東方之子1.8轎車5擋變速器設計畢業(yè)論文

PAGE57第1章緒論隨著科學技術的不斷進步，汽車工業(yè)相應得到了迅速發(fā)展。特別是從汽車的大批量生產(chǎn)及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車已為世界經(jīng)濟的發(fā)展、為人類進入現(xiàn)代生活，產(chǎn)生了無法估量的巨大影響，為人類社會的進步做出了不可磨滅的巨大貢獻，掀起了一場劃時代的革命ElI。1.1選題目的及意義自從汽車采用內(nèi)燃機作為動力裝置開始，變速器就成為了汽車重要的組成部分，現(xiàn)代汽車上廣泛采用的往復活塞式內(nèi)燃機具有體積小、質(zhì)量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點，但其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化，故其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾，這對矛盾靠現(xiàn)代汽車的內(nèi)燃機本身是無法解決的。因此，在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器，以達到減速增矩的目的。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。本次設計車型變速器可以在汽車行駛過程中在發(fā)動機和車輪之間產(chǎn)生不同的變速比，換檔可以使得發(fā)動機工作在其最佳的動力性能狀態(tài)下。變速器通過離合器與發(fā)動機相連，變速器的輸入軸就可以和發(fā)動機達到同步轉(zhuǎn)速。通過本次變速器的設計可以使我們更好的了解變速器的構造和設計方法，把我們大學所學的知識連成線，穿在一起，讓我們運用的更加熟練；并根據(jù)所確定的參數(shù)設計出了變速器的結構，在設計的過程中注重了變速器的合理性與實用性，最后畫出了變速器的工程圖，同時也為我們以后的工作打下了良好的基礎，鍛煉了我們的動手和實踐能力，讓我們的學習生活變的更有意義。1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀近年來，隨著微電子技術的飛速發(fā)展，電子控制自動變速器的問世，給汽車帶來了更理想的傳動系統(tǒng)。機電一體化技術進入汽車領域，推動汽車變速器裝置的重大變革。自動變速器裝置出現(xiàn)了電子化趨勢，特別是大規(guī)模集成電路技術的發(fā)展，使由微機控制發(fā)動機和變速器換擋成為可能。目前，在汽車上所使用的自動變速器主要有以下幾類：液力自動變速器、電子控制機械自動變速器和機械無級自動變速器。液力自動變速器（AutomaticTransmission或AutomaticTransaxle，AT）的基本形式是液力變矩器與動力換檔的旋轉(zhuǎn)軸式機械變速器串聯(lián)。從50年代起，裝備液力自動變速器的轎車開始增多，但由于其效率明顯低于機械變速器，而且結構復雜，成本高，從而限制了它的發(fā)展。60年代的研究重點是采用多元件工作輪來提高液力變矩器的效率。70年代是使用閉鎖離合器提高變速器在高速時的效率。80年代則采用增加行星齒輪變速器檔位的方法及使用電子控制。90年代，大量電子技術的應用，使液力自動變速器的發(fā)展進入了一個新的時期，綜合性能有了較大的提高。如今，液力自動變速器在汽車上的裝備率，美國為90%，日本為80%[11]。電子控制機械自動變速器是一種由普通齒輪式機械變速器組成的有級機械自動變速器。作為汽車關鍵總成之一，變速器技術在汽車誕生的百年歷史中在不斷地與時俱進。手動變速器由于其傳遞動力的直接與高效性，加上制作技術的成熟與低成本，現(xiàn)代汽車中裝備手動變速器的汽車仍然占有很大比例。但隨著人們對汽車舒適性要求越來越高，現(xiàn)代汽車自動變速器裝備率越來越高卻是一個不爭的事實，尤其是當自動變速器也逐漸能夠兼顧操控性的時候。但，傳統(tǒng)自動變速器技術卻由于其效率的低下而在等待一場革命[4]。1.3國內(nèi)外研究方法我國的汽車及各種車輛的零部件產(chǎn)品在性能和質(zhì)量上和發(fā)達國家存在著一定的差距，發(fā)達國家再機械產(chǎn)品設計上早已進入了分析階段，他們利用計算機輔助設計技術，將現(xiàn)代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計、可靠性設計等應用到產(chǎn)品設計中，采用機械CAD系統(tǒng)在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查、實現(xiàn)三維設計，大大地提高產(chǎn)品設計的一次成功率，減少了試驗費用，縮短了產(chǎn)品更新周期。而我們的設計手段仍處于以經(jīng)驗設計為主的二維設計階段，設計完成后在投產(chǎn)中往往要進行很大的改動，使得產(chǎn)品開發(fā)周期很長，性能質(zhì)量低等。為改變我國的車輛零部件的生產(chǎn)和設計手段的落后狀況，縮短新產(chǎn)品的開發(fā)周期，提高市場競爭力，有必要開發(fā)一些適合中國國情的汽車及零部件的CAD系統(tǒng)，對已開發(fā)的CAD系統(tǒng)需進一步提高和完善。美國的CAD技術一直處于領先地位，其主要目標就是建立完善的CAD/CAM集成系統(tǒng)。美國汽車工業(yè)最早應用了CAD系統(tǒng)。美國通用汽車公司、福特汽車公司等都已廣泛應用CAD技術。他們將結構、強度、剛度等計算、三維實體造型應用于汽車的設計開發(fā)中，將CAD、CAM、CAPP、CAE集成，是生產(chǎn)效率提高，產(chǎn)品質(zhì)量得到保證，市場響應速度提高，從而大大地提高了他們的競爭力，為他們帶來了巨大的經(jīng)濟效益。他們應用的CAD軟件主要有PRO/E、UG、CATIA、IGES等[11]。手動變速器的許多最近的發(fā)展集中在為降低成本和體積的新制造方法上。傳統(tǒng)來說，變速器制造包含大量昂貴的機器，以及為機械加工和裝配操作所需留出的空間限制的設計[15]。最新的技術包括，如在最新的Ford／Getra96檔變速器中可以看到的激光焊接沖壓鋼滑動齒輪選擇軸套。為替代前一代變速器的鑄鐵撥叉，這種精致而堅固的設計方案可以導致更少的對內(nèi)部的損害。齒輪盤片的激光和摩擦焊接同時保證了所需機器設計空間的降低，這是一種由雷諾公司在5檔副軸圓型變速器設計中發(fā)明的技術，命名為EMI，曾在2000年展出并因為它的簡單和輕便僅22公斤卻能提供140N·m的轉(zhuǎn)矩而出名。另一方面，設計人員也在其齒輪提供轉(zhuǎn)矩輸出的設計上進行了認真的研究，提高了耐久性和低噪聲水平[14]。1.4設計內(nèi)容及方法根據(jù)車輛的已知條件，運用汽車理論的知識進行設計。主要內(nèi)容如下：圖1.1齒輪變位系數(shù)確定齒輪變位系數(shù)確定參數(shù)選擇、零件設計強度計算軸的設計同步器的設計操縱機構、箱體設計完成工程圖紙變速器的功用結構方案的確定變速器主要參數(shù)選擇傳動比及齒數(shù)確定布置方案的確定齒輪的損壞原因及形式齒輪強度計算與校核布置形式與主要參數(shù)剛度和強度校核圖1.1設計系統(tǒng)（1）對變速器傳動機構的分析與選擇通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點，以及所涉及車輛的特點，確定傳動機構的布置形式。