《机械类毕业设计-轿车五档变速器设计、汽车鼓式制动器设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械类毕业设计-轿车五档变速器设计、汽车鼓式制动器设计.docx（58页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、轿车变速箱设计摘要本设计的任务是设计一台用于轿车上的FR式的手动变速器。本设计采用中间 轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损 及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、 满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得 出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。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。它功用是：改变传动比，扩大驱
2、动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常 变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作； 在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空档，中断动力 传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。这台变 速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器 来实现换档。关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率 (可=0.960.98),因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数 及各档的传动
3、比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况 愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目 前，轿车变速器的传动比范围为； 一般用途的货车和轻型以上的客车为 5.08.0；越野车与牵引车为10.020.0。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则 采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平 均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵 机构时，要实现迅速、无声换
4、档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。 因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复 杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采 用传动比小于1 (0.70.8)的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行 驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传 动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数 目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精 度
5、、刚度等。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器如图1-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别 与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起 来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二 轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变 速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心 距(影响变速器尺寸的重要参数)较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比， 这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所 下降。23图17 轿车中间轴式四档变速器1 一
6、第一轴；2第二轴；3中间轴两轴式变速器如图-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除 最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布 置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低 6%10%o两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴 式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时, 主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简 化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档 均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主
7、动 齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图 ZjS o两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪 声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（=4. 0-4.5）也受到较大限制，但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比 来取消。3图1-2两轴式变速器1第一轴；2第二轴；3同步器有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。 后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴 向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮 所代替。但是在本设计中，
8、由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。图1-3、图1-4、图1-5分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传动方 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%以上，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
9、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；档位高的齿轮米用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以米用或不米用常啮合齿轮 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1-3中间轴式四档变速器传动方案如图1-3中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图l-
10、3a、b所示方 案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档；图l-3c所示传动方案的二，三, 四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档。图4a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4b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图l-4d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1-4中间轴式五档变速器传动方案图l-5a所示方案中的一档、倒档和图b所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮 换档，其余各档均用常
11、啮合齿轮。图1-5中间轴式六档变速器传动方案以上各种方案中，凡米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，如图3a、b所示。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。变速器用图l-4c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴 平面上可分开的壳体，就能较好地
12、解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图l-4c 所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体 的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。2.倒档传动方案图6为常见的倒挡布置方案。图l-6b所示方案的优点是换倒挡时利用了中 间轴上的一挡齿轮，因而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l-6c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不 合理。图l-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图-6c所示方案。 图6e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图1-6f 所示方案适用于全部齿轮副均为常
13、啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间, 缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图6g所示方案。其缺点是一，倒 挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图l-6f所示的传动方案。图1-6变速器倒档传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是 中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变 形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样 做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传 动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠 近轴
14、的支承处。1.3变速器主要零件结构的方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。 在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑 和密封等因素。1 .齿轮型式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱 齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆 柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因 此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。2 .换档结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合
15、套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿 端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等 原因，初一档、倒档外很少采用。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少 了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮 合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向 尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档 位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥， 同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加
16、速性、经济性和行驶安全 性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，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。自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外, 在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：1）将啮合套做得长一些（如图-7a） 或者两接合齿的啮合位置错开（图 l-7b）,这样在啮合时使接合齿端部超过 被接合齿约13mm。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
