两轴四档变速器的设计论文教材

HONDA轿车两轴四档变速器设计1 前言现在，汽车越来越普及，我们不但追求它的功能还有追求它的速度， 速度取决于发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。的确，拥有一颗“健康的心”是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器，变速器现在发展也越来越快，功能也越来越高级。从汽车发展的历史，还有人们在不断的追求汽车的简便性，变速器发展就越来越多了，但是还是有几个品种的，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。就针对我国现在目前汽车发展的情况而言，主要目前对变速器技术都有不同程度的研发，在不同的几种变速器其中，CVT技术发展水平走在最前面，同时AMT正在加速产业化。手动变速器(MT)手动变速器（manual transmission），简称MT，即用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。人们在追求驾驶的简单化而言，就有人说，手动繁琐的驾驶操作等缺点，就会阻碍了汽车高速发展前进的步伐，所以手动变速器会不久以后就会淘汰了，但是不管什么事，我们从事物发展的另一个角度来看，就目前市场的需求和适用角度来看，手动变速器不会过早的离开现在的汽车市场。 对于不同的车型，手动变速器还是存在着它的一定优势的，我们就从商用车的特性上来说，以卡车为例，卡车大部分是运输的，它所运输的货物一般都是数十吨中的货品，面对如此高的“压力”，除了保证发动机要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。随着人们生活水平的提高，收入也在不停得增加，轿车也慢慢的普及化了，已经开始走进平常的百姓家了，对于中低层的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。自动变速器（AT）自动变速器（AutomaticTransmission）主要是液压和电控系统控制实现自动换档，自动变速器主要是通过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。在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。为了使在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，驾驶者都会选择装有自动变速器的汽车，这样可以尽情享受高速驾驶时快乐的感觉。就对当前而言，自动变速器还是有很大的发展空间的，例如它的起步时间比较短，同时又非常适合女性朋友开，所以还是还有很大的发展空间的。从2002-2006年间，女性用户从20.3%增长到30.9%，而自动档变速器使用方便特点深受女性用户群的喜爱。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。手动/自动变速器（AMT） 由于变速器的发展，人们不断在追求开车的简单舒服，从而想出了自动变速器出来，但是人们又不想摒弃传统的手动变速器，因为在某些时候也需要自动的感觉。 就在这个时候手动/自动变速器便由此诞生。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。该变速器结合了自动变速器和手动变速器的优点，最大限度地减少了变速系统的功率损耗。手动挡因为自己可以自由调节挡位及转速，驾驶起来有种畅快的感觉，运动感十足，富有驾驶乐趣。如今，随着技术日趋成熟和成本降低等因素，这种以前堪称奢侈的装备离我们普通消费者越来越近。这种手动/自动变速系统首先由德国专业高性能跑车生产厂家保时捷在其911车型上推出，称之为Tiptronic。它的出现使得高性能跑车不必受限于传统的自动挡的束缚。让驾驶者也能享受手动换挡的乐趣。无级变速器 当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也在不断地提高，那么新一代无级变速器便是人们追求的“极速境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（VanDoornes）发明。无级变速系统相对于那些手动变速器或自动变速器而言，不是向那样用齿轮变速，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。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们存在一些相似点，但是他们之间还是有很大的区别的，如自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的。然而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。从市场走向来看，汽车现在慢慢的走进平常的百姓家里，每一个变速器都会随着改变的，就像无级变速器一样，它本来是一个高技术含量的零件，现在也同样走进了普通轿车的“身体” 之中，而且奇瑞汽车销售公司表示QQ无级变速器型年底上市。看来无级变速器在中档车中的运用将越为广泛。2 变速器的构造2.1主要结构说明2.1.1 齿轮型式变速器所用的齿轮有斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮虽然制造时复杂、工作时有轴向力，但因其使用寿命长、工作平稳、噪音小而仍然得到广泛的使用。