五菱宏光轻型货车机械式变速器设计

五菱宏光轻型货车机械式变速器设计系 别： 交通工程系 专 业： 车辆工程专业 年 级： 车辆工程15级 学 号： 2015060143 学生姓名： 朱冠宇 指导老师： 李春波 成 绩： 摘要在汽车的传动系统中，变速器是无可替代的重要环节之一。无论是驾驶人的操作感受，还是汽车发动机性能的体现，亦或是汽车运行的稳定性等，均与变速器的技术参数和构造性能直接相关。汽车运行过程中，必须满足变速换挡、起步、倒挡等基本操作性能，故而利用总和设计变速器内部，从而实现简单、迅速、方便的操作流程。本次进行的变速器设计，充分结合了任务书中既定的基本参数，选取了五菱宏光这款车型作为设计的基础，翻阅了大量的专业书籍和国家相关标准，结合市场调研的情况，实现了变速器的完整设计。本次设计的主要内容为车辆手动变速器的研究，给予了变速器一个具体详尽的介绍，还针对变速器的换挡结构、传动机构和档位的布置等加以论述。与此同时，利用计算确认了变速器的齿轮结构等部分，还一并计算了车辆整体的中心距、传动比即各档位齿轮等，再次核算了零部件的计算内容，选择适用性、标准度更高的零部件。关键词：机械式变速器；中间轴；传动机构；设计AbstractTransmission in the transmission system of vehicle is the most important link, its structure performance, technical parameters such as the experience of automobile engine performance, driving human operating experience and the stability of the vehicle to run work has an immediate impact. Need to be in the car running start and shift gears, shifting the basic operations, through the transmission within the integrated design, can make the engine is simple, convenient and rapid to achieve the basic operation. The graduation design according to specification given basic parameters, choose the DF -xiaokang as the basis of design, through to the related literature query and national standards of learning, and through market research, its transmission is a complete design. The graduation design selection of models is byd F3R, this model is more common models on the market. In this study, in view of the selected models was carried out detailed analysis and calculation, especially for the gear parameters, the basic parameters, such as total transmission ratio, center distance and the intensity, etc. Based on the research of the graduation design, formed a system of transmission. Key words : Mechanical Mechanic; Intermediate Shaft;Design Checking ;Transmission Mechanism目录摘要1Abstract1第1章 绪论11.1研究目的和意义11.2研究现状11.3 设计的主要内容21.4 本章小结2第2章 总体方案设计42.1 基本设计参数42.2 设计变速器的基本要求42.3 变速器结构分析52.4 本章小结5第3章 基本参数设计计算73.1 各档传动比的确定73.2 关于各档传动比的选定83.3中心距的计算93.4变速器的外形尺寸93.5 本章小结9第4章 齿轮的设计及计算104.1 齿轮参数104.1.1 模数的选取104.1.2 