（2）變速器主要參數(shù)的選擇變速器主要參數(shù)的選擇：擋數(shù)、傳動比、中心距、齒輪參數(shù)等。（3）變速器齒輪強度的校核變速器齒輪強度的校核主要是針對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進行校核。（4）軸的基本尺寸的確定及強度計算對于軸的強度計算原則是對軸的剛度和強度分別進行校核。（5）軸承的選擇和同步器的設計對變速器軸的支撐部分選用圓錐滾子軸承，根據(jù)車輛的載質(zhì)量和使用要求選擇鎖銷式同步器，并確定同步器的尺寸參數(shù)。（6）設計變速器的操縱機構參考多方資料，設計了典型的操縱機構及其互鎖裝置。（7）對變速器進行三維建模利用利用AutoCAD軟件完成裝配圖、零件圖的繪制。1.5汽車變速器的設計要求汽車變速器的基本設計要求：保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性；設置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸；設置倒擋，使汽車能倒退行駛；換擋迅速、省力、方便；工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋，以及換擋沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn)；工作效率高，噪聲??；結構簡單、方案合理；在滿載及沖擊載荷條件下，使用壽命長；除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。第2章變速器總體方案設計2．1變速器傳動機構布置方案分析按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。其中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。2.1.1變速器選擇兩軸式變速器兩軸式變速器如圖2-1所示：因軸和軸承數(shù)少，所以有結構簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時工作噪聲小。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易受損。對與前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同。當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒擋常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動；各擋的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋的同步器也可以裝在第一軸的后端[1]。圖2.1兩軸式變速器（2）中間軸式變速器三軸式變速器如圖2.2所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降[3]。圖2.2轎車三軸式四檔變速器由于本次設計的東方之子變速器是中檔轎車變速器，驅(qū)動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動，且設計車速高，要求運行噪聲低，故選用二軸式變速器作為傳動方案。2.1.2檔位二軸式變速器傳動方案的特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案得倒擋傳動常采用滑動齒輪，其他擋位均采用常嚙合齒輪傳動。圖2-3f）中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并采用同步器換擋；同步器多數(shù)裝在輸出軸上，這是因為一擋主動齒輪尺寸小，同步器裝在輸入軸上又困難，而高擋的同步器可以裝在輸出軸后端，如圖2-3d）、e）所示；圖2-3d）所示方案的變速器有輔助支撐，用來提升軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲[3]。圖2.3兩軸式變速器傳動方案綜上所述，本次設計選擇五擋變速器如圖2-3f)所示。2.2倒擋布置方案常見的倒擋結構方案有以下幾種：圖2-4（a）為常見的倒擋布置方案。在前進擋的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四擋全同步器式變速器中。圖2-4(b)所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。某些輕型貨車四擋變速器采用此方案。圖2-4(c)所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-4(d)所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。圖2-4(e)所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-4(f)所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-4(g)所示方案。其缺點是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。(a)小客車常用(b)直齒滑動嚙合四擋(c)多數(shù)五擋采用(d)c方案的改進(e)前進擋常嚙合(f)前進擋常嚙合(g)一、倒擋各用一跟撥叉軸圖2.4倒擋布置方案綜合以上因素，為了換擋輕便，減小噪聲，倒擋傳動采用圖2-4（f）所示方案。2.3零、部件結構方案分析2.3.1齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。但是，在本設計中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動方案，各擋均采用斜齒輪傳動[3]。2.3.2變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定鏈接，并要求兩者有相對運動的地方。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點[12]。由于本設計的變速器為兩軸式變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器輸入軸輸出軸的前后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。2.31．直接操縱手動換擋變速器當變速器布置在駕駛員座椅附近，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。2．遠距離操縱手動換擋變速器平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅(qū)動汽車的變速器，受總體布置限制變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋手力經(jīng)過這些轉(zhuǎn)換機構才能完成換擋功能。這種手動換擋變速器稱為遠距離操縱手動換擋變速器。3．