汽车5挡手动变速器设计论文说明

. . . 毕业论文（设计）题 目： 汽车5挡手动变速器设计 学 生：专 业： 车辆工程 学 号：指导老师： 2014年6月汽车5挡手动变速器设计摘要：变速器是连接发动机与传动系统的至关重要的部分，对它的合理设计能够保证汽车在各种不的工况下满足需求，而且他的合理与否决定了发动机的动力能否高效发挥。本次针对前置后驱形式设计一台五档手动变速器，并且采用三轴式。这次设计主要考虑的是动力输出平顺、传动效率高、磨损消耗小、使用寿命长。同时在设计时还会尽量考虑工艺的优化和经济性的要求。设计采用三轴式，所以其中设计了一个直接档，提高传动效率。变速器的换挡通过锁环式同步器实现，同时合理设计了一套与之相匹配的操作机构。在整个过程中，通过基本参数计算出变速器的各种数据，并且严格校核，保证能够满足设计和使用要求。关键词：变速器 锁环式同步器 中间轴Design on Car 5 Manual TransmissionAbstract： Transmission is connecting to the engine and transmission system is the important part with its reasonable design can ensure the normal order of the vehicle under various conditions, and he is reasonable or not determines the power of the engine can be efficient.This design for the front drive form a three shaft five file manual mechanical transmission, the design main consideration is power output smooth consumption, high transmission efficiency, wear small, long life of service. At the same time also will try to consider in the design of process optimization and economy requirements.Because of using three axis type, so designed a direct file, improve transmission efficiency. Transmission shift by the lock ring synchronizer, at the same time, the reasonable design a set of matching operator. Through the basic parameter to calculate the transmission of all kinds of data, another checking strictly, guaranteed to meet design ， use requirements.Keywords：transmission synchronizer intermediate shaft目录1 绪 论11.1本次设计的目的与意义11.2变速器的发展现状21.3变速器设计面临的主要问题21.4毕业设计任务与要求32 变速器的总体方案确定42.1变速器的功用与设计要求42.2变速器传动机构的型式选择42.2.1三轴式变速器与两轴式变速器传动方案42.2.2倒档布局方案62.3零部件结构方案分析72.3.1齿轮型式72.3.2变速器轴82.3.3变速器轴承的选择83 变速器主要参数的选择与齿轮设计93.1变速器各档传动比的确定93.1.1主减速器传动比的确定93.1.2最低档传动比计算93.1.3变速器各档速比的配置113.1.4中心距113.1.5变速器的外形尺寸123.1.6齿轮参数的选择123.1.7各档齿轮计算143.2齿轮设计与计算193.2.1齿轮材料的选择原则193.2.2变速器齿轮强度校核193.3轴的结构和尺寸设计303.3.1轴的工艺要求303.3.2初选轴的直径313.4轴的强度校核323.4.1轴的刚度验算333.4.2轴的强度计算413.5轴承选择与寿命计算463.5.1输入轴轴承的选择与寿命计算464 变速器同步器与操纵机构的设计514.1同步器设计514.1.1同步器类型的选取514.1.2接近尺寸和分度尺寸514.1.3滑块宽度、啮合套缺口宽度514.1.4同步器装配间隙524.2 同步锁环主要尺寸确定534.3 同步器校核544.3.1同步器同步时间校核544.4变速器的操纵机构564.4.1变速器操纵机构的功用564.4.2变速器操纵机构的要求564.4.3换档位置575. 