17、的前端面顶住，从 而减少自动脱档（图1-8）。3）将接合齿的工作面加工成斜齿面,形成倒锥角（一般倾斜23）,使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力（图1-9）。这种结构方案比较有效,图1-7防止自动脱档的结构措施I采用较多。此段切薄图1-8防止自动脱档的结构措施II加工成斜面图1-9防止自动脱档的结构措施III在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。 但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触， 以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图10所示：图1-10锁环式同步器|、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6一滑块; 7-止动球;
18、8-卡环；9 一输出轴；10、11-齿轮第二章变速器主要参数的选择与主要零件的设计 2.1 速器主要参数的选择一、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。故有2 mg(f cos y max + sin max) =则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为(2-1)(2-1);-g-maxg
19、 - qp 式中m汽车总质量;TemaJog 重力加速度；2道路最大阻力系数;一一驱动轮的滚动半径；Teniax发动机最大转矩;io主减速比; 汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I档传动比为:(2-2)式中G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷;夕-路面的附着系数，计算时取9=0.50.6。 由已知条件：满载质量1800依；r,-337.25mm；Te max 17ONHl； z4.782； z/=0.95o根据公式（2-2）可得：以/=3.85。超速档的的传动比一般为0.70.8,本设计去五档传动比igv=O.75o中间档的传动比理论上按公比为:_ I
20、h maxq二比一（2-3）V g min的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：9 = 1.51。故有：iglI = 2.55=L69，时=1.12（修正为1）THE DESIGN OF SALOON GEARBOXABSTRACTThe duty of this design is to design a FR type manual transmission used in the saloon, It? s the countershaft-type transmission gearbox. Thi
21、s transmission has two prominent merits: Firstly, the transmission efficiency of the direct drive keeps off high, the attrition and the noise are also slightest ;Secondly , it s allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller.According to the contour,t
22、rack, wheel base , the smallest ground clearance, the smallest turning radium, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According
23、 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 des
24、ign.Its function is: Changing gear ratio, expanding the torque of the driving wheel and the range of the rotational speed,to adapt the travel condition which frequently changes, like start, acceleration, climbing and so on, simultaneously causes the engine to work under the advantageous operating mo
25、de;(2)Under the premise of the invariable rotation, enables the automobile to travel back; Using neutral, severances the power transmission, to make the engine start, idle, and is advantageous for the engine to shift gears or to carry on the dynamic output. This gearbox has five (including over driv
26、e一fifth gear) and a reverse gear, and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears.KEY WORDS： transmission, inertial type of synchronizer, gear ratio, countershaft, second axis, gear二、 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。三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：A = KaQ(2-4)式中K
27、a中心距系数。对轿车，Ka =8.9-93 对货车，Ka =8.69.6；对多档主变速器,Ka=9.511；Tj一一变速器处于一档时的输出扭矩：T max=7e max ig 7 =628.3N IB故可得出初始中心距A =77.08mm。三、 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. 44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. 7-3. 0六档(3. 23. 5)4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，/取整。本次设计
28、采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3x77. 08mm=231. 24mm, 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。四、 齿轮参数(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mn他二047 沅=mm(2-5)其中max=170Nm，可得出血尸2.5。一档直齿轮的模数加(2-6)通过i十算m=3o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，同一变 速器中的结介套模数都去相同，轿车和轻型货车取2-3.5,本设计取25。(2)齿形、压力角a、螺旋角0和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形
29、、压力角、及螺旋角按表2-1选取。表2-1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角车相、齿形压力角a螺旋角轿车高齿并修形的齿形14.5 , 15 , 16 16.525 45。一般货车GB1356-78规定的标准齿形2020 30。重型车同上低档、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a取20 ,啮合套或同步器 取30 ；斜齿轮螺旋角夕取30。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为 此，中
30、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.O8.5)m, mm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。1.确定一档齿轮的齿数一档传动比(2-7)为了
31、确定Z9和Z10的齿数, 先求其齿数和Z/ 2. 2各档传动比及其齿轮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。Z -丝Zl瓦(2-8)其中 A =77. 08mm in =3；故有 Zg =51.4。图27五档变速器示意图当轿车三轴式的变速器以=3.53.9时，则Z|o可在1517范围内选择，此处取 Z10=16,则可得出 Z9 =35。上面根据初选的A及机计算出的Zx可能不是整数，将其调整为整数后，从式 (2-8)看出中心距有了变化，这时应从Zg及齿轮变位系数反过来计算中心距A
32、, 再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里Zg修正为51,则根据式(2-8)反推出A=76.5mm。2 ,确定常啮合齿轮副的齿数由式(2-7)求出常啮合齿轮的传动比由式(2-7)求出常啮合齿轮的传动比2= zx4Z z9(2-9)由已经得出的数据可确定空= 1.76而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等八(乙+22)(2-10)2 cos B由此可得:Z|+Z2 = 2Acosmn而根据已求得的数据可计算出：Z,+Z2=53 0与联立可得：4=19、Z2=34o则根据式(2-7)可计算出一档实际传动比为: =3.91。3.确定其他档位的齿数(2-11)二档传动比gnZ2 Z7NW(
33、2-12)而i =2.55，故有: (5【，7=1.425对于斜齿轮,2Acos 尸Zg =mn(2-13)故有：Z7 + Z8 = 53联立得：Z7 =31、Z822 o按同样的方法可分别计算出：三档齿轮25=26、Z6=27；四档齿轮Z3 =16、Z4 = 37 o4.确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比却.取3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取42 =13 o而通常情况下，倒档轴齿轮Z13取2123,此处取乙3=23。由777j =-11-132(2-14)可计算出Z” =27。(2-15)(2-16)故可得出中间轴与
34、倒档轴的中心距5亿12 + Z3) =50mm而倒档轴与第二轴的中心：A = ；(Z+Z|3)=72. 5mmo 2. 3齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免 齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、 抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿 轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮 强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也 很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度 变位的优
35、点，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传 动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心 距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位 时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮 合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺 旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档 齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂 耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总
36、变位系数尽可能取 大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触 应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮 可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是 由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档 齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主 动齿轮10的齿数A。17,因此一档齿轮需要变位。变位系数(2-17),17-Z 17 式中Z为要变位的齿轮齿数。第三章变速器齿轮的强度计算与材料的选
37、择3.1齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：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.