变速器中的长啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使长啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮用于低档和倒档。本次设计中除一、倒档，其余全为斜齿圆柱齿轮2.1.2 换档结构型式当前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种：1）滑动齿轮换档通常是采用滑动直齿轮进行换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造；缺点是换档时齿端面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大。所以这种换档方式，一般仅用在一档和倒档上。采用滑动斜齿轮换档，虽有工作平稳、承裁能力大、噪声小的优点，但它的换档仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进档采用滑动齿轮换档的已甚为少见。2）啮合套换档用啮合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换档时，冲击力集中在12个轮齿上的缺陷。因为在换档时，由啮合套以及相啮合的接合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和接合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。本设计中倒档采用这种换档方式。3）同步器换档采用同步器换档有很多的优点：如齿轮换档无冲击、操纵轻便、换档时间短、加速快、安全高。此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。它也存在一些缺点：如结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。此外，自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，我们主要在结构上实施有效的方案，如下： 1） 把啮合套做得足够长（如图2 a）或者两接合齿的啮合位置错开（图 2 b）。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图3）。3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力（图4）。这种结构方案比较有效用较多。 因同步器能实现迅速和无噪声换档，换档时又能避免啮合套端部受到损坏，并使操纵轻便，所以近代的汽车变速器，除轿车的倒档和货车的一档、倒档外，其它档位多数都装有同步器。同步器分为常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器虽然结构简单，但不能保证被啮合件在同步状态（即角速度相等）下换档的缺点，故仅在少数重型窃车上得到应用，而在打多数变速器中得到广泛应用的是惯性式同步器。惯性式同步器按结构分有锁削式、滑块式、锁环式、多片式、和多锥式几种。本设计中前进档采用锁销式同步器档换方式3 设计参数3.1 传递功率或扭矩： 发动机 最大扭矩 T=206N.m/4900r/min; 最大功率 P=110 KW/5700r/min;3.2 初定各档传动比： 选定变速器一、二、三、四档的传动比分别为为：=2.528；=1.925；=1.305； =0.620；3.3 中心矩A的初算与确定中心距对变速器的设计起着非常的重要的作用，例如尺寸和质量都有影响，所以我们一定要保证齿轮的强度。两轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：式中 -中心距系数。对轿车， =8.99.3，取 =9.2；-变速器处于一档时，第二轴输出的转矩，其值为：-发动机的最大转矩206N.m-变速器的传动效率，取0.96 故 =2062.5280.96=499.94 Nm故可得出初始中心距A=73.017mm取整为A = 73mm轿车变速器的中心距在6580mm范围内变化，所以是合格的。3.4 变速器的总体轴向尺寸的初算与确定轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。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取整数。本次设计中，其壳体的轴向尺寸是2.85 70mm=199.5mm，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。3.5 齿轮参数（模数、齿数、压力角）的初算与确定（1） 齿轮模数 变速器齿轮的法向模数由表1给出的范围按表2（国标GB/T1357-1987）规定选取。表1 汽车变速器齿轮的法向模数（mm）车型微型、普通型轿车中级轿车中型货车重型车m2.252.752.753.003.504.504.506.00表2 渐开线圆柱齿轮模数（GB/T1357-1987）第一系列0.10.120.150.20.250.30.40.50.6第二系列0.35第一系列0.811.251.522.5第二系列0.70.91.752.25第一系列3456第二系列2.75（3.25）3.5（3.75）4.55.5第一系列8101216第二系列（6.5）79（11）1418第一系列2025324050第二系列22283645注：1.