结 论60致 61参考文献6261 / 651 绪 论1.1本次设计的目的与意义随着经济实力和科学技术的不断的发展，汽车工业不断发展，逐渐成为我国重要的工业产业，汽车的使用已经遍布我国的大江南北。而随着中国加入WTO，老百姓生活水平和日常需求的不断增长，各类汽车与汽车用品等高级消费品已进入普通老百姓的家庭。图1-1 00年到13年汽车生产和增长率图1-2 00年到13年汽车销售和增长率在我们国家，汽车算是先进行业，起步比起其他发达国家就晚了。随着我们汽车工业不断的发展，同时各式各样的汽车行业也在持续快速的发展。现如今的汽车设计师面临的紧迫问题，包括经济性，扎实工作，性能优良的设计，并契合我国汽车状况。1.2变速器的发展现状汽车变速箱的发展已经超过百年，其历程主要是了从单纯的手动方式成长为先进的自动。目前世界上的各个汽车公司的汽车使用各种不同类型的变速器。它们自己独立的优点和缺点：MT最为省油、经济实用、具有很高的操控乐趣，同时也要求更高技术；AT燃油消耗最多，驾驶容易、乘坐更为舒适、零部件也很可靠；AMT融合之前二者长处，换挡时会有间歇的动力暂停，乘坐会有不舒服感；无级变速器构造简单、高效大功率、车速稳定，传动带不耐用，不能承受较大的载荷；DCT燃油消耗比较低而且乘坐舒适性良好，手动变速器进化而来的先进变速器。 在中国国，据调查2007年手动变速器占据的市场比重为74%，拥有较大的市场份额。这些年来自动变速器的市场使用情况越快越好，用户群不断提高，而且还会继续提高，尤其是针对乘用车用户这些年来女性驾驶员越来越多，动档变速器更是深受这类女性群体的追捧。我们国家，自动档变速器的客户增长是还是十分可观的。但手动档变速器的低燃油消耗，以与独特的驾驶体验和操纵快感是不容忽视的，同时中国的各大驾校在对学员的驾驶技术教学中使用的普遍还是手动档。针对中国变速器市场发展趋势，归纳目前变速器的发展具有以下几个规律： 一、在时间，手动档变速器还是保持市场的主流，而AT拥有广阔的增长空间。二、中国的汽车市场情况是多样的并且具有一定的复杂因素，变速器还会保持多元化发展，短时间不会产生最后的唯一赢家。三、展望未来，我们的自主汽车相关企业应该更多的聚焦DCT，它一定会有有非常好的前景。1.3变速器设计面临的主要问题汽车，高速发展的产物，工业不断的的高速前进，随着世界燃油储备的下降和价格的日渐上涨，针对汽车的各种配件和技术更加人性化和先进，变速器还要考虑许多问题：1绿色节能、环保低排放、高效实用，多元丰富的变速器，必是变速器甚至汽车工业发展面临着的一个重大问题。2为什么AT会发展的那么迅猛，是因为有很简易的操纵。但同时也减少了驾车时驾驶员所拥有的操纵的趣味。因此，既要保证驾驶体验和操纵快感，同时，操作起来不会变的复杂，这也是一个不容忽视的问题。3设计更简单的结构、燃油消耗更低，效率更高，至始至终都是变速器设计要达到的目的。1.4毕业设计任务与要求这次毕业设计的目的是完成一台用于发动机前置后轮驱动的越野车上的五档手动变速器的设计和修正，选用长城哈弗H3作为参考。所要设计的是一台用作前置后驱手动五档机械式变速器，采用三轴式布局。对变速器设计的主要任务有：1、 选择变速器类型；2、 确定变速器的基本参数；3、 计算变速器的齿轮参数，并校核；4、 计算变速器的轴的参数，并校核；5、 选择并计算同步器和换挡机构；6、 变速器三维建模。2 变速器的总体方案确定2.1变速器的功用与设计要求变速器的作用就是能变换一、二轴转矩比，归属于齿轮传动。它是汽车动力系统重要的组成部分，主要用于改变从发动机的曲轴传出的动力，其中包括转矩和转速，目的是为了保证平稳起步、与时根据需求加速或减速、正常行驶、适应各种行驶工况下对动力输出的要求。另外，变速器的作用还要求能够倒车、空挡滑行、动力中断。变速器设计需要具备如下要求。1. 保证汽车的动力足够，满足经济高效。在汽车统一设计时，根据汽车实际情况、发动机参数和汽车具体的使用要求，选择恰当的档数与传动比，来实行这一要求。2. 设置空档，是为了能将发动机与传动系长时间分离用来满足实际要求；设置倒档，使发动机正常运转而车轮倒退。3. 工作平顺，操作轻便。汽车在行驶过程中，不会发生跳档、脱档的安全隐患。4. 质轻体小。主要有中心距决定。应采用各种有利措施降低中心距。5. 噪声小。可选用斜齿轮，或者加以适当变位，提升制造工艺。7. 零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求。2.2变速器传动机构的型式选择变速器类型丰富多样的，有不同的分类方式，大致可分为：有极、无极、不同档、两轴式、三轴式等 2.2.1三轴式变速器与两轴式变速器传动方案如图2-1所示，就是三轴式，它的输入轴为第一轴，输出轴与中间轴的对应档位齿轮啮合，输入、输出轴同心。