齿形、压力角及螺旋角104.1.3 齿宽b104.2 分配各挡位齿轮的齿数114.2.1 一挡齿轮齿数114.2.2 其余各挡位的齿数与变位系数134.3齿轮的设计校核154.3.1齿轮的损坏形式154.3.2计算齿轮的强度164.3.3 计算齿轮弯曲强度164.3.4计算轮齿接触应力184.4 本章小结19第5章 轴的设计计算205.1轴的基本尺寸计算205.2轴的强度验算215.3计算轴承寿命275.4本章小结29第6章 同步器和操纵机构选择及箱体的选取306.1 同步器选择306.1.1 锁环式同步器的构造306.1.2 锁环式同步器的运作机理306.1.3确定主要尺寸316.2 变速器的操纵机构336.3 变速器箱体的选取346.4 本章小结35结 论36致 谢37参考文献38第1章 绪论1.1研究目的和意义自20世纪起，汽车行业发展形势十分迅猛，此外，由于其涵盖的领域十分多、牵涉的专业范围广泛，逐渐成为了推动我国经济发展的主力军。而在汽车系统中，变速器有着无可取代的重要地位，因此，在汽车市场中引起大量学者及相关专业研究人员的重视，在变速器领域的研发工作从停止过。由于人们的生活经济水平的日益提升，物质财产的逐渐丰富，人们对汽车的功能已经不仅仅满足于代步，从传统的经济、耐用、皮实等标准，逐渐转变为对速度、性能、舒适度和能耗等多方位、多角度的要求。上述种种对于汽车的新需求，均可以利用发动机与变速器的研发实现，而汽车的经济性、操作性、传动效率及动力性都受到变速器结构的直接影响。利用优化变速器和发动机的技术设计，无论是汽车的经济性能，还是操作性能，都能够达到当前标准。目前，尽管在变速器的技术研发方向已经有了实质性的进展，但由于自动变速离合器的研发工作受到广大工作者的追捧。相对而言，传统的机械变速离合器具有着十分显著的优势，即提及占比小、构造简单、运行稳定和成本低廉。因此。在当今的变速器市场中，机械变速离合器始终保持着其主导地位。 若想真正的设计意向优化汽车性能、科学合理的机械变速离合器，具有较大的难度，且过程十分繁琐。因此，对于变速器的设计工作者也提出了逢高的要求，必须具备足够强的心理素质和全面的专业技术。首先，进行系统性的查探，明确组成变速器的各个构件，从而形成初步的总体设计思路，确保各个传动轴能够在空间内得到最优化布置。其次，充分结合力学原理、制图标准和机械原理等设计齿轮和轴，并对其进行计算，分析受力情况。最后，合理选择定型产品与变速器的同步器和操作系统相配合。本篇设计拟以五菱宏光机械变速其的系统构成、传动系统布置和设计理念等多个方向的认识与了解，将传动齿轮受力和传动轴受力作为研究的入手点，对传动比加以优化，使各项尺寸的计算更加精准从而完成变速器的组成与具体布局，且对各个零部件进行校验。由于本篇设计对变速器进行了十分全面与专业的剖析，在前人系统性理念中的设计步骤上完成的。具有一定的代表性，为金钩的变速器设计提供更多的发展方向。1.2研究现状随着国际汽车工业的迅速发展，国内领先的变速器制造企业将国外领先的技术水平与各种先进设备引入，并结合学习与交流的方式，实现了变速器的同步器、轴和齿轮等重要零部件的设计能力。与此同时，我国产品的装配水平也得以提升，逐渐与国际技术接壤。但由于我国的发展时期较短，与国际先进水平相较，仍存在着明显的差距，尤其体现在震动噪声、齿轮产品强度和抗疲劳等领域。而我国国内齿轮行业的技术水平落后，其主要原因为较低的数控水平、装备技术差、没有强大的自主开发能力、不具备足够的质量控制能力等，导致成品制造的全过程有所欠缺。世界上第一辆汽油汽车由德国工程师卡尔本茨和戈特利布戴姆勒于1886年同时宣告制成,卡尔本茨制造的是三轮汽车,后者制造的是四轮汽车。在三轮汽车中,汽油机发动以后,动力经齿轮和链条传至后轴,后轴系两个半轴,中间装有差速器,有利于车辆转弯。前轮架位于一个叉形结构架上,类似现代自行车的前叉装置,上面有转向手柄,用来操纵车辆转弯。这辆车上还装有变速杆,用来改变链条的传动比,使车速快慢自如，国外研究制造方向逐渐转化为自动挡领域，然而，从整体上看，在汽车市场中，手动挡的主导地位尚未被自动挡所取代。深入探析其原因，是因为尚未形成既能够满足稳定性高、效率高的机械变速器，无法将驾驶的体验感加以提升。总之，我国的汽车变速器将始终保持着多元化的发展路线。由于各种变速器都有着其独特的优势和不足之处，因此，对于各种技术的应用与发展，我国始终保持着鼓励的姿态，而不是力求一种变速器的飞速发展，将另一种变速器取替。我国应当充分发挥目前变速器的种类优势，加快技术的创新与发展，从而形成独特的具有中国特色的变速器创新思维。不久以后，我国将成为国际变速器发展的领先者。1.3 设计的主要内容本次设计的主要内容为货车机械式变速器的研究，针对变速器的换挡结构、传动机构和档位的布置等加以论述。