電控自動換擋變速器80年代以后，在固定軸式機械變速器基礎上，通過應用計算機和電子控制技術，使之實現(xiàn)自動換擋，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換擋時刻的判斷，接著自動實現(xiàn)收油門、離合器分離、選擋、換擋、離合器接合和回油門等一系列動作，使汽車動力性、經(jīng)濟性有所提高，簡化操縱并減輕了駕駛員的勞動強度。由于本設計的變速器為兩軸式變速器，采用發(fā)動機前置前輪驅(qū)動，變速器離駕駛員座椅較近，所以采用直接操縱式手動換擋變速器。2.3.4換檔機構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中[1]。在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。2.3.5自動脫擋目前在結構上采取措施比較有效的方案有以下幾種：1.將兩接合齒的嚙合位置錯開，這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約1～3mm。使用中接觸部分擠壓和磨損。2.將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔。3.將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力[7]。2.4本章小結本章主要介紹了變速器傳動機構和操縱機構的類型，并簡要分析各類型機構的優(yōu)缺點，針對本次設計變速器類型、特點及功用，對變速器的傳動機構操縱機構的布置方案，主要零件的形式進行選擇，為后期的設計工作打下基礎。第3章變速器的設計與計算3.1變速器主要參數(shù)的選擇本次設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計，東方之子1.8L5擋手動變速器整車主要技術參數(shù)如表3.1所示：表3.1整車主要技術參數(shù)發(fā)動機最大功率97kw車輪型號205/65R15發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩170N·m最大功率轉(zhuǎn)速5750r/min最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速4500r/min最高車速190km/h總質(zhì)量1440kg前軸載荷864kg3.1.1傳動比范圍變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其他商用車則更大。1、變速器傳動比的確定發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關系式為：（3.1）式中：汽車行駛速度(km/h)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）；車輪滾動半徑（m）；變速器傳動比；主減速器傳動比；車輪半徑由所選用的輪胎規(guī)格所得r=0.324（mm）為0.7～0.8，本設計最高檔傳動比選為0.8.=4.6212、最低檔、最高檔傳動比的確定選擇最低檔傳動比，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定[2]。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有（3.2）式中m汽車總質(zhì)量；g重力加速度；f滾動阻力系數(shù)；rr驅(qū)動輪的滾動半徑；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；i0主減速比；η汽車傳動系的傳動效率。ψmax=0.7～0.8η取0.95f=0.0076+0.000056（3.3）=0.018根據(jù)則由最爬坡度要求的變速Ⅰ檔傳動比為igI≥1.866驅(qū)動車輪與路面的附著條件:求得的變速器I檔傳動比為：igI（3.4）式中:G2靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷；φ著系數(shù)(良好干燥路面0.7～0.8)取0.8本設計傳動比范圍為1.866≤igI≤2.94ig1取2.83、變速器各擋傳動比的確定按等比級數(shù)分配其它各擋傳動比，即：式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為，，，，=1.368（3.5）所以各擋傳動比與Ι擋傳動比的關系:==2.048，==1.497，==1.094，==0.83.1.A=（3.6）==71.6mm中心距圓整為72mm式中：A為中心距（mm）；為中心距系數(shù)，轎車：=8.9~9.3；為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（）；為變速器一擋傳動比；為變速器傳動效率0.96；轎車變速器的中心距在60~80mm變化范圍。初取A=72mm3.1.3變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。影響變速器殼體的軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。

轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。即L=（3.0~3.4）×72=216～244.8mm3.1.41、齒輪模數(shù)選取的一般原則[13]：1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；2）為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)；4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；綜上所述：一擋二擋倒擋模數(shù)為3，三擋四擋五擋模數(shù)為2.75；2、壓力角壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20°；3、螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。乘用車變速器：兩軸式變速器為20°~25°中間軸式變速器為22°~34°商用車車變速器：18°~26°斜齒輪螺旋角β取25°；4、齒寬應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬：斜齒：b=Kcmn，Kc取6.0~8.5第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)KC可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。一擋b=21mm二擋b=18mm三擋b=16.5mm四擋b=16.5mm五檔b=16.5mm倒擋b=21mm5、齒頂高系數(shù)現(xiàn)在規(guī)定取1.00或更大3.2各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。3.2.1一（3.6）取整得43，轎車取12，則=31。則一擋傳動比為：（3.7）對中心距A進行修正（3.8）取整得mm，為標準中心矩。