将一二轴直接联动，形成直接档。这个时候，齿轮、轴承与中间轴都不承受载荷，且通过第一、第二轴传递转矩。所以，该档具有很高的传动效率，同时噪音也非常小，三轴式变速器具有这样一个主要优点。当然它也有相应的缺点：只有直接档的效率比较高。图2-1 轿车三轴式四档变速器1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴如图2-2所示，就是二轴式。与前者来比较，它具有结构简单、布置紧凑的优点。只有最高档外传动效率较低。如图所示，每个档的同步器都装在二轴轴上，原因是这样装同步器很方便；但是高档的同步器可装在一轴的后端。两轴式变速器在高档运转时，齿轮和轴承都会受到不同的负荷，故会产生较大噪声，也增加了磨损，这是它不好的地方。，低档传动比的上限（ig=4.04.5）会受到很大限制。图2-2 两轴式变速器1.第一轴；2.第二轴；3.同步器本次考虑的汽车是将发动机放在前面，使后轮作为主动轮，所以选用三轴式变速器图2-3 中间轴式五档变速器传动方案2.2.2倒档布局方案倒档常用结构方案采用如下方式：图2-4a在所以前进档的传动中，依次添加一个传动，构造就变得相对简单，但齿轮受到相反方向的变应力作用。这种布置方式多用在轿车和轻型货车的四档变速器中。图b方案的好处是可以降低中间轴尺寸，但此时这样换挡也变得困难了。图2-4c的方案容易产生换挡错乱。图2-4d的方案针对前者的不足进行了优化，所以多用在在货车变速器中。图2-4e把中间轴上的一档和倒挡齿轮加工为一体。图2-4f的方案就很合适于齿轮副都采用常啮合齿轮，也让换挡变得轻便。 故选用2-4F。图2-4倒挡布置方案2.3零部件结构方案分析2.3.1齿轮型式变速器的齿轮常用直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。倒档常用直齿圆柱齿轮主，对于直齿圆柱齿轮，斜齿圆柱齿轮有更长的使用寿命、平稳的运转、更低的工作噪声，故此次设计倒档为直齿轮，其余各个档用斜齿轮。设计为一个或两个独立的齿轮和轴，通过不同的连接方式连接。过小的齿轮尺，又要求和轴分离，它的径直径到齿根圆的厚度b（图2-5）就会降低齿轮的强度。所以通常b大于轮齿危险面的宽度。只要轴上的齿轮运转平稳，轮毂宽度，可以尽可能取大些，至少满足要求： （2.1）式中：花键径。质量越强越好，厚度只要满足强度，尽量设计得薄些。尺寸为D2的1.251.40倍。图2-5 变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度越低，噪声越少，齿面磨损越缓慢，延长了齿轮寿命。2.3.2变速器轴变速器轴大多通过轴承安置在变速器壳的相应孔。也可以根据实际安装条件将输出轴直接装在壳体孔上，保证牢靠。如果采用通过齿轮的移动来换档，连接就利用矩形花键，从而对中性良好并且滑动也方便。中间轴通过平键连接二者。输出轴与齿轮则要保持一定的相对转动。同步器一般通过矩形花键连接。倒档轴压入壳体孔，是固定不动的光轴，用螺栓固定。综上所述，设计变速器轴时要仔细考虑安装的方便。另外，还要关注工艺上的问题。2.3.3变速器轴承的选择轴承也是变速器设计中非常重要的一部分，他能保证其中各个部件的相对运动和承受各种载荷。所以设计是要综合考虑轴承的使用，包括轴承的承载、安装位置、相对运动需求等。 3 变速器主要参数的选择与齿轮设计表3.1长城哈弗H3基本参数主减速比最高时速轮胎型号发动机型号最大扭矩最大功率最高转速车长排量整备质量4.782190km/h35/70R164G63S4M170/300090kw6000r/min4650mm2.0L1720kg3.1变速器各档传动比的确定3.1.1主减速器传动比的确定行驶速度与转速具有如下关系： （3.1） 式中：行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。查表1.1：该车极速=190km/h；超速档就是最高档；发动机转速=6000（r/min）；轮滚动半径由所选用的轮胎规格235/70 R16 得到= 235*0.7+16*25.4/2=367.7 (mm)此次设计选择五档作为超速档，传动比为0.75.传动比计算公式转换为：3.1.2最低档传动比计算选择最低档传动比时，要综合实际车型的基本参数，如爬坡度、附着系数、承载能力和车轮半径等进行参考。 设计以当时就按照汽车在最大爬坡度时的工况下进行，这个时候该车的全部动力用来推动汽车爬坡。