对于斜齿圆柱齿轮是指法向模数。2.优先选用第一系列，括号内的数值尽可能不用。从轮齿应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，以各变速器的模数应尽可能统一。故在本设计中，可选取各齿轮的模数为：档：选用直齿轮，=3.5mm档：选用斜齿轮，=3.3mm档：选用斜齿轮，=3.3mm档：选用斜齿轮， =3mm倒档：选用直齿轮，=3.5mm（2） 齿形、压力角、螺旋角和齿宽b变速器齿轮中常用的参数如齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。表3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545一般货车GB1356-78规定的标准齿形202030重型车GB1356-78规定的标准齿形低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时，增加轮齿的抗弯强度、表面接触强度等。对于轿车而言，为加大重合度且降低噪声，压力角应该取小些；对与货车而言，为提高齿轮承载力，压力角应该取大些。齿轮标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。故本设计中选取齿轮压力角为：=20。选取斜齿轮的螺旋角时，应考虑下列问题：首先，增大角使齿轮啮合的重合系数增加、工作平稳、噪声降低。实验还证明，随着齿轮啮合得增大，齿的强度也相应的提高，不过当螺旋角大于30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，而从提高齿轮的接触强度着眼，可选取较大的值。在本设计中，可选取螺旋角：=24。其次，齿轮传递转矩时，要产生轴向力。设计时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b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=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm提高传动的平稳性和齿轮寿命是使接触线长度增加，接触应力降低，只有通过把第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值取大一些。（3） 各档齿轮齿数分配传动示意图如下图： 图3-1齿轮齿数分配传动示意图 2 确定各档齿轮齿数：档： 主动齿 =11.824，取=12 被动轮 =29.891,取=30档：主动齿 =13.818，取=14 被动轮 =26.95取=27档：主动齿 =17.5347，取=18 被动轮 =23.49,取=24重新确定螺旋角 =18.32档：主动齿 =27.4440，取=27 被动轮 =17.015,取=17 重新确定螺旋角 =25.302 确定倒档齿轮齿数：一档、倒档齿轮常选用相同的模数。倒档齿轮的模数一般在2123之间，初选=21，则中间轴与倒档轴的中心距： =57.75mm 为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮10和11的齿顶圆应保持0.5 mm以上的面间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为：则 =63mm最后计算倒档轴与第二轴的中心距： =89.25mm4 各档齿轮的几何尺寸计算4.1 直齿轮 1.传动比： i=2.528 2.端面模数：=3 3.压力角：=20 4.分度圆直径：=90mm=36mm5.无变位中心距：=63mm6.啮合角：=35.8097.总变位系数：=0.64238.变位系数的分配：=0.6423 =09. 差值：=0.035210. 齿全高：=7.3254mm11.齿顶高：=5.3352mm =2.7243mm12.齿根高：=1.9902mm =4.6011mm13.齿顶圆： =100.6704mm =41.4486mm14.当量齿数：=30 =1215.测公法线跨齿数： =3.8333，取=4 =1.83332，取=216.公法线长度： =33.5757 =13.78904.2 斜齿轮1.传动比：=1.925错误！未找到引用源。=1.305=0.620 2.端面模数：=3.61248=3.61248 =3.612483.端面压力角：=21.72308，=21.72308，=21.72308 4.分度圆直径：档： =97.5369mm=50.5747mm档 ：=86.5995mm =65.0246mm档： =53.1216mm 97.5370mm5.端面齿顶高系数： =0.9135 =0.9135 =0.91356.端面顶隙系数： =0.2473, =0.2473, =0.24737.无变位中心距：=74.06mm =75.86mm =69.235 mm8.端面啮合角：=23.359=24.186 =25.7089.端面总变位系数：=0.4125 =0.5473 =0.672410.变位系数的分配：= 0.3247 = 0.3424 =0 0 0.4860 0.5319 0 00.4208 0.4606 0.2378 0.260311.差值： =0.113, =0.059, =0.112512.