3.2.2二擋齒數(shù)及傳動比的確定已知：=72mm，=2.048，=3，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以二擋傳動比為：3.2.3計算三擋齒輪齒數(shù)及傳動比已知：=72mm，=1.497，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以三擋傳動比為：3.2.4計算四擋齒輪齒數(shù)及傳動比已知：=72mm，=1.094，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以四擋傳動比為：3.2.5計算五擋齒輪齒數(shù)及傳動比已知：=72mm，=0.80，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以五擋傳動比為：3.2.6計算倒擋齒輪齒數(shù)及傳動比初選倒擋軸上齒輪齒數(shù)為=22，輸入軸齒輪齒數(shù)=12，為保證倒擋齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式：（3.9）已知：，，，把數(shù)據(jù)代入（3.9）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒擋傳動比為：輸入軸與倒擋軸之間的距離：mm輸出軸與倒擋軸之間的距離：mm3.3齒輪變位系數(shù)選擇和螺旋角的修正變位系數(shù)的選擇原則：1）對于高擋齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲[17]。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。為了減小軸向力，低擋選用較小的螺旋角，一檔、倒擋選，二擋選；為了增加重合度，減小噪聲，三擋、四擋、五擋選用較大的螺旋角，都選為。3.3.1計算一擋齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正修正中心距mm（3.10）螺旋角的修正（3.11）端面壓力角=arctan==22.11°（3.12）端面嚙合角（3.13）齒輪總變位系數(shù)為（3.14）經(jīng)查表：=0.471=－=0.9－0.471=0.4293.3.2計算二擋齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：修正中心距mm螺旋角的修正端面壓力角=arctan==22.11°端面嚙合角齒輪總變位系數(shù)為經(jīng)查表：=0.35=－=0.69－0.35=0.343.3.3計算三檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：修正中心距mm螺旋角的修正端面壓力角=arctan==22.07端面嚙合角齒輪總變位系數(shù)為經(jīng)查表：=0.223=－=0.368－0.223=0.1453.3.4計算四檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：修正中心距mm螺旋角的修正端面壓力角=arctan==22.07端面嚙合角齒輪總變位系數(shù)為經(jīng)查表：=0.192=－=0.368－0.192=0.1763.3.5計算五檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：修正中心距mm螺旋角的修正端面壓力角=arctan==22.07端面嚙合角齒輪總變位系數(shù)為經(jīng)查表：=0.19=－=0.368－0.19=0.1783.3.6計算倒檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：輸入軸與倒擋軸中心距修正mm螺旋角的修正端面壓力角=arctan==21.78端面嚙合角齒輪總變位系數(shù)為經(jīng)查表：=0.233=－=0.3558－0.233=0.1228輸出軸與倒擋軸中心距修正mm端面壓力角=arctan==21.78端面嚙合角齒輪總變位系數(shù)為經(jīng)查表：=0.1228=－=0.672－0.1228=54923.4各擋齒輪主要參數(shù)的確定3.4.1一擋齒輪參數(shù)理論中心距(3.15)中心距變動系數(shù)(3.16)齒頂降低系數(shù)(3.17)分度圓直徑=40.18mm(3.18)=103.81mm齒頂高=1.722mm(3.19)=1.597mm齒根高=2.337mm(3.20)=2.463mm齒頂圓直徑=43.624mm(3.21)=107.004mm齒根圓直徑=35.506mm(3.22)=98.884mm當量齒數(shù)(3.23)基圓直徑==37.76mm(3.24)==97.55mm節(jié)圓直徑′==40.18mm(3.25)′==103.81mm3.4.2二根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得理論中心距中心距變動系數(shù)齒頂降低系數(shù)分度圓直徑=46.88mm=97.11mm齒頂高=1.898mm=1.959mm齒根高=2.7mm=2.73mm齒頂圓直徑=50.858mm=101.028mm齒根圓直徑=41.48mm=91.65mm當量齒數(shù)基圓直徑==44.05mm==91.25mm節(jié)圓直徑′==46.88mm′==97.11mm3.4.3三根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得理論中心距中心距變動系數(shù)齒頂降低系數(shù)分度圓直徑=58.21mm=85.79mm齒頂高=2.376mm=2.162mm齒根高=2.824mm=3.31mm齒頂圓直徑=62.962mm=90.114mm齒根圓直徑=52.562mm=79.173mm當量齒數(shù)基圓直徑==50.47mm==80.62mm節(jié)圓直徑′==58.21mm′==85.79mm3.4.4四根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得理論中心距中心距變動系數(shù)齒頂降低系數(shù)分度圓直徑=70.47mm=73.53mm齒頂高=2.289mm=2.246mm齒根高=2.909mm=2.954mm齒頂圓直徑=75.049mm=78.022mm齒根圓直徑=64.651mm=67.623mm當量齒數(shù)基圓直徑==66.22mm==69.10mm節(jié)圓直徑′==70.47mm′==73.53mm3.4.5五根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得理論中心距中心距變動系數(shù)齒頂降低系數(shù)分度圓直徑=79.66mm=64.34mm齒頂高=2.28mm=2.25mm齒根高=2.915mm=2.948mm齒頂圓直徑=84.22mm=68.84mm齒根圓直徑=73.83mm=58.44mm當量齒數(shù)基圓直徑==74.86mm==60.46mm節(jié)圓直徑′==79.66mm′==64.34mm3.4.6倒根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得理論中心距中心距變動系數(shù)齒頂降低系數(shù)分度圓直徑=39.53mm=72.47mm=