用公式表示如下： （3.2）式中：G 汽车满载重量(N)； 滚动阻力系数 =0.010.02；发动机最大扭矩(Nm)； 主减速器传动比； 变速器传动比； 传动效率（0.850.9）；R 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）由公式（3.2）得： （3.3） 已知：；r=0.367m； Nm；g=9.8m/s2；，整备质量是1720kg，满载质量得1720+65*5+10*5=2095kg；把以上数据代入（3.3）式： 一档是产生最大动力输出，保证驱动轮不会打滑。用公式表示如下： （3.4）式中：驱动轮路面法向反力，； 驱动轮与地面间附着系数；一般取0.50.6。更具所选车型：前轴承载kg；取0.5，代入公式3-4：所以，一档传动比的选择围是：故一档传动比为4.38。3.1.3变速器各档速比的配置按等比级数分配五个档传动比，即：3.1.4中心距 三轴式变速器，中心距A就是输出轴与中间轴的位置差：式中：A 变速器中心距（mm）； 中心距系数；发动机最大扭矩1； 一档传动比为4.38； 变速器传动效率，取95%。 乘用车=8.99.3（8.99.3）=（8.9-9.3）8.91=79.3082.87mm通常乘用车中心距为6080mm。初取A=80mm。3.1.5变速器的外形尺寸变速器的横向尺寸，有具体的齿轮布置和操作机构确定。轿车五档变速器外形轴向尺寸为（3.03.4）Amm初选长度为270mm。3.1.6齿轮参数的选择1.模数选取齿轮模数时一般要遵循如下原则：为了降低噪声，则应选用小模数，大齿宽；如果减轻质量，与前者反之；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用同一种模数；模数的不同有利于提高强度；低挡齿轮选用大一些的模数，其他档位选用另一个一样模数。乘用车，更主要的是降低工作噪声；对于货车，主要的减轻重量，故该参数可选得大些。 乘用车模数以该车排量作为主要参考，通过3.2可知，选取模数为，因为乘用车主要是降低噪声，所以前进档所有档均采用斜齿轮。为了优化制造工艺上，变速器中的各个结合套的模数是一样的，取23.5之间。本设计取2.5。2.压力角压力角越小，则重合度更高，传动平顺性更好，噪声更小；反之，轮强度更高。国家规定的标准压力角为20，因此通常采用的压力角是20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等不同值，一般选用30的压力角。为了加工方便，所以全部采用标准压力角20。3.螺旋角螺旋角越大，齿轮啮合的重合度越高，所以工作更加平顺、噪声更低。 螺旋角在30以增大时，轮齿强度相应增大，如果还持续加大，接触强度随着上升，但弯曲强度会突降。螺旋角选用围：乘用车变速器： 两轴式变速器为20-30度 中间轴式变速器为22-34度货车变速器：18-26度本次设计螺旋角初选30.要注意选择斜齿螺旋角，目的是抵消轴上的对称轴向力。所以，中间轴上的所有齿轮全部为右旋，其余轴的全部斜齿轮反过来，壳体就可以通过轴承盖承受它的轴向力。4.齿宽齿宽则是对变速器的大部分参数都有影响。齿轮宽度直接关系齿轮的承载能力，b越大，承载能力越高。实践证明，齿宽持续增大，达到一定值后，载荷分配会变得很不均匀，却降低齿轮承载能力。所以，只要齿轮的强度达到要求，齿宽要适当选择小的，这样也可以让变速器的质量减轻，轴向尺寸也相应变小。齿宽一般由齿轮模数来选定：斜齿，取为6.08.5，本次取6.2mm 5.齿顶高系数齿顶高系数直接关系着齿轮的工作情况。齿顶高系数越小，齿轮重合度越小，而工作噪声变大；轮齿受的弯矩降低，轮齿的弯曲应力同样相应的变小。由于齿轮加工精度提高，该系数一般取为1.00。如果齿轮啮合的重合度，齿根强度要求提高，可根据实际要去大于1。本设计取为1.00。3.1.7各档齿轮计算中心距、螺旋角、模数等参数初步确定后，依据档数，传动比和布置开始对各档齿轮进行计算。图3-1 五档变速器示意图1.一档齿数与传动比的确定一档传动比为：确定一档齿数，求出中间轴齿轮的传动比，首先要求齿轮和，一档齿数和， 直齿斜齿 （3.5）对于乘用车，中间轴上一挡齿数可在围选取，本设计取，初选， 代入公式（3.5）得到：取整得46，则。2.对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。3、常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即： （3.6）已知各参数如下：；代入式（3.6）得到：取整：所以一档传动比为：4、二档齿数的确定已知：由式 由上公式变形 （3.7） （3.8）所以二档传动比为：5、三档齿数的确定已知：由式子 由上公式变形 （3.9）（3.10）解得：所以三档传动比为：6、五档齿数的确定已知：由式子由上公式变形 （3.11）（3.12）解得：所以五档传动比为：7、倒档齿数的确定通常，倒档和一档的传动比相似，在本设计中倒档传动比取4.29。