38、2齿轮的强度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。1.齿轮弯曲强度计算(1)直齿轮弯曲应力aw = 式中，aw弯曲应力(MPa)；F,1()一档齿轮10的圆周力 (N), F、o=2TJd;其中,为计算载 荷(N -
39、mm), d为节圆直径。K。应力集中系数，可近似取1. 65；Kf摩擦力影响系数，主 动齿轮取1.1,从动齿轮取0.9； b齿宽(mm),取20t端面齿距(mm)；y齿形系数，如图3T所zj O(3-1)bty图3-1齿形系数图当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为:max4o 4(3-2)(3-2)二659668Nm2T故由 =二可以得出尸“；再将所得出的数据代入式(3-1)可得 d= 651.3 MPaa.=533.QMPa当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩力力时，一档直齿轮的弯曲应 力在400850Mp之间。(2)斜齿轮弯曲应力0（3-3）w btyKg式中（为重合度影响系数，取2.
40、0；其他参数均与式（3-1）注释相同，K0=L50, 选择齿形系数y时，按当量模数Z=z/cos3万在图（3-1）中查得。二档齿轮圆周力：鼠=耳=工（3-4）根据斜齿轮参数计算公式可7导出外纵=巳=6798.8N齿轮8的当量齿数z=z/cos3/7=47.7,可查表（3-1）得：=0.153o= 212.28MRz同理可得：=231.99MPa。下：三档:四档:五档:依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如5 $ = T16.2MPaIV 3aw6 = 266AMPa5q =2U5MPavv lbe=19Z4MPavvL5，3=218.8MRz vvJ5.4=216.
41、98Ma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180350MP”范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。1 )+ Pb 2.齿轮接触应力巴(3-5)式中，（jj齿轮的接触应力（MPa）；F齿面上的法向力（N）, F = F、/（cosacos/?）；F 一一圆周力在（N）, F、=2TJd ；a节点处的压力角（ ）；P齿轮螺旋角（ ）;E-齿轮材料的弹性模量(MPa),查资料可取 = 190x103出；b齿轮接触的实际宽度，20mm；p：、pb主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)；直齿轮： 2=1 sin。(3-6)斜齿轮:斜齿轮:(3-8)(3-9
42、)pb = rbsina(3-7)pz sincir)/cos2pb - sin a)cos2 p其中，、分别为主从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷北件作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触 应力,见下表：表3T变速器齿轮的许用接触应力齿轮pjMPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档：。八=1998.61MP二档：a .=1325.17 MPaJ乙三档：a i3=U33 AMPa四档：aj4=12QS.5MPa五档：o-/5 =1015.78MPaJ。侄肝
43、当：。诋=1904.32尸对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。第四章变速器轴的强度计算与校核4.1 变速器轴的结构和尺寸1 .轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，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。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和 轴承盖实现。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 盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图4-1所示：图47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
44、图所示：2 .确定轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配 工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定 轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公符号说明刖百第一章机械式变速器的概述及其方案的确定第一章机械式变速器的概述及其方案的确定 1.1变速器的功用和要求. 1. 2变速器结构方案的确定1366613666 1. 3变速器主要零件结构的方案分析12第二章变速器主要参数的选择与主要零件的设计15 2.1变速器主要参数的选择152.2各档传动比及其齿轮齿数的确定19 2. 3齿轮变位系数的选择21第三章变
45、速器齿轮的强度计算与材料的选择223.1齿轮的损坏原因及形式22第四早第四早变速器轴的强度计算与校核25 3 3. 2齿轮强度计算与校核22. 1变速器轴的结构和尺寸254.2轴的校核27第五章变速器同步器的设计30第六章变速器的操纵机构33结论34参考文献35致谢36式初步选定：第一轴和中间轴：d = (0.4 Q.5)A.mm(4-1)第二轴：=1。7沅1加(4-2)式中4max发动机的最大扭矩，N * ID为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直 径与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴：6M=0. 16-0.18；第二轴：M=o. 18 0.21 o4
46、.2轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足 够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程 中，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。1 .第一轴的强度与刚度校核因为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(43)(43)T 9550000-式中：扭转切应力，MPa；T-轴所受的扭矩，N mm；WT轴的抗扭截面系数，mm3 ；P-一轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；%许用扭转切应力，MPa。其中 P =95kw, n =5750r/min, d =24mm；代入上式得：959550000 x-二750 = 5Q 5MPaT 0.2x253由查表可知%=55MPa,故乃4%,符合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角0来表示。其计算公式为:0 = 5.73xl()4(4-4)GIP式中，T轴所受的扭矩，N mm；G轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8. lxlO,M