88.94mm齒頂高=2.899mm=2.569mm=3.045mm齒根高=3.051mm=3.382mm=3.045mm齒頂圓直徑=45.33mm=76.00mm=95.03mm齒根圓直徑=33.43mm=64.71mm=84.00mm（4）四檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=152.75mm；b=105.75mm；L=258.5mm；d=35mm，把有關數(shù)據(jù)代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm（5）五檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=182.25mm；b=76.25mm；L=258.5mm；d=35mm，把有關數(shù)據(jù)代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm（6）倒檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=234mm；b=24.5mm；L=258.5mm；d=30mm，把有關數(shù)據(jù)代入（4.3）、（4.4）、（4.5）得到：mmmmmm4.2.2軸的強度校核1、輸入軸校核變速器在一檔工作時，對輸入軸校核。計算輸入軸的支反力。NNN已知：a=24.5mm；b=233mm；L=257.5mm；d=25mm。（1）垂直面內(nèi)支反力對B點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即（4.6）（4.7）將有關數(shù)據(jù)代入（4.6）、（4.7）式，解得，=2907.05N同理，對A點取矩，由力矩平衡公式可解得，。（2）水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知，（4.8）（4.9）將相應數(shù)據(jù)代入（4.8）、（4.9）兩式，得到：（3）計算垂直面內(nèi)的彎矩B點的最大彎矩為：N·mm（4.10）（4）計算水平面內(nèi)的彎矩N·mm（4.11）（5）計算合成彎矩（4.12）N·mm作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應力為（4.13）式中（N.m）；——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；——抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（4.13）得MPa在低檔工作時，400MPa，符合要求。2、輸出軸校核變速器在一檔工作時，對輸入軸校核。計算輸入軸的支反力。NNN已知：a=25.5mm；b=233mm；L=258.5mm；d=50mm。（1）垂直面內(nèi)支反力對B點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即將有關數(shù)據(jù)代入（4.6）、（4.7）式，解得，=2689.09N同理，對A點取矩，由力矩平衡公式可解得，。（2）水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知，將相應數(shù)據(jù)代入（4.8）、（4.9）兩式，得到：計算垂直面內(nèi)的彎矩將數(shù)據(jù)帶入（4.10）可得B點的最大彎矩為：N·mm（4）計算水平面內(nèi)的彎矩將數(shù)據(jù)帶入（4.11）可得N·mm（5）計算合成彎矩將數(shù)據(jù)帶入（4.12）可得N·mm作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應力為式中（N.m）；——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；——抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（4.13）得MPa在低檔工作時，400MPa，符合要求。4.3軸承選擇與壽命計算軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。（4.14）其中，，h。4.3.1變速器輸入軸工作時初選軸承型號根據(jù)機械設計手冊選擇32004型號軸承KN，KN；32005型號軸承KN，KN1、32004型號軸承校核N，N查機械設計手冊得到=1.22>0.37式中：，－徑向、軸向載荷系數(shù)；，。－考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，對汽車來說，取1.0～1.2，在此取=1.1。=8899.12N而軸承壽命的計算公式為（4.14）式中：－壽命系數(shù)，對滾子軸承，；－軸承轉(zhuǎn)速。將參數(shù)代入公式（4.14）得==115.822631.58×0.5%=13.16h2、32005型號軸承校核N，N查機械設計手冊得到=1.21>0.43式中：，－徑向、軸向載荷系數(shù)；，。－考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，對汽車來說，取1.0～1.2，在此取=1.1。=4451.33N而軸承壽命的計算公式為式中：－壽命系數(shù)，對滾子軸承，；－軸承轉(zhuǎn)速。將參數(shù)代入公式后得==1683.432631.58×25%=657.89h所以第一軸軸承的使用壽命符合要求。4.3.2變速器輸出軸工作時初選軸承型號根據(jù)機械設計手冊選擇32006型號軸承KN，KN；N，N查機械設計手冊得到=1.22>0.43式中：，－徑向、軸向載荷系數(shù)；，。－考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，對汽車來說，取1.0～1.2，在此取=1.1。=7964.64N而軸承壽命的計算公式為式中：－壽命系數(shù)，對滾子軸承，；－軸承轉(zhuǎn)速。將參數(shù)代入公式后得==555.082631.58×0.5%=13.16h所以第二軸軸承的使用壽命符合要求。4.4本章小結本章重點對軸的各段結構進行設計，并計算軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角以及軸在合成彎矩作用下的應力，最后對輸入、輸出軸上各軸承進行初選和校核。這節(jié)是此次設計中最重要的環(huán)節(jié)。第五章變速器同步器及殼體的設計5.1同步器的功用及分類同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件?？紤]到本設計為轎車變速器，故選用鎖環(huán)式同步器。5.1.1慣性式同步器慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。1、鎖環(huán)式同步器結構如圖5.1所示，鎖環(huán)式同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)或和齒輪或凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)或上的齒和做在嚙合套上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑塊寬一個接合齒。