而中间轴倒档齿轮一般略小于一档主动齿轮齿数，取。一般，倒档轴齿轮齿数为21-23，这里=23。由：可计算出中间轴、倒档轴的距离为：二轴与倒档轴之间的距离确定：取整75mm.表3-4各档齿轮的参数一档齿轮二档齿轮三档齿轮五档齿轮常啮合齿轮倒档齿轮齿轮号91078563412中间轴齿轮12倒档齿轮13第二轴齿轮11齿数30162521202612341432142326分度圆 直径103.9255.42111.672.7469.2890.0641.57117.7848.50110.85426918齿顶高3333333333333齿根高3.753.753.753.753.753.753.753.753.753.753.753.753.75全齿高6.756.756.756.756.756.756.756.756.756.756.756.756.753.2齿轮设计与计算3.2.1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，齿轮传动有不同的要求，所以材料的选择也有不同的要求。对于一般动力传输齿轮，所用材料必须保证很高的强度和耐磨性，并且齿轮表面硬度要求很高，齿芯又比较软。2、选择材料配对如果硬度350HBS，要求成对齿轮使用寿命差不多，大齿轮要求比小齿轮硬度略低3050HBS。大、小轮用不同材料，可以使抗胶合能力得到提升，。3、加工工艺与热处理工艺根据齿轮的大小有不同的工艺要求，大尺寸通常用铸钢、铸铁；略小尺寸，用锻钢。小尺寸，要求不高，用圆钢作毛坯。根据齿面的软硬程度不同也有不同的工艺，软齿面，一般用中碳合金钢，先热处理，后切齿；硬齿面，用低碳合金钢，先切齿，后进行表面淬火，得到齿面硬，轮芯韧，最后需进行磨齿。一般进行过渗氮处理，齿面不容易变形，不需要磨齿。常啮合齿轮因其传递转矩大于其他轴的齿轮，且持续转动，磨损多，都选择硬齿面，小的齿轮20 GrMnTi渗碳处理之后再经过淬火。大的齿轮，用40 Gr调质后表面淬火。一档，受到的冲击载荷更大，要求抗弯强度高。一档所用齿轮与常啮合齿轮相似；其他档位小的用40 Gr调质后表面淬火，大的用45号钢调质后表面淬火。3.2.2变速器齿轮强度校核各轴的转矩：一轴转距 Nmm中间轴转距=388.57Nmm二轴各档转距：一档齿轮Nmm二档齿轮Nmm三档齿轮Nmm五档齿轮Nmm1、斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算 （3.13） 式中：圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）；法向模数（mm）;为斜齿轮螺旋角；应力集中系数，=1.50；齿面宽（mm）；法向齿距，；齿形系数，按当量齿数在齿形系数图3.2中查得；重合度影响系数，=2.0。图3.2 齿型系数图以上参数代入3-13得到： （3.13） 负荷计算选用发动机对应输入轴的最大转矩，通常许用应力大于180小于350MPa，而用直齿的倒档齿轮为4 00850MPa 1）一档齿轮校核已知参数：，=2.0NmmNmm查齿形系数图得：y=0.163查齿形系数图得：y=0.156 代入公式得MPaMPa，小于350Mpa，所以合格。2）常啮合齿轮弯曲强度校核已知参数：；Nmm,Nmm查齿形系数图得：y=0.132查齿形系数图得：y=0.146代入公式（1.2）得MPaMPa，符合180350Mpa，故合格。3）二档齿轮弯曲强度校核已知参数：，Nmm,Nmm查齿形系数图得：y=0.154查齿形系数图得：y=0.151代入公式得MPaMPa，满足180350Mpa，故合格。4）三档齿轮弯曲强度校核已知参数：，Nmm,Nmm查齿形系数图得：y=0.154查齿形系数图得：y=0.151；代入公式得MPaMPa，满足180350Mpa，于是合格。5）四档齿轮弯曲强度校核已知参数：，；Nmm,Nmm查齿形系数图得：y=0.131查齿形系数图得：y=0.138代入公式得，满足180350Mpa，故合格。2、直齿齿轮轮齿弯曲强度计算本设计中仅倒档为直齿轮传式中： 弯曲应力； 圆周力（N），； 应力集中系数，为1.5； 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 摩擦力影响系数 齿宽（mm）； 端面齿数（mm），为模数； 齿形系数；整理得： （3.14） 已知参数：，主动齿轮为1.1，从动齿轮为0.9；Nmm查齿形系数图3.2得：；代入公式得 在400-850围，所以合格。3、斜齿轮齿轮接触应力 （3.15）式中： 轮齿接触应力（）；F 齿面上的法向力（N），；F1 圆周力，；Tg 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 节点处压力角； 齿轮螺旋角；E 齿轮材料的弹性模量（）； 齿轮接触宽度（mm）；，曲率半径（mm），直齿，斜齿，； 节圆半径（mm）。