齿全高： =6.4752mm ,=6.7342mm ,=6.1672mm13.齿顶高： 二档：=3.5932mm , =2.6725mm 三档：=4.1467mm ，=2.5671mm 四档：=3.7241mm ，=3.1345mm14.齿根高：二档：=3.1024mm ， =3.9765mm 三档：=3.4782mm ，=3.7356mm 四档：=2.4782mm ，=3.2864mm15.齿顶圆：二档：=97.305mm ， =47.625mm 三档：=76.824mm ， =68.526mm 五档：=71.316mm ， =83.254mm16.当量齿数：(取整)二档：=35, =18 三档：=31 ，=30 四档：=22，=3517.测公法线跨齿数：（取整）二档：=4, =2 三档：=3 ，=3 四档：=3 ，=418.公法线长度：二档：=37.2896, =21.3649 三档：=29.8674，=21.2584 四档：=22.856 ，=31.7645 各档齿轮的强度计算5.1 齿轮材料的选择原则（1）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。（2）合理选择材料配对。如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。5.2 齿轮的强度计算与校核汽车行使中高速档位使用较多，低速档位使用较少。计算各档齿轮强度遵守该原则。变速器各档使用率：四档车：档：0.5%；档：3%；档：20%；档：76.5%。五档车：档：1%；档：3%；档：5%；档：16%；档：75%。六档车： 档：1%； 档：2%；档：4%；档：8%；档：15%；档(I=1)：75%。六档车：档：1%； 档：2%；档：4%；档：8%；档(I=1)：70%；档(I)：15%。汽车变速器各档发动机转矩利用率：五档车：档：50%；档：60%；档：70%；档：70%；档：60%六档车：档：50%；档：60%；档：70%；档：70%；档：60%；档：60%变速器在机械设备中的功能大部分相似的，对于不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是大部分相似的。5.3 齿根弯曲疲劳强度的计算（1）直齿轮弯曲应力式中， -弯曲应力（MPa）；-传递转矩(N.mm)；K-载荷系数，可近似取K=1.6；-为齿宽系数，可取=1；-小齿轮齿数；m-模数；-齿形系数；-应力矫正系数。 在本设计中，常啮合齿轮、一档齿轮及倒档采用直齿圆柱齿轮。下面对其进行计算，。 =119000N.mm对于常啮合齿轮，查得：=3.23,=2.428； =1.38，=1.657 则 =236.48Mpa =129.3MPa 直齿轮的许用弯曲应力 式中，-弯曲疲劳寿命系数，查得=0.95，=0.9；-弯曲疲劳强度极限， 查得=550Mpa, =480Mpa; S-疲劳安全系数，取S=1.4 则 =832.57Mpa =775Mpa 因,故满足强度条件。 按相同的方法可算得一档和倒档齿轮的弯曲应力分别为 =100.69Mpa，=775Mpa =158.57Mpa，=312.63Mpa由齿轮的许用弯曲应力400 850MPa知，均满足强度条件。（2）斜齿轮弯曲应力下面以二档齿轮为例进行计算： 由资料查得： =2.53,=3.02; =1.62,=1.50 =0.78; =0.68 =58.468MPa=169.378MPa 齿轮的许用弯曲应力： =491.78MPa=534.28Mpa 因,故满足强度条件。5.4 齿面接触疲劳强度的计算（1）直齿轮弯曲应力式中，-直齿轮接触应力(MPa)；-圆周分力（N），（，为传递转矩，单位N）；-小齿轮分度圆直径()；b-齿轮宽度；-齿轮材料的弹性影响系数()；K-载荷系数，可近似取K=1.5；u-齿数比。 以一档直齿轮为例进行强度计算。=145.24MPa =861.97 Mpa齿轮的接触许用应力 式中，-弯曲疲劳寿命系数，查得=1.45，=1.58；-弯曲疲劳强度极限，查得=520Mpa,=600Mpa; S-安全系数，取S=1 =754Mpa; =948 Mpa; ,故满足强度条件。6 变速器轴的强度计算与校6.1变速器轴的结构和尺寸6.1.1 轴的结构轴是传动件，它主要是与齿轮连成一体的。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的，它的前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。它一般是不承受轴向力，该轴承不轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。内花键统一考虑。第一轴如图6-1所示：图6-1 变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示：一档齿轮 倒档齿轮图6-2 变速器中间轴6.1.2 确定轴的尺寸确定变速器轴和尺寸，主要依据结构布置上的要求，同时考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，初步确定轴的长度主要由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：第一轴和中间轴： （6-1）第二轴： （6-2）式中 -发动机的最大扭矩，Nm为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应具有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴： d/L=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。