与此同时，利用计算确认了变速器的齿轮结构等部分，还一并计算了车辆整体的中心距、传动比即各档位齿轮等，再次核算了零部件，确保便于换挡、结构简单和稳定性强的目的能够实现。本篇毕业设计的目的十分明确：其一，完成一款既能够满足构造简单、便于换挡的机械式变速器，还能够保证其稳定的运作和较高的投入产出比。从而提高汽车的各项性能，延长汽车的使用年限，并未驾驶者提供更好的驾驶体验。其二，希望能够利用该篇论文内容的逐渐完善，补充自身知识点的漏洞，能够加深力学、机械学等专业知识，从而为日后的就业提供更多的帮助。1.4 本章小结若想真正的设计意向优化汽车性能、科学合理的机械变速离合器，具有较大的难度，且过程十分繁琐。相对而言，传统的机械变速离合器具有着十分显著的优势，即提及占比小、构造简单、运行稳定和成本低廉。因此。在当今的变速器市场中，机械变速离合器始终保持着其主导地位。本篇设计拟以五菱宏光机械变速其的系统构成、传动系统布置和设计理念等多个方向的认识与了解，将传动齿轮受力和传动轴受力作为研究的入手点，对传动比加以优化，使各项尺寸的计算更加精准，从而完成变速器的组成与具体布局。第2章 总体方案设计2.1 基本设计参数在本次毕业设计的课题中，笔者在车型的选择上，以五菱宏光微型货车为基础，进行了一系列的计算，其基本参数表2-1所示：表2-1五菱宏光基本参数表名称数据发动机最大功率 79kw最高车速135km/h总质量2400kg最大扭矩145N·m外形尺寸4500/1610/1875mm轮胎规格175/75R152.2 设计变速器的基本要求在汽车的动力系统中，变速器是其决定性零部件之一。变速器在工作过程中，为了满足车辆使用的各种需求，发动机输出的速度与扭矩利用变速器将其实际工作的需求参数传递至驱动轮。因此，整个车辆的传统系统性能的优良与变速器息息相关，整体车轮的操作性、稳定性和经济性都受到变速器动力性能的影响。近几年中，随着汽车工业的飞速发展，为了迎合人们的需求，轿车变速器也随之进行调整，其主要方向为如何提升载荷承受能力、如何缩小变速器的体积。无论变速器如何更新换代，但其功能与基本结构始终不变。对变速器的要求大体如下1：（1）保证变速器的传动比和档位数量设计的合理性，即综合考量发动机的基本参数与车辆使用性能二者的相关性，实现最优化的匹配。（2）空档位的设计，将变速器内燃机的传动及时切断。（3）倒挡的设计，结合车辆日常应用的需求。（4）更换档位时，应具备快速、简洁和易操作的属性。（5）运转的稳定性高，工作性能可靠、便于后期维护与装配。2.3 变速器结构分析三轴式变速器如图2-1所示，中间轴的齿轮与输出轴、输入轴的齿轮相互啮合。除此之外，输出轴与输入轴的中心线均处在同一条直线上。这种变速器具有着下列两点优势：其一，杂音小且抗损耗程度强，由于变速器的机体相对较大，扭矩也较大，直接将车轮自重与空间的问题加以解决，因此，在微型车、中等车中十分常见。其二，提升了直接输出档的传动效率。图2-1 中间轴式变速器1、 第一轴；2、第二轴；3、中间轴由于本次选取了五菱宏光货车作为设计车型，因此，在进行变速器的结构布置上，选取了前置后驱的发动机种类。结合该车型原有的变速器结构，本次选用了中间轴五档式变速器。在该种类型的变速器中，齿轮轴往往由一轴做成，并确保第二轴与第一轴位于同一直线，并利用啮合套的原理，确保直接档的实现。由于直接档是直接输出的，因此在传递时，达到了最佳的投入产出比。与三轴式变速器相较而言，高档位的传递效率有所下降，且运转的震动相对较大，从而缩短了轴承和齿轮的使用寿命。对于变速器来说，尽管倒挡的存在十分特殊，却不得不承认其存在的重要价值。尽管倒挡的使用次数相对于其他档位来说，几乎是最少的，一般用于车辆停车的状态中。因此，往往采取齿轮滑动的方式完成其操作要求，与其他档位互不相干2。2.4 本章小结在汽车的动力系统中，变速器是其决定性零部件之一。整个车辆的传统系统性能的优良与变速器息息相关，整体车轮的操作性、稳定性和经济性都受到变速器动力性能的影响。本次选用了中间轴五档式变速器。在该种类型的变速器中，齿轮轴往往由一轴做成，并确保第二轴与第一轴位于同一直线，并利用啮合套的原理，确保直接档的实现。由于直接档是直接输出的，因此在传递时，达到了最佳的投入产出比。第3章 基本参数设计计算3.1 各档传动比的确定计算主传动比应结合发动机转速与车辆行驶时二者的相关性，其计算公式如下： （3-1）式中 汽车的总重量（N）；滚动阻力系数，路面情况良好时取；发动机的最大扭矩（）；主减速器主动轮转速与从动轮转速的比值；变速器主动轮转速与从动轮转速的比值；汽车在运行过程中的传动效率，取值范围为；车轮滚动半径；最大爬坡度，在该次设计任务书中，要求爬上30%的坡，约。 （3-2）式中 汽车在运行时的速度（）； 汽车发动机在运行时的转速（）； 汽车在跑动中轮胎滚动一周的半径（）； 变速器主动轮转速与从动轮转速的比值； 主减速器主动轮转速与从动轮转速的比值。