作用载荷就是第一轴上的载荷，许用接触应力见下表3-5：表3-5变速器的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体渗氮共渗齿轮一档、倒档190020009501000常啮合、高档130014006507001）一档齿轮接触应力校核已知条件：，Nmm,Nmm,Nmm 将已知数据代入公式3.15得：，都小于，所以合格。（2）常啮合齿轮接触应力校核已知条件：，Nmm,NmmN,Nmm将已知数据代入公式3.15得到：，都小于1300MPa，所以合格。3）二档齿轮已知条件：，Nmm,NmmNNmm将已知数据代入公式2.2得到：，都小于13001400，所以合格。4）三档齿轮已知条件：，Nm,NmNNmm将已知数据代入公式得到：，小于1300-1400, 所以合格。5）四档齿轮已知条件：，Nm，NmNNmm将已知数据代入公式3.15得到：，都小于13001400 ，所以合格。4、直齿倒档齿轮接触应力校核已知条件：Nm将已知数据代入公式3.15得到：NNNmm，,均小于1900-2000，所以满足设计要求。3.3轴的结构和尺寸设计轴是用来传递扭距的关键部件，它也关系着整个变速器的使用寿命，变速器运转时，变速器的轴要承受转矩和弯矩。所以轴要具有很高的刚度和强度以满足要求。如果刚度不足，轴会由于弯曲作用而变形， 直接影响齿轮能否正确啮合。3.3.1轴的工艺要求 输出轴轴颈一般作为轴承滚道，必须有足够的硬度，满足HRC5863围。 如果轴选用高频或渗碳钢，螺纹部分不要淬硬，防止过脆产生裂纹。如果轴有阶梯形式，尽量使工艺简单，阶梯少。 综合考虑轴选用材料为20 CrMnTi。3.3.2初选轴的直径变速器的中心距明确，输出与中间两轴中部直径为0.45*A，最大直径：输出轴，中间轴，。输入轴花键部分直径d： （3.16）式中：K 经验系数；发动机转距（Nmm）。1）第二轴和中间轴中部直径=(0.450.6)mm选取d=40mm的取值：2）中间轴长度初选：3)第二轴长度初选：4)第一轴长度初选：K=4.0-4.6mm5）轴最小直径的确定对实心轴，其强度条件为： （3.17） 式中： 轴传递的转矩Nmm，=102Nm；轴的抗扭截面模量(mm3)； 轴传递的功率（kw），=60kw； 轴的转速，=3000；许用扭转剪应力（）：表3-6 轴常用集中材料的与A值轴的材料Q235-A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/15-2520-3525-4535-55A值149-126135-112126-103112-97由式3.17得到轴直径的计算公式： （3.18）中间轴为合金钢，通过表3.6查得A为100；P为90kw；。代入式（3.18）得取为35mm。3.4轴的强度校核 轴的受力如图3-3所示：图3.3变速器受力图3.4.1轴的刚度验算轴的尺寸已经初步确定，轴刚度和强度便可以开始验算。为了得到输入轴的支点反力，需要先求输出轴的支点反力。档位的不同，受力情况完全不同，故必须进行所有档位的验算。验算时，轴可以作为铰接支承的梁。输入轴上受到的转矩取。轴的挠度和转角的计算，按材料力学的相关公式计算。只需对齿轮不同位置处轴的挠度和转角计算。轴的受力如图3-3所。轴在垂直面，水平面，转角为， （3.19） （3.20） （3.21） 式中：径向力（N）；圆周力（N）；弹性模量（），=2.1105；惯性矩（mm4），对于实心轴，；直径（mm），花键处取平均值；、为齿轮到支点处、的长度（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。 轴的挠度为=0.050.10mm，=0.100.15mm。转角小于0.002rad。图3.4变速器的挠度和转角1）变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度第一轴轴上受力分析NNN中间轴轴上受力分析NNNNNN第二轴轴上受力分析NNN二轴轴刚度校核：将各已知参数代入公式3.19得到：N,mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmmrad所以变速器第二轴在一档工作时满足刚度要求。中间轴一档处轴刚度校核：各已知参数代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：mm所以变速器中间轴在一档工作时满足刚度要求。