6.2 轴的校核确定的轴的尺寸由变速器结构布置考虑到加工和装配，如果强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。此次设计的变速器，在设计的过程中，我们都把轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。6.2.1第一轴的强度与刚度校核第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 （6-3）式中：-扭转切应力，MPa；T-轴所受的扭矩，Nmm； -轴的抗扭截面系数，；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。其中P =110kw，n =5700r/min,d =24mm；代入上式得：由查表可知=55MPa，故，符合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为： （6-4）式中，T -轴所受的扭矩，Nmm；G -轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.1MPa； -轴截面的极惯性矩，；将已知数据代入上式可得： 。对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。6.2.2第二轴的校核计算1）轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： （6-5） （6-6） （6-7）式中 -至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比3.35； d -计算齿轮的节圆直径为105mm； -节点处的压力角，为16； -螺旋角，为30； -发动机最大转矩，为245N.m。代入上式可得： ， ， 。危险截面的受力图为：图4-1 危险截面受力分析水平面：（160+75）=75 =1317.4N；水平面内所受力矩： 垂直面： （6-8）=6879.9N垂直面所受力矩：。该轴所受扭矩为：。故危险截面所受的合成弯矩为： （6-9）则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: （6-10）将代入上式可得：，在低档工作时=400MPa，因此有：；符合要求。2）轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算： （6-11） （6-12）式中, -齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于； -齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于； E-弹性模量（MPa），（MPa），E =MPa；I-惯性矩（），d为轴的直径（）； a、b-为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）； L-支座之间的距离（）。将数值代入式（4-11）和（4-12）得： 故轴的全挠度为，符合刚度要求。7同步器的设计7.1同步器的结构本次设计采用的同步器类型主要为锁环式同步器，其结构如下图所示：图7-1 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-结合套如图（7-1），此类同步器的工作原理是：换档时，换档力主要是沿轴向作用在啮合套上的，使定位销和锁环移动，一直到锁环锥面与齿轮上的锥面接触为止。滑块的定位是锥面上作用有摩擦力矩，而使它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，导致的原因是作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差。使啮合套的移动受阻的原因是啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图7-2b），同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，同步过程结束时角速度也是相等的，这样就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7-2d），完成同步换档。图7-2 锁环同步器工作原理7.2同步环主要参数的确定(1)同步环锥面上的螺纹槽试验还证明：顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快，同时还要需刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。螺纹的齿顶宽对摩擦因数有很大的影响，造成换挡费力是因为摩擦因数随齿顶的磨损而降低，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7-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图7-3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。