圖5.1鎖環(huán)式同步器2、鎖環(huán)式同步器工作原理（a）同步器鎖止位置（b）同步器換檔位置圖5.2鎖環(huán)式同步器的工作原理換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并由滑塊予以確定。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖5.2a），使嚙合套的移動受阻，同步器處于鎖止狀態(tài)。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖5.2b），完成同步換檔。鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。3、鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定（1）接近尺寸b同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b，稱為接近尺寸。尺寸b應大于零，取b=0.2～0.3mm。（2）分度尺寸a滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距a,稱為分度尺寸。尺寸a應等于1/4接合齒齒距。尺寸a和b是保證同步器處于正確鎖止位置的重要尺寸，應予以控制。（3）滑塊轉(zhuǎn)動距離c滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動距離c影響分度尺寸a。滑塊寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關系如下E=d+2c（5.1）滑塊轉(zhuǎn)動距離c與接合齒齒距t的關系如下c（5.2）式中，為滑塊軸向移動后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）；為接合齒分度圓半徑。（4）滑塊端隙滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面的間隙為，要求>。若<,則換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸b<0,此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證b>0,應使>，通常取=0.5mm左右。鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應留有間隙，并可稱之為后備行程。預留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦面會因摩擦而磨損，并在接下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。一般應取=1.2～2.0mm。在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應保持在0.2～0.5mm。5.2同步器主要尺寸的確定5.2.1摩擦因數(shù)汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設計工作帶來困難。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因數(shù)有關。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1摩擦因數(shù)f對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大。則換檔省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)[7]。5.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定1、錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tana≥f。一般取=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°市就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本設計取=7°。2、摩擦錐面平均半徑設計得越大，則摩擦力矩越大。往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后還會影響同步器徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將取大些。3、錐面工作長度縮短錐面長度，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。4、同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料，鑄造時選用鋁黃銅等材料。有的變速器用高強度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金的摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。5.2.3鎖止角鎖止角β選取得正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角β選取的因素，主要有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26°～42°。5.3變速器殼體變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時質(zhì)量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。變速器橫向斷面尺寸應保證能布置下齒輪，而且設計時還應當注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導致產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應設計有加強肋。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關。變速器殼壁不應該有不利于吸收齒輪振動和噪聲的大平面。采用壓鑄鋁合金殼體時，可以設計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪聲。為了注油和放油，在變速器殼體上設計有注油孔和放油孔。注油孔位置應設計在潤滑油所在平面處，同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應設計在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了使從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤滑油再流回變速器殼體內(nèi)，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設回油孔。為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。