中间轴常啮合齿处轴刚度校核：各已知参数代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mmmm各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmmrad所以变速器在一档时中间轴符合刚度要求。（2）变速器在二档工作时二轴和中间轴的刚度第一轴轴上受力分析：NNN中间轴轴上受力分析：NNNNNN第二轴轴上受力分析：NNN二轴轴刚度校核：各已知参数代入公式（3.19）得到：N, mm, mm, mm, mmmm各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmmmmrad所以变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。中间轴二档处轴刚度校核：各已知参数代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：mm0.1067在mm在围所以符合要求。mmrad3）变速器在三档工作时二轴和中间轴的刚度中间轴轴上受力分析：NNNNNN第二轴轴上受力分析：NNN二轴轴刚度校核各已知参数代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mmmm各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmmmmrad所以变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。中间轴三档处刚度校核各已知参数代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmmmmrad所以变速器在三档时中间轴符合刚度要求。（4）变速器在五档工作时二轴和中间轴的刚度中间轴轴上受力分析：NNNNNN第二轴轴上受力分析：NNN二轴刚度校核各已知参数代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mm,mm,各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmm所以满足要求。mmrad所以变速器二轴在五档工作时满足刚度要求。3.4.2轴的强度计算（1）各轴的支反力一档：第二轴垂直平面支反力如图3-5：图3-5第二轴垂直平面支反力由得：mm,mm,mm,NN第二轴水平面的支反力如图2.2：由得：N由 得：N第一轴垂直方向支反力如图3-5：N第一轴水平方向支反力如图3-5：N中间轴垂直方向支反力由得：mm,mm,mm,N由得：N中间轴水平方向支反力由得：N由得：N（2）各轴的弯曲变形计算齿轮受到径向力和轴向力，受到这些力会产生弯曲变形，受到圆周力影响水平面产生弯曲变形。通过支反力和求得之后，计算、。其应力为： （3.22） 式中：（Nm）； 轴的直径（mm） 花键处取径；抗弯截面系数（mm3）；.在低档工作时，400MPa。变速器的一轴和中间轴用与齿轮一样的材料，二轴用45号钢。一档中间轴垂直方向弯矩计算图3-6 一档中间轴垂直方向受力、剪力图、弯矩图N,N,Nmm,mm,mm一档中间轴垂直方向弯矩如图：AB段BC段CD段一档中间轴水平方向弯矩计算：图3-7一档中间轴水平方向受力图、剪力图、弯矩图N,N,N,N,mmmm,mm,CD段BC段AB段Nmm代入公式3.22得：,所以符合设计要求。一档二轴垂直方向弯矩计算：图3-8 一档二轴垂直方向受力图、剪力图、弯矩图N,N,N ,一档二轴水平方向弯矩计算：图3-9 一档二轴水平方向受力图、剪力图、弯矩图N,N,N,Nmm 将计算结果代入公式（3.22）得：所以符合要求。3.5轴承选择与寿命计算轴承寿命的要求按下式计算。 （3.23）式中：S=轿车30万km，货车与大客车25万Km，h3.5.1输入轴轴承的选择与寿命计算初选轴承型号通过设计手册得轴承30205 ；kn，kn。1、变速器一档工作时N，N轴承的径向载荷：=2926.43N；N轴承部轴向力： 查得：Y=1.6NNN所以NN计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，通过机械设计手册得到；，通过机械设计手册得到当量动载荷：NN为支反力。h表3-7 各档相对工作时间或使用率车型档位数最高档传动比/%变速器档位轿车普通级以下3113069410.532076.541182368中级以上3112277410.5210.587410.532076.5510.52418.57552，就会使得换档时摩擦锥面还没有与啮合套接触，就与同步环齿端锁止面相贴合，接近尺寸 Z0，此时同步环却是浮动的，就不会产生摩擦力矩，啮合套迅速通过同步环，同步器就没有锁止作用。为了让同步环即使受到一点磨损后，可以正常运作，同步环的端面、接合齿端面保证适当的间隙2。