汽车的基本参数已经在上文的章节中明确给出了，135km/h为车辆行驶的最快速度；汽车的档位中，最高档为超速档，其传动比；由于汽车车轮的轮胎规格已确认为175/75R15，可以此对车轮滚动半径加以计算，求得结果512.25mm。3600r/min。 车轮的主传动比的计算须根据车辆的最大爬坡斜度进行。大多数情况下，通过最大坡度时，车轮往往处于一档位运行的状态，即为了能够满足车辆整体强度的需求，满足必须不小于驱动力这一条件，且滚动阻力也涵盖在内。上式中提及，汽车的总质量m=2400kg，爬坡角度，车轮滚动半径r=0.52125m，汽车最大扭矩145N·m，传动效率，主传动比，g=9.8m/s2。由上述公式（3-1）可得： （3-3）在实际的计算过程中，必须满足一档位运动时的驱动力大于各种附着力的合力这一条件，方能满足爬坡不打滑的需求，其具体的计算公式为3-4： （3-4）即： （3-5）式中 驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间附着系数，若为混凝土或沥青路面=0.50.6之间，取。将数据代入（3-5）式后：综上所述，一档位的传动比范围可求得为： 因此，在进行档位传动比的选择时，暂取值为5.1。3.2 关于各档传动比的选定依照上文的计算过程，可了解一档位的传动比初值已定。在设计变速器的结构时，直接档位是最高档位的常见设计方式，可根据工比计算中间档位的传动比，其公式如（3-6）4 （3-6）由于与发动机参数的符合度、实际齿轮数等影响因素的存在，无法避免计算量与实际量间的误差。3.3中心距的计算中心距的计算与优选工作大多利用经验公式完成，如公式3-7所示： （3-7）式中 变速器中心距（）； 中心距系数，货车取；发动机最大输出转距为145（）；变速器一档传动比为；变速器传动效率，取。综合考量中心距的特点和计算结果，中心距的值暂取为90mm。3.4变速器的外形尺寸由于中心距将对变速器的外形尺寸产生决定性的影响，因此，集合上述内容中暂取的中心距进行计算，如下所示：所以378mm是本次设计的外形尺寸。3.5 本章小结变速器基本参数的设计在本章完成。以变速器的传动比浮动区间和档数作为入手点，根据既定车型的参数，利用相关的公式加以计算，求得传动比的浮动区间。在此基础上，结合齿轮的数据，完成最后的选定。对各个档位的分配齿数进行一一计算，确保中心距的数据准确。第4章 齿轮的设计及计算4.1 齿轮参数4.1.1 模数的选取确定适宜的模数应综合考虑以下几个因素：首先，若需降低噪声，则要适度减低模数、增加齿宽。与此同时，若仍想缩减其质量，就必须减低其齿宽，对其模数加以提升，从而既能够符合制造工艺，又能够满足传动组成的要求。总而言之，以拟设计汽车所归属的种类作为参照，对其系统进行深入分析，利用模数将低的方式，实现噪声的减少。在运作过程中，由于低档位齿轮对于扭矩的需求相对较大，应当适当上调其模数。而高档位可选取相同的模数。在同步器汇、啮合套中选用渐开式的齿轮。因此，在本次设计的过程中，将选取为齿轮法向的模数，初步选择齿轮的模数为5。4.1.2 齿形、压力角及螺旋角为了保证传动过程的稳定程度、运行中噪声的减少和齿轮重合度的提升，结合乘用型轿车的齿轮压力角大小，一般选择较小值来进行计算，因此，拟定压力角=20°。在变速器中，斜齿轮是十分常见，由于其啮合距离相对较长，具有更高的稳定工作性能。由于其工作运行时，轴向力的产生，不得不根据轴的总和强度从而选择适用的斜齿轮。斜齿轮处于正常工作状态下，轴承将接受即传递的轴向力。因此，在应用斜齿轮的设计中，往往会设置相对的两队齿轮同时运转，从而将轴向力抵消。因此，在中间轴中，将斜齿轮设置为右旋的状态；在第一、二轴时，将斜齿轮设置为左旋的状态。进行螺旋角的拟定时，其区间为22°-34。暂取30°5。4.1.3 齿宽b齿轮工作能否保持状态的稳定性才是重点关注对象，齿轮的强度以及其轴向尺寸均应予以重视，并保证受力的均匀性。若想要实现变速器质量及轴向尺寸的最小智，就应当选用低齿宽的方式。正齿轮齿宽所具有的优势特征被减弱，且提升了其工作量。正是受此影响，具备宽齿的齿轮正常运作的过程中，被变形轴线倾斜所影响，导致齿宽方向无法保持其连续性，且遭到了不同程度的磨损。一般情况下，对齿宽的尺寸进行确定时，大多参照齿轮模数m的数值。直齿， 为齿宽系数，取值范围是4.58.0，取=6斜齿，的取值范围是6.08.5 ，取=6第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，提高的设计值，实现接触线的增加和接触应力的减小，进而保证传动过程的稳定性，从而延长齿轮的使用年限。斜齿 b=62.5=15 mm4.2 分配各挡位齿轮的齿数根据上述章节中暂定的中心距、模数及螺旋角数据，对传动比和齿轮齿数加以计算和确定。