =281.25mm 取L=281第6章 变速器齿轮的的校核6.1. 齿轮强度校核 满足工作条件的要求： 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： 时渗碳层深度0.81.2。 时渗碳层深度0.91.3。 时渗碳层深度1.01.3。 表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348。6.2. 斜齿轮弯曲应力 式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。 式中，为弯曲应力；为圆周力，；为计算载荷；d为节圆直径；为应力集中系数，可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；b为齿宽；t为端面齿距，m为模数；y为齿形系数，如图6-1所示： 图6-1齿形系数图 =209.476MPa180350MPa =197.974 MPa180350MPa6.3. 轮齿接触应力计算 式中：轮齿的接触应力（MPa）； 计算载荷（N.mm）； 节圆直径(mm)； 节点处压力角（），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)； MPa MPa 第7章 变速器轴的校核7.1. 计算各轴的转矩 发动机最大扭矩为=198N.m，转速2800r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。 轴 =19899%96%=188.1792N.m 轴 一挡 =188.1790.960.9935/11=569.05N.m 二挡 =188.1790.960.9933/15=393.46N.m 三挡 =188.1790.960.9932/20=286.15Nm 四档 =188.1790.960.9927/25=193.15N.m 五挡 =188.1790.960.9922/30=131.15N.m 倒挡 =188.1790.960.9934/11=552.79N.m7.2. 轴的工艺要求 倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，面光洁度不低于8。 对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 7.3. 计算齿轮的受力 选择一档齿轮进行轴的刚度和强度校核 一挡齿轮1， 2的圆周力 135.91N.m, 327.88N.m 7.4. 轴的刚度计算 若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下列式计算 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； 弹性模量（MPa），=2.1105MPa； 惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算； 、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； 支座间的距离（mm）。 轴的全挠度为 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为0.050.10mm，0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。7.5. 输入轴的刚度 轴颈=25mm，=17.75mm，=156mm,=2.1105N ， ， 7.6. 轴的强度计算 输入轴强度计算 38.35mm，135.91N.m，17.75mm，25mm，=196mm 7087.87N.m，2579.77N.m，2797.7N.m， 17.75168.25 竖直8400452水平 竖直34344.1719301.9690753.9686193.48135.91合成图7-1输入轴受力弯矩图 求H面内支反力、和弯矩 求V面内支反力、和弯矩 由以上两式可得第8章 变速器同步器与操纵机构的设计8.1. 同步器设计在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器16，其结构如下图8-1所示：图8-1 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8.2. 同步器的工作原理 如图8-2，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8-2b），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8-2d），完成同步换档。图8-2 锁环同步器工作原理8.3. 同步环主要参数的确定8.3.1. 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。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图8-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图8-3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。图8-3 同步器螺纹槽形式8.3.2. 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。一般=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时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7。8.3.3. 摩擦锥面平均半径R R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为5060mm。8.3.4. 锥面工作长度b （8-1） 设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。8.3.5. 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机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面