通常取 1=0.5mm，2=1.52 mm。本次设计取2 =1.7mm。图4-3 同步器装配尺寸确定4.2 同步锁环主要尺寸确定(1)同步环锥面上的螺纹槽 螺纹槽螺线的顶部宽窄，影响它的油膜润滑效果和磨损情况。图4-34a适合于轻、中型汽车；图4-3b可用于重型汽车。一般泄油槽数为612，宽度为34mm。图4-4 同步器螺纹槽形式(2)锥面半锥角摩擦锥面半锥角不能过小，否则容易自锁，当tan不会自锁。通常=68。=6时，摩擦力矩就很大了，如果表面粗糙度达不到要求，会产生粘着现象；在=7时极少产生。此次设计综合考虑选择7。(3)摩擦锥面平均半径R R受到其他零件的尺寸，以与整体结构布局的极大限制，R不能取大，否则限制同步环厚度。在设计要求下R可取得适当大些。本次取R为5060mm。(4)锥面工作长度b （4-1）综合考虑b取5mm。(5)同步环径向厚度径向方向的厚度同样受到其他零件和布局的约束，不应过大，但前提是要求同步环具有足够的强度。乘用车同步环厚度比货车小取得小，选用优质材料，并用先进加工工艺，能够加大材料的屈服强度和疲劳寿命。 此次同步器径向宽度取10.5mm。(6)锁止角正确确定锁止角，使得换档的两个部分之间角速度差为0才会换档。锁止角受到诸多要素影响，如摩擦因数、摩擦锥面、锁止面的半径以与锥面半锥角等。一般锁止角是2646。本次锁止角取。(7)同步时间t 同步器工作时，同步的时间小才是最好的。同步时间也受许多因素影响，如转动惯量，摩擦面上受到的轴向力。轴向力越大大，同步时间越少。同步时间：乘用车高档是0.150.30秒，低档是0.500.80秒；货车高档是0.300.80秒，低档是1.001.50秒。4.3 同步器校核4.3.1同步器同步时间校核对乘用车和客车 F t=60N， （4-2）式中位换挡的传动效率。摩擦力矩m： （4-3）式中，-摩擦锥面锥角1-工作锥面间的摩擦系数R-锥面的平均半径同步时的摩擦力矩方程式为 （4-4）Jr是一、二轴常啮合齿轮同时转动的转动惯量；简化计算 （4-5）We为发动机角速度。根据车型相应档位的同步时间要求。手柄力对轿车变速器高档取60。一挡（Ig为4.29）换入二档（Ig为2.27）， 已知为7, 为30，r为50，R为1.5，f为0.1，F=60N，r=500，计算公式得t=0.61s，符合低档同步时间。在四档和五档转换时计算的满足要求。图4-5 同步器4.4变速器的操纵机构4.4.1变速器操纵机构的功用变速器操纵机构作用是确保换挡时同步器和齿轮能够按照要求的距离移动，从而达到需要档位，坚决避免同时挂两个档。4.4.2变速器操纵机构的要求1要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁。a.互锁的目的是变换要求的变速叉轴时，另外的变速杆叉轴不能移动，该装置一般有如下几种：互锁销式、摆动锁块式、转动锁止式、三向锁销式。本次选用互锁销式，结构如图4-5所示。b.自锁装置的主要用来定位，避免受到一点的作用力或者晃动而脱档，确保啮合齿轮以全齿长啮合，驾驶员也会得到相应的换挡反馈。 该装置中的钢球被推入到槽里就能实现定位c.在汽车行驶过程中，要避免错挂倒挡，从而产生隐患和传动系统的破坏，所以要设计相应的安全装置防止这种情况产生。倒档锁使驾驶员挂倒档时产生强烈反馈，防止误挂倒档。图4-6 变速器自锁与互锁结构1.自锁钢球 2.自锁弹簧 3.变速器盖4.互锁钢球 5.互锁销 6.拨叉轴4.4.3换档位置换档位置最重要的原则是为了操纵方便。为此应该注意以下三点： 据换档次序来安排位置 ； 常用的档一般放在中间，其它档放在两边位置； 为了防止误挂倒档，通常把倒档放置在最边上。根据以上三点，本次设计变速器的换档位置如图4-6所示：图4-7变速器的换档位置图4-8 拨叉图4-9 部装配图图4-10 装配图5. 结 论 变速器是汽车至关重要的一部分，随着技术的高速发展，自动变速器越来越受到欢迎，但是由于手动变速器具有不可比拟的操纵体验，同时它的各项功能以与工艺已经十分成熟。本次设计依据长城哈弗H3为原型，与之匹配的发动机型号为4G63S4M。针对此次设计的变速器，它的主要优点是：通过大扭矩变化围广来满足各种工况要求，结构简单，易于操作，维修方便，通过同步器挂挡，使变速器换挡平稳，噪声较小，轮齿耐用。设计中采用了三轴式五档手动机械变速器，达到高效节能目的。本次设计的主要成果和结论如下：1.设计的手动变速器为5档，采用三轴式。传动比分别为4.29，2.72，1.16，1，0.75。倒档传动比为：4.29。2.对各档的齿轮和轴的强度进行了校核，并且满足设计要求。3.进行变速器的同步器设计，通过校核满足要求。4.对变速器操作机构设计。5.根据设计结果，对变速器各个零件建模，完成装配。设计过程采用了一些开放的标准