尽量保持设计过程中的齿数是非整数。从而延长齿轮的使用寿命5。图4-1 五挡变速器的传动方案4.2.1 一挡齿轮齿数在进行第一档位的传动比计算十分重要，其计算公式如4-1： （4-1）利用该公式进行计算，先明确和的齿数，再求得和的传动比。因此，可将齿数和开始着手加以计算，再明确及齿数，公式为4-2和4-3： 直齿： （4-2） 斜齿： （4-3） 由于一档位所采用的齿轮类型为斜齿轮，因此，根据公式4-2和4-3可计算的：首先，圆整当前产生的结果，在此及出生明确数目。位于中间轴处的齿轮应选取最小值。确定了传动比时，若想要最大值为第一轴长所啮合的齿轮，可以使的传动比降低一定的数值。齿轮与轴这两者之间存在一定的尺寸关系，必须加以兼顾。由于小齿轮位于中间轴，其尺寸与中间轴尺寸存在一定的相关性。目前，商用型汽车中间轴齿轮的可选区间为12-17，因此，拟定齿轮=14，输出轴中的一档齿轮为60-14=46。根据上文拟定的中心距求捏合脚，公式为4-4： （4-4）得：=所以总变位 即高度变位利用齿数比u= 查得： 则可以清晰的发现，尽管发生了变位，但两个互相啮合的齿轮，其分度仍保持中着节园重合与相切的状态。因此，齿轮高不发生改变。针对齿数和齿数和加以计算，在此基础上进行实际计算，由于中心距会产生辩护，因而需要利用反推的方式对中心距加以计算。并以修正后的中心距作为依据，对各个档位加以论述。则修正后的中心距A取值为90mm。按照公式4-5求得传动比： （4-5）由于常啮合传动齿轮中心距=一档位齿轮中心距，即公式4-6： A=/2 （4-6）按照上列公式4-6，可计算得知常啮合齿轮的齿数，=23 =34经过核对验算 在可接受的误差范围内故可得齿轮1、2精确的螺旋角为18.2°凑配中心距： 斜齿端面模数为：啮合角 按照齿数比=1.44 查得变位系数 故4.2.2 其余各挡位的齿数与变位系数二挡齿轮为斜齿轮螺旋角且与常啮合齿轮存在一定差异 （4-6） （4-7）在正常运转的过程中，两个齿轮间的轴向力也需要得到满足，即公式为： （4-8）对上述公式4-6,、4-7和4-8加以连接。当螺旋角度为20.54°的时候求得，二档位的齿数为： 凑配中心距：斜齿面模数：啮合角：结合齿数比 查得变位系数 经过上列公司是的推导，可求得当三挡齿轮齿数 时，方能满足轴向力的平衡状态的要求。中心距为：斜齿端面模数：啮合角： 参考齿数比 查得变位系数 四挡齿轮齿数 时，轴向力呈现相互平衡的状态。凑配中心距：斜齿端面模数：啮合角： 参考齿数比 查得变位系数倒挡的齿轮的模数往往与一档更加相近。初步暂时23为选择倒挡的齿轮的齿数，并进行输入轴与倒档轴的中心距的计算，设中心距：若想实现啮合过程中，倒挡齿轮之间的零干扰，需在齿轮11和12的制高点预留一定的空隙，且大于等于0.5mm，因此，=44时满足距离的需要。假设当齿轮11和齿轮12啮合时中心距：=88.5A且mm故倒档轴与中间轴的中心距：故 根据齿数比 查得 综上所述，可以计算得出本次设计变速器的齿轮参数如表4-1表4-1 齿轮参数齿轮齿数分度圆直径模数螺旋角齿宽Z12372.783.1618.218Z234107.63.1618.245Z42891.23.2623.220Z63972.603.1618.420Z81853.193.2120.721Z13441223.210184.3齿轮的设计校核4.3.1齿轮的损坏形式导致齿轮在日产运转中发生损坏的情况有三种，分别为齿轮端部折断、端部受损即齿面剥落。形成齿轮折断这一现象的主体原因有两个：其一，冲击荷载超过齿轮的承受范围；其二，齿轮的使用时间不断累积，再加上荷载的反复冲击，导致齿轮根部出现裂痕，一旦打破了临界值，就会发生疲劳折断的情况。相对而言，该现象在变速器内部发生较为常见。更加具象的说，在齿轮运作的过程中，受到荷载的影响，相互啮合的齿面始终处于挤压、碰撞的状态。与此同时，由于润滑油遭受压力，导致其温度的攀升，扩大了裂纹，导致齿面的表面逐渐脱落，又称之为点蚀。长久以往，随着点蚀的情况愈加严重，之间扩大的空隙形成啮合之间的动载荷，最终导致齿轮折断7。4.3.2计算齿轮的强度 在变速器内，齿轮的运作条件并不发生任何改变，与此同时，对齿轮进行加工与制作中所选取的工艺流程、原材料和精确度等也各项也基本相同。在本篇设计内容中，选取了比亚迪车型，40Cr是其齿轮的材料，制造方式为剃齿或插齿，并结合了淬火、渗碳等热处理方式，确保齿轮的精度高于七级7。4.3.3 计算齿轮弯曲强度1直齿轮弯曲应力 （4-3-1） = （4-3-2）由公式（4-3-1）和公式（4-3-2）整理可得: （4-3-3）式中 齿轮在运转所受的弯曲应力（）；圆周力（N）；应力集中系数，取1.65；摩擦力的影响系数，主动轮取值为1.1，从动轮取值为0.9；齿轮的齿宽（）。