為了減小質(zhì)量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁后取3.5～4mm。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5～6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質(zhì)量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。5.4本章小結本章主要介紹了同步器的幾種類型，其中包括常壓式、慣性式和增力式三種，結合圖示重點說明了慣性式同步器中的鎖環(huán)式同步器的結構及工作原理和其主要尺寸的要求。最后還闡述了同步器主要參數(shù)的設計要求，其中包括摩擦因數(shù)如何確定，同步環(huán)的主要尺寸如同步環(huán)錐面上的螺紋槽、錐面半錐角、平均半徑、工作長度，同步環(huán)徑向厚度的確定，鎖止角、同步時間的確定以及轉(zhuǎn)動慣量的計算。第6章變速器操縱機構設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求：換檔時只允許掛一個檔。2.在掛檔的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應設置自鎖裝置。3.汽車行進中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換擋時只能掛人一個擋位，換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。6.1直接操縱手動換擋變速器當變速器布置在駕駛員座椅附近，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各擋同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各擋換擋行程相等。6.2遠距離操縱手動換擋變速器平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅(qū)動汽車的變速器，受總體布置限制變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋手力經(jīng)過這些轉(zhuǎn)換機構才能完成換擋功能。這種手動換擋變速器稱為遠距離操縱手動換擋變速器。這時要求整套系統(tǒng)有足夠的剛性，且各連接件之間間隙不能過大，否則換擋手感不明顯，并增加了變速桿顫動的可能性。此時，變速桿支座應固定在受車架變形、汽車振動影響較小的地方，最好將換擋傳動機構、發(fā)動機、離合器、變速器連成一體，以避免對操縱有不利影響。綜上所述，根據(jù)直接操縱手動換擋方案的優(yōu)點，故本設計選用直接操縱手動換擋方案。6.3本章小結本章介紹了變速器的幾種操縱形式，對幾種操縱形式的原理進行了介紹，并分析它們的優(yōu)缺點選擇了合理、簡單、高效的變速器的操縱形式。結論本文是根據(jù)汽車的主要技術參數(shù)來設計一臺兩軸式變速器。在變速器的設計過程中，主要的研究內(nèi)容如下：變速器傳動機構布置方案的確定；變速器主要參數(shù)的選擇；變速器齒輪、軸、軸承的計算和校核；同步器和操縱機構及箱體的設計等。以東方之子汽車主要技術指標，發(fā)動機功率轉(zhuǎn)速及車輛行駛環(huán)境為依據(jù)，通過計算已有的數(shù)據(jù)得出變速器的各項參數(shù)，并利用CAD進行繪圖。首先查閱國內(nèi)外文獻，進行了變速器傳動方案的論證和選擇，分析了變速器各傳動方案的優(yōu)缺點，在綜合分析的基礎上選擇了本設計所依據(jù)的傳動方案；然后進行變速器的設計計算以及繪制說明書中要用到的圖。變速器的傳動方案確定后，對變速器的主要參數(shù)進行了選擇，分配了變速器各擋的傳動比和各擋齒輪的齒數(shù)及變位系數(shù)，并計算了齒輪的彎曲應力和接觸應力。在變速器軸的設計部分，首先是進行了變速器軸的結構設計，分配了各段軸的長度和軸徑，然后進行了變速器軸的強度和剛度的校核，同時對軸上軸承進行了強度校核。現(xiàn)代變速器廣泛采用同步器換擋，本文依據(jù)所設計變速器的使用要求，選擇了各擋同步器的形式。最后分析了變速器操縱機構的特點和操縱方式，選擇了直接操縱式手動換擋變速器，并簡單介紹了變速器箱體的設計原則；最后主要是利用CAD進行畫圖和對設計說明書的完善。參考文獻[1]陳家瑞主編.汽車構造[M].北京：人民交通出版社，2006[2]余志生主編.汽車理論[M].北京：機械工業(yè)出版社，2000[3]王望予主編.汽車設計.第3版[M].北京:機械工業(yè)出版社,2000[4]龔微寒主編.汽車現(xiàn)代設計制造[M].北京：人民交通出版社，1995[5]張龍主編.機械設計課程設計手冊[M].北京：國防工業(yè)出版社，2006[6]馬秋生主編.機械設計基礎[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005[7]劉維信主編.汽車設計[M].北京：清華大學出版社,2001[8]臧杰閻巖主編.汽車構造（下冊）[M].北京：機械工業(yè)出版社,2005[9]馬蘭主編.機械制圖[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006[10]梁治明主編.材料力學[M].遼寧：高等教育出版社出版，2005[11]王銘主編.汽車變速器全解析[J].汽車維修，2010，5：1-2[12]張松林主編.軸承手冊[M].北京：電子工業(yè)出版社，2007[13]李華敏主編.齒輪機構設計與應用[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007[14]石允國.汽車變速器的現(xiàn)狀與前景[J].機械研究與應用,2007.[15]王連明.機械設計課程設計[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社2005.[16]張金柱主編.汽車工程專業(yè)英語[M].北京：化學工業(yè)出版社，2005[17]王霄劉會霞主編.典型機械零件設計手冊[M].北京：化學出版社，2007[18]于志偉李明主編.PRO/ENGINEER零件設計完全手冊[M].北京：人民郵電出版社，2007[19]sebulkeathetwo-massflywheel-atorsionalvibrationdamperforthepowertrainofpassengercarsstateoftheartandfurthertechnicaldevelopment(SAE870394).SAEtransactions，1987:89-98[20]Yasuoshimizu,Toshitakekawai.Developmentofelectricpowersteering.SAEpaperno，1994,15(3,4,5:243-254)致謝本次設計已經(jīng)接近尾聲，我們要向四年的大學生活說再見。在本次設計中，我搜集并整理了大量的材料，對二軸變速器的結構和工作原理有了更深一層的了解和掌握，并對國內(nèi)外變速器的發(fā)展現(xiàn)狀有了一定的認識。此次設計是我所學專業(yè)理論知識的一次完整的、系統(tǒng)的體現(xiàn)。