图7-3 同步器螺纹槽形式(2)锥面半锥角摩擦锥面半锥角与摩擦力矩成反比，锥面半锥角越大就摩擦力矩越小，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。(3)摩擦锥面平均半径R 摩擦力矩随着R的增大而增大。R往往会受到限制，包括结构、变速器中心距及相关零件的尺寸和布置，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。（4)锥面工作长度b缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，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设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。（5）同步环径向厚度同步环的径向厚度与摩擦锥面平均半径一样都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平均半径和布置上的限制，厚度也会有一定的影响的，所以不能取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。（6）锁止角如果锁止角选取正确，这样可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在2646范围内变化。本次设计锁止角取。（7）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。同步器的结构尺寸除外，转动惯量对同步时间有一定的影响以外，还有以下对同步时间有影响，如变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力 。轴向力越大，同步时间越少。而轴向力主要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，同步时间与车型也有一定的关系，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.150.30s，低档取0.500.80s；对货车变速器高档取0.300.80s，低档取1.001.50s。8 滚动轴承的寿命计算以中间轴左端轴承为例进行寿命计算。轴承所受轴向载荷=648N，径向载荷=2569N，轴承的转速5635r/min,预期寿命=4000 h. 当量动载荷 式中，-载荷系数，取=1.1； X-径向动载荷系数； Y-轴向动载荷系数。 根据采用相同的方法，选用其他三个轴承分别为：6207轴承、6205轴承、6207轴承9 润滑9.1 齿轮的润滑状态闭式齿轮传动,如果齿轮的圆周速度12m/s时,就应该采用喷油润滑,喷油润滑是将润滑油以一定压力直接由喷嘴喷射到齿轮啮合处的一种润滑方法。机械设备中变速器的润滑主要有以下几种，如齿轮和轴承的润滑,在综合考虑流体动力效应、润滑油的压粘特性和接触体性变形三者基础上确立的压力润滑油膜,一般都会讲摩擦表面分隔开来的润滑状态,称弹性流体动力润滑。我们可以根据弹性流体动力学润滑理论,当齿面处在润滑状态与齿面的接触应力、滑动速度和方向、润滑的性能都有关。但齿轮传动的特点是啮合时间很短,如果同时发生滑动和滚动,滑动方向和大小都会急剧地变化,从而造成接触面单位面积上的瞬时压力很高,材料的弹性变形大,在此情况下,评定齿轮有效润滑的膜厚比参数为:=hmin/其中hmin齿轮啮合时的最小油膜厚度(um);两啮合齿轮表面的综合粗糙度(um);式中= (12+22)1/21、2分别为两摩擦表面粗糙度的均方根(um)。根据的试验结果值,齿轮的润滑状态分为3种:1)当0.4时为边界润滑,载荷完全由边界膜承担,摩擦学特性决定于固体表面性能和润滑剂油性。当齿轮间为边界润滑时,轮齿表面有较多的凸峰接触,易发生擦伤、粘着胶合磨损。2)当0.435为流体润滑,就是完整全油膜润滑,齿面全部被弹性流体油膜分开,轮齿表面的摩擦转变为油膜内部分子间摩擦,由于摩擦系数比较小,载荷完全由油膜承担,摩擦学特性决定于润滑剂粘度,这样可以发生齿面疲劳点蚀、齿面胶合、齿面磨粒磨损等损伤的概率最小,这是一种理想的润滑状态。9.2 润滑在齿轮传动中的作用及影响轮齿的失效形式主要有一下几种常见的形式如:轮齿折断、齿面疲劳点蚀、齿面胶合、齿面磨粒磨损和塑性变形等。2.1润滑对抗点蚀的作用及影响轮齿正常工作时,它的工作表面上的接触应力是一个变化值，主要与时间变化有关系, 轮齿面长时间在这种高变接触应力的作用下,可能将出现微小的金属剥落而形成一些疲劳浅坑,这种现象称为齿面疲劳点蚀。点蚀生成的时间和他所发生的程度,主要取决于轮齿之间接触应力的大小、载荷的循环次数、材料的硬度、表面微观几何形状及润滑状态和润滑膜的厚度。一般有以下几种方式可以提高齿面抗疲劳点蚀的能力，如提高齿面硬度、降低齿面粗糙度值、采用粘度较高的润滑油以及合理的变位等。润滑油粘度的高低对于渗入裂纹的作用是有一定的关系的,粘度越高越有利于油膜的建立和油膜厚度的增加,同时油的弹性可以缓和冲击,使部分接触应力的分布更趋于均匀,从而降低了最大应力值,增强了齿面的抗点蚀能力。所以一定的时候提高润滑油的粘度,可以适当减少表面疲劳点蚀的发生和扩展。润滑油中常常含有一些特别的添加剂如：极压添加剂,要是我们使用不当,往往造成加速生成腐蚀点蚀。