齿轮的断面齿距，取（）；齿轮的齿型系数；齿轮的模数； 计算载荷（）；齿轮的节圆直径（）；若计算载荷将作用于第一轴的最大转矩作为其取值，则倒档直齿轮许用弯曲应力为400-850MPa8。一挡从动齿轮 一挡主动齿轮 倒挡直齿轮作用弯曲应力为400-850N/mm，因此满足要求。2斜齿轮弯曲应力 （4-3-4） = （4-3-5） （4-3-6） （4-3-7） （4-3-8） 式中 齿轮运作中所承受的弯曲应力（）；齿轮所承受的圆周力（N）；应力集中系数，取1.5；齿轮的齿宽（）。齿轮的齿型系数，可按当量齿数；法向模数（）；计算载荷（）； 齿轮的节圆直径（）；斜齿轮螺旋角； 齿数； 重合度影响系数，取2.0。将上述各参数带入计算可得： （4-3-9）四挡齿轮弯曲应力 若将作用于第一轴处的最大转矩设为计算载荷取值，则高档位及常啮合齿轮，许用应力处于180-350MPa。因此，与其需求相匹配。4.3.4计算轮齿接触应力接触应力的计算公式： （4-3-10） （4-3-11） （4-3-12） 式中 轮齿的接触应力（）。 齿面上的法向力（N）； 计算载荷（）；齿轮的节圆直径（）；节点处压力角（度）；齿轮所采用材料的弹性模量，依照设计手册其值为20.6×104； 实际中齿轮于啮合过程中的接触宽度（）； 、主、从动齿轮节点处的曲率半径，直齿轮 、， 斜齿轮 ， ； 、是主、从动齿轮节圆半径。一挡齿轮的接触应力：=0.418 =1249.9MPa四挡齿轮的接触应力：=0.418 =713.7 上述校验工作均处于适宜区间内，参考其相应的标准加以匹配。假设计算载荷=作用于第一轴上的载荷，此时齿轮的许用接触应力如表5-19。表4-3-1 变速器许用应力齿轮 4.4 本章小结在本章节内容中，第一，分析齿轮的参数并加以选用；第二，将各个档位齿轮具备的数量加以明确；第三，在上述基础上，完成各档齿轮的变位系数与齿数的确定。对齿轮损坏的情况一一说明，分别计算不同齿轮的强度，与此同时，对选用的齿轮强度及刚度加以校验，确保其满足要求，并分别计算各个档位齿轮的接触应力。第5章 轴的设计计算变速器的正常运作过程中往往会受到各种因素的干扰，例如各种转矩、多种弯矩或复合作用力等。一旦轴的刚性难以满足标准，再受到复合的波动，导致预设的挠度被超过，逐渐产生了轴变形，从而大大降低了变形器啮合紧密程度，导致其使用寿命的缩减。因此，对轴的刚度和强度都有着较高的标准。设计变速器的结构时，针对轴的设计，往往将刚度计算、强度计算及结构设计三者综合考量。5.1轴的基本尺寸计算一旦可以确定中间轴式变速器的中心距，则轴的最大直径比上支承距离位于以下区间：对输入轴， =0.16-0.18；对输出轴，0.18-0.21。按照该式对输入轴花键部分直径（mm）进行初选： （5-1）式中 经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（）。输入轴花键部分直径：=23.7827.34mm初选输入、输出轴支承之间的长度=310mm。根据扭转强度条件，轴的最小直径为： （5-2）式中 d轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（）；P发动机最大功率（）；n发动机转速（）。得：mm因此，25mm为拟定轴的最小直径5.2轴的强度验算所谓轴的刚度，主要是一种作用力，由轴工作时产生，是齿轮相互作用形成的，这种作用力的产生对挠度与水平面完成了一定的影响，可能会导致齿轮发生位移，不能在完全咬合。所以，一般情况下，在进行系统设计时，需要考虑刚度的问题。轴的挠度及转角见图6-1，如果将其垂直内面的挠度调整为，将水平面内挠度调整为为、转角为，则算法如下9： 图6-1 变速器轴的挠度和转角 （5-3） （5-4） （5-5）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（），=2.1×105 ；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处应以平均直径算；、支座A、B至齿轮中作用力的长度（mm）； 支座间相距的长度（mm）。轴的全挠度mm。位于垂直面的挠度不会低于0.05，不会超过0.1，位于水平面的挠度不会低于0.1，不会超过0.15（以上单位均为毫米）。齿轮所处平面其转角0.002rad。（1） 变速器中各齿轮的圆周力、切向力、轴向力 一轴： 二轴： 中间轴：（2） 变速器输入轴的刚度 一档运作时： 已知条件：a=248mm；b=22mm；L=270mm；d=32mm，得: 二档运作时： 已知条件：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，得： 三档运作时 已知条件：a=77mm；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，得：=当运作处于四、五档的状态时，一方面由于其与支撑出长度较短，另一方面由于受力没有其他档位高，所以其挠度与转角的影响可以忽略不计。