在設計過程中不斷的發(fā)現(xiàn)問題，解決問題，從而發(fā)現(xiàn)自己的缺點和不足，并且及時改正。這個對我來說是一次很重要的考驗。在這次設計的過程中，李榮老師一直都關注著我的每一步進展，精心指導著我，并給了我很多意見和建議，同時也對我提出了嚴格的要求。我之所以能很順利地完成畢業(yè)設計，這與李老師的耐心指導是分不開的，在此，我對她表示感謝。另外，遇到技術困難的時候，車輛工程專業(yè)的老師們也給了我很多幫助。特別要感謝實驗室所提供的實物資料，因此我非常感謝他們。由于經(jīng)驗不足，設計中肯定存在缺點和錯誤，懇切地希望老師在答辯過程中提出批評和指導，以便我的理論知識加以提高。附錄附錄1PRO/E實體建模輸入軸與輸出軸的建模輸入軸齒輪的建模輸出軸齒輪的建模輸入軸滾針軸承的建模輸出軸滾針軸承的建模殼體的建模組裝變速器實體附錄2英文文獻TransmissiondevelopmentFrom1894,aFrenchengineertoacarfittedwiththeworld'sfirsttransmissiondate,transmissionhasbeencarahundredyearsofdevelopment.Importantfortheautomotivetransmissioncomponentofthecommitmenttoenlargetheenginetorque,torsionalcharacteristicsofreactivepowerwiththeengine,toachievethedesiredpowertransmission,andthusadapttovariousroadconditionstoachievethemaindevicesdriving.

Thefirstistheuseofmanualtransmission.Later,fortheconvenienceofmotorists,inthecollarbetweenadjacentgearfittedwithasynchronizer,thesynchronizerrelyon,andwedonotneedtoshifttojudgethespeed.Manualtransmissionisstillpresentintheautomotiveindustryawiderangeofapplications,automatictransmissionisatrend,butthemanualtransmissionisgreatfun,embodiedpersons.

Thetraditionalgeartransmissionwiththeuseofdifferentshiftachievedthepurposeoftwisting,butwiththechangeofgearbyfootonlyhand-offtoachieve,andthisistheso-calledmanualtransmission.EasilyshifttoachievetheabolitionofclutchpedalandmanualtheAT(AutomaticTransmission)transmissionoccurred,itisthemainbrowserusinghydraulicTorquetraditionalmechanicalgearboxwiththeshiftfunctiontoachieve.Infact,asearlyasthe1948OldsmobilecarGMhasalreadyemergedontheautomatictransmissionisnowtakingshape,butthentheautomatictransmissionisonlytheadditionofhydrauliccouplermanualtransmissiononly.

ATusedbecauseearlier,sotheEnglishnameiscalled"automatictransmission."However,ATisnotthesameasintheautomatictransmission.Aslongaswecantoachievetheautomatictransmissionshiftautomatictransmissioncanbecalled,itisnecessarytoachievethisinfactmeansalot:InadditiontoAT,butalsoincludesotherformsofCVT.However,beforetheoverthrowofthenamecannot,soletusnotthinkso:automatictransmission(AT)including:hydraulictransmission(AT),ElectronicallyControlledTransmission(ECT),non-polartransmission(CVT).

1908FordModelTthefirstuseofatwo-speedratioautomatictransmission.Constructedusingmultiplesetsofgear,andgearintothecentralandperipheralgear,theoutsideisarunner,withtheintroductionofthecentralgearofthetorquefromtheengineisdifferentfromcamerageargroupssoastobedifferentlevelsofspeed,includingReverserotationreversingfile.Runner-typeautomatictransmission,thereisadrawback,thatis,whenpeoplestarttoacceleratethereisafeelingofspinthewheels,sodriverswillbemengrefuelingdoor,butdoesnotimmediatelyincreasethespeedagain.Atpresent,somemanufacturerssuchasNissanandFiat,haverecoursetosomeelectronicdevicetotrytoeliminatethisshortcoming,NissanPrimeraandthe6-speedtransmissionFiatPunto7-speedgearboxistheresultofthiseffort.Driverspullednoneedtohandle,theycaneasilychangethespeed.

Althoughtheautomatictransmissioncontinuetoevolveandprogress,buttherewillalwaysbeadrawback,thatis,theresponsespeedofactionandbetweenthepedaltherewillalwaysbeagap,drivingintheimpressionofalackofintuition.Appearedin1969andtheelectroniccontrolsystemsappearedin1982,whichwastoimprovedigitaltechnology.

Withtheenginefuelinjectionan