如果我们要防止点蚀生成,就要对添加剂的组分、用量、齿轮材质、接触应力、负荷性质、速度以及环境温度等都应注意,不能随便采用。润滑方式与供油量对点蚀也有很大影响。例如我们来看一下防止疲劳点蚀,供油量不宜过多。如果供油量过多,则肯定会有部分油因在啮合的两齿面间,受到压力而产生挤压,从而产生局部高压,增加了接触应力。同时高压作用下渗入裂纹的油量也多,促进疲劳点蚀的发生和发展,但为了防止粘着,又应该有充分的渍量。所以,应综合考虑供油量的多少,以取得最好的润滑效果。2.2润滑对抗齿面胶合(粘着)的作用及影响胶合一般是由于齿面之间的润滑膜全部失去了它的保护作用,使两队齿轮接触面的金属在一定压力下接触发生粘着,然而两齿面之间的相对运动使金属从齿面上撕落引起的粘着磨损现象。润滑对粘着起到了一定的作用。对不含油性剂和极压剂的矿物油,油的粘度越高,形成的油膜越厚,粘附性越好,越容易阻止齿面直接接触,抵抗胶合的能力越强;在矿物油中加入油性剂和复合矿物油,可以用物理和化学的吸附方式,形成比矿物油更牢固的边界油膜,阻止粘着磨损的发生。2.3润滑对磨粒磨损的作用及影响当泥沙、灰尘、铁屑、金属粉末等进入轮齿的啮合部位时,将引起齿面的磨粒磨损。润滑油对磨粒磨损起不到根本的解决作用,它只能把从外来的一些杂质从齿端面上冲洗掉。若磨损颗粒悬浮于油中,将起研磨剂作用,使磨粒磨损继续发展。为了防止磨粒磨损,经常注意润滑油的清洁和更换是很重要的。油浴润滑选用较低粘度的润滑油,有利于磨粒的沉淀。润滑油经过滤后再使用,定期对润滑油质取样化验,定期净化等。10 总结本次设计主要是基于目前市场上对微型汽车的需求量不断增加，而目前手动变速器却存在一些问题，我们根据这一实际情况而进行设计。微型汽车是我国汽车产品的主要车型之一，在全球的汽车产销量中占三分之一。本次设计中我们使该手动变速器保持了传统变速器的一些优点，如结构简单、使用可靠等优点，同时选择了中型扭矩的发动机通过正确选择变速器的挡位数和传动比使之与发动机参数优化匹配，保证该汽车具有良好的动力性与经济性。然后确定齿轮的相关尺寸以及校核齿轮的强度、刚度。接着对轴进行强度、刚度校核、对轴承的寿命进行了验算。最后做到了制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长等要求。设计从收集资料，方案构思到设计初稿、定稿、中间需要查阅的资料设计面很广，由于能力有限时间有限经验不足在数据的验算上花费了很多时间。但却使自己对办公软件掌握的更好掌握，同时也牢固了机械知识,更重要的是提高汽车的相关认识度,使得在日后工作或者学习打下坚实基础。本次设计针对提高变速器的传动效率，响应了目前高效、节能的新潮流，提高传动效率，不仅提高了动力性，还对目前的燃油危机起到了一定的缓解作用。总体上符合微型车辆变速器的发展要求，具有一定的市场效应。最后由于能力有限，论文和图纸中难免出现错误，希望老师批评指正。参考文献1 黎亚洲.汽车底盘构造与维修图解.北京，电子工业出版社，2009.32 关文达、吴明等.汽车构造（第二版）.北京：清华大学出版社，20093 王丰元、马明星.汽车设计课程设计指导书.北京：中国电力出版社，20094 纪常伟、冯能莲.汽车构造（底盘篇）.北京：机械工业出版社，20065 林家让.汽车构造（底盘篇）.北京：电子工业出版社，20046 过学迅、邓亚东.汽车设计.北京：人民交通出版社，20057 黄余平.汽车构造教学图解.北京：人民交通出版社, 20058 赵克利、孔德文.底盘结构与设计.北京：化学工业出版社，2006.99 B.克莱恩.轻量化设计.北京：机械工业出版社，201010 陈家瑞. 汽车构造M. 第三版. 北京：机械工业出版社，2011.11 濮良贵，纪名刚. 机械设计M. 第七版. 北京：高等教育出版社，2005.12 董宝承. 汽车底盘M. 北京：机械工业出版社，2004.13 余志生. 汽车理论M. 北京：机械工业出版社，2009.14 王望予. 汽车设计M. 北京：机械工业出版社，2011.15 吴宗泽. 机械零件设计手册M. 北京：机械工业出版社，2004.16Hans-Hermann Braess, Ulrich Seiffert. Handbook of Automotive Engineering. SAE International, 20047 参考文献致 谢 时光如梭，转眼就要告别我的大学生涯，闭上眼，4年的大学生活历历在目。还记得4年前刚踏进校门那一刻，我还是一个不知世故的懵懂少年，4年的大学生活，让我收获了知识，收获了成熟，更让我懂得了如何做人。凤凰花开，又到了离别的时节。此时，我无法压抑自己心中离别的痛苦和对母校以及每位朝夕相处的同学、朋友和老师的深深怀念，感谢你们，陪我走过这黄金四年。 感谢我的毕业论文指导老师李绪炎老师，正是在李老师的悉心指导和耐心修改下，我的论文才得以完稿。李老师治学严谨，一丝不苟的学术作风和厚德载物的生活态度的一直是我学习和工作中的榜样。 感谢所有的任课老师，你们教给我的知识能让我在今后的人生大道更加坦途，让我走得更加自信。 感谢所有的朋友，和你们一起走过的4年是令我一生难忘的4年。未来的工作和生活中，我们仍将一路同行。4年，在人生的旅途中，不算太长；但这却是不可重来的珍贵的4年。虽然这4年有很多遗憾，但我并没有虚度。此刻我可以大声说：我无悔！就让我们把这4年放进回忆。眼前，一条新的道路已在脚下，抓住当下，放眼未来，让我们去社会的大浪中去淘洗自己，去挑战自己的人生理想吧！ 我要再次深深感谢所有的人，祝你们身体健康，工作顺利。谢谢！9 致谢