（3）变速器输出轴的刚度 一档运作时： 已知条件： 得： 二档运作时： 已知条件： ，得： 三档运作时：已知条件 ，得：=当运作处于四、五档的状态时，一方面由于其与支撑出长度较短，另一方面由于受力没有其他档位高，所以其挠度与转角的影响可以忽略不计。输入轴校核处于一档状态时，将轴中的支反力代入公式：已知条件： 垂直面内支反力：计算C点的支反力可以通过取矩B点按照下述公式计算得到： （5-6）将相关数据代入6-6得： 同理可得。依照力矩平衡及力的平衡能够知晓： （5-7） （5-8）将相关数据代入 中，可得： B点最大弯矩： 水平面内弯矩： 合成弯矩：一般来讲，轴在工作时产生的轴向力，会对其水平面与垂直面造成一定影响，轴齿轮会因此发生变形现象，其受到的应力可以通过计算弯矩得到，具体计算公式为6-610： （5-9）式中 。D代表轴的直径大小，W代表轴的抗弯系数，将具体的数据代入后，得到以下情况：当运作状态处于抵挡时，符合相应的标准。中间轴校核齿轮受力：已知条件： 。垂直面内支反力：计算C点的支反力可以通过取矩B点按照下述公式计算得到： （5-10）将相关数据代入6-10中，可得：同理可得： 水平面内支反力：以力矩与力的平衡原理可知： （5-11） （5-12）将相关数据代入6-11和6-12中，可得：B点最大弯矩：N·mm 水平面内弯矩：N·mm合成弯矩：受转矩T及弯矩二者共同影响的轴，其应力为6-13： （5-13） （5-14）将相关数据代入6-13和6-14中，可得：于低档运作时，故匹配相应的要求13。5.3计算轴承寿命一般来说，某种型号在选择汽车变速器的轴承时，参照的标准是其本身的特征，同时参考相关文献的研究情况，目前，尚没有一个统一的标准可以参照。但在轴承寿命的计算方面，国家则进行了统一的规定，必须按照要求计算检验轴承是否符合标准。一般来说，轴承寿命的计算，主要是计算滚子和轴承接触面的寿命。以前文的论述文标准，本文选择了30205型号的轴承，该轴承配置圆锥滚子，其基本参数是，轴承的预期寿命： 当量载荷是计算轴承寿命时必须要考虑的问题，由于设计预期与实际情况有所差距，所以轴承寿命的计算不能以预期承受力作为计算的数据，在计算时，要以实际承受力为基础，通过计算实际载荷系数，并进行一定转换工作得到当量动载荷的值，计算公式如6-1515： （5-15）式中 代表径向载荷系数，代表轴向的载荷系数：，。代表载荷系数，其中载荷系数需要包含载荷性质，如果是计算汽车的载荷系统，那么的可取区间为1.2-1.8，此处取，代入6-15：目前，国际对轴承寿命的要求是至少满足二十五万千米，即可以通过计算汽车的车速与总里程得到轴承寿命，计算公式如6-16： （5-16）汽车平均车速。汽车于轴承失效前的行驶时长：轴承可使用年限的计算如公式6-17： （5-17）其中代表轴承寿命系数，根据相关研究可知，滚子轴承的寿命系数为10/3，n代表运转状态下轴承的转速，代入6-17计算得：= 73946.3h通过上述计算过程及结果可知，本文的研究选择第一个轴承为宜。根据前面的设计，输出选择型号为圆锥滚子轴承30206。根据GB/T297-1994可以查出其基本，轴承的预期寿命：求第二轴轴承的当量动载荷P则第二轴轴承的寿命为8774.45所以第二轴轴承的寿命符合要求。5.4本章小结本章首先论述了轴承的常见尺寸，并计算了轴承的刚度、强度与寿命，通过相关寿命的计算，按照总体设计要求选择轴承型号。第6章 同步器和操纵机构选择及箱体的选取6.1 同步器选择对于同步器市场来说，惯性式、常压式、增力式时最为主要的同步器类型，基本实现了相关领域的全覆盖。其中，惯性式的应用最为广泛，根据型号的不同，可以将其具体再划分为含锁环、锁销式以及多锥式等等类别。常压式由于角速度固定，在档位更换上具有一定的缺陷，加上其结构上存在的问题，目前已经基本不见。由于本文的研究对象是小型轿车，根据小型轿车的特点，选择锁环式同步器，并对其构造、运行原理等进行说明16。6.1.1 锁环式同步器的构造图7-1是锁环式同步器的基本结构，从下图可知，以锥形斜面为基础，将摩擦原件放置其上，而锁止元件的顶部斜面与锁止面保持水平，并与相邻的齿轮保持咬合状态，与锁止面共同发挥作用。在档位不发生改变的情况下，滑块的凸出部分会嵌进啮合套座中间的槽中。图6-1 锁环式同步器1、4锁环 2滑块 3弹簧圈 5、8齿轮 6啮合套座 7啮合套6.1.2 锁环式同步器的运作机理 汽车行驶路途中的同步器换档步骤：（1）以操纵机构为媒介，利用操纵机构产生的推力，使滑块运动并完成锁环动作，确定需换挡的齿轮与锁环碰触到椎体。然后，由于椎体表面受到作用力，其产生了摩擦力矩，推动锁环转动。最后，通过使锥面运动，完成锁止同步器的动作。（2）此种推力将一直持续，并使椎体与锁环之间不断产生力矩，产生的力矩具有不断提升的特点，同时，其反面不断产生反力矩，这就拉近了齿环与锁环之间的距离，直到二者相连接。（3）档位更换后，摩擦力矩碰触，需要进行拔环动作复位，同时确定同步器不在处于锁止状态，实现同步换档的操作。虽然锁环式同步器具有运行稳定、成本低廉等方面的优势，但是也存在转矩容量小等方面的缺陷。因此，在进行同步器选择时，需要根据汽车的具体型号与特点进行选择，如果更看重其优势，那么就可以选择锁环式同步器 17。 同步器锁止位置 同步器换挡位置图6-2 锁环式同步器工作原理1锁环 2啮合套 3啮合套上的接合齿 4滑块6.1.3确定主要尺寸（1）接近尺寸 b 此种状态为滑块与锁环缺口相接近的状态，此种情况下常出现于每次调换档位的初始步骤，锁环接合齿的倒角部位与啮合套接合齿二者之间相差的长度（图7-3），接近尺寸 ,。图6-3 接近尺寸和分度尺寸1啮合接合齿 2滑块 3锁环 4齿轮接合齿（2）分度尺寸 a 此种状态为滑块与锁环缺口相接近的状态，啮合套接合齿与锁环接合齿二者各自中心线间相差的长度(图7-3) 。分度尺寸a=接合齿齿距÷4。上述两种概念的尺寸，在实际的设计中均具有十分重要的参考作用，在维护同步器安稳运行、加强锁止位的精度等方面具有重要价值，故而在前期设定准备时必须精准把控相关数据。（3）滑块的转动距离c 如图7-4，距离c能够对分度尺寸a产生极其大的影响。同时，距离c与滑块宽度d、齿距t二者间也具有相互影响的作用，公式如下：c 图6-4 滑块转动距离1啮合套；2锁环；3滑块；4锁环缺口（4）滑块端隙 即指滑块与锁环缺口之间的空隙，具体指二者端面的空隙（图7-5），也是端面之间的空隙，不过是齿合套与锁环之间的。如果设计中想要b始终为正数，则应令>，这时，可以保证锁止功能不受换档的影响，正常运转。因此，在具体的实践中，通常均会令，保证换档不会对相关作用的发挥造成影响。另外，同样指端面之间的空隙，不过是锁环端面与齿轮结合断面之间的，也被称为“后备行程”。的存在，即后备行程的一直存在，可以降低同步器的耗损，延长其使用寿命。由于的大小会受到锁环运作的影响，会随着锁环的运作而逐渐减小，因此，在设计时一定要留好其距离，以保证不会因为汽车使用事件的增加而消失。通常而言，。图6-5 滑块端隙6.2 变速器的操纵机构由于路况的不同、速度要求的不同以及驾驶需求的不同，调档操作在驾驶员驾驶车辆的过程中是必不可少的，调档动作的工作原理即调节变速器的操纵机构，该动作有严格的操作标准，如：调档的档位只允许挂一个；禁止乱挂、脱挂、误挂等行为。我们常见的手动换档变速器由被称为“机械式变速操控机构”，顾名思义，该换档机构需要人力手动操作，其常见的操作形式有变速杆、拨叉等等，是我国目前车辆驾驶中较为普遍的换档装置，本篇论文的设计即为手动换档型。对于手动调档型汽车来说，最适用、最高效最便捷的方法为：将变速器放在驾驶员主座椅的下面附近，以此来保障驾驶员采用最符合人体力学最简便省事地方式来操控变速杆，并且有充足的空间进行各种操作，有效节省车内空间。本篇论文结构采用的便是这种方法20。变速器的设计要求需要满足以下要求10：1、配备一个安全保护装置对该结构来说是非常重要的，例如自锁或者互锁等。2、互锁机构的工作原理主要为，在进行换挡操作的时候将需要移动的拨叉之外的所有拨叉都锁上，以此来保障变速器内部的结构装置。互锁结构有多种样式：转动、摆动、锁消式等等。3、自锁机构是一个为防止车辆驾驶过程中，变速器内部由于突发状况或者其他某些原因受力致使档位托脱掉而配备的装置，主要功能是用来定位的，保证齿轮正常地啮合，工作原理为在驾驶员进行换挡操作时，通过自身所配备的弹簧装饰，将钢球推入叉轴内，档位脱掉时自锁机构的钢球无法进入叉轴，从而使驾驶感受到齿轮是否在正常啮合，以此来保障车辆地安全驾驶。4、整个机构还需要一个倒挡时应有的安全机制，如设置倒挡锁等，该机制可以有效地防护驾驶员在倒挡过程中出现的失误操作，进而避免由于倒挡失误而引发的安全事故。倒挡装置同样也必须具有对驾驶员的提示功能，例如车辆在高速行驶过程中变速器可能会受到某种程度的破坏，此时倒挡装置需要对驾驶员发出明显的信号提示。5、换挡结构的装置必须具有简易性、可操作且高效便捷，使驾驶员方便操作，且安全性能高，防止因设计不合理而导致驾驶危险系数增高。6、提示需要有被驾驶者感应到的能力，可以通过与驾驶者接触的地方传递，如座椅等。首先，根据具体情况，调整调档位置，在进行调整工作时，要充分考虑操控是否便利，主要应考虑以下几点： 1）调档需按照顺序进行； 2）在易操作的位置放置用的档位，一般为中间部位，两侧放置其他档位； 3）最边缘处放置倒档档位，降低操作失误现象的发生；6.3