小轿车机械式变速器设计_本科毕业设计(论文)

小轿车机械式变速器 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 _本科毕业设计(论文) 题目:小轿车机械式变速器设计 (英文):The mechanical transmission design of the car 院 别: 机电学院 专 业: 车辆工程(师范) 姓 名: 董德权 学 号: 2009095244028 指导教师: 赖新方 日 期: 2013年3月 小轿车机械式变速器设计 摘要 本设计的任务是设计一台用于小轿车上的三轴五挡式机械变速器。本设计采用中间轴式变速器，与国内同类型产品相比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。此外，本设计的特点是用采用惯性式同步器，可从结构上保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以避免齿间冲击和噪声，以使本次设计的产品换挡平顺、操纵轻便、故障率低、可靠性高。 关键词:机械变速器;三轴五挡式;参数选择 The mechanical transmission design of the car ABSTRACT This design task is to design the three transmission and mechanical transmission has five forward gears on a car. This design is used the intermediate shaft type transmission, it compared to domestic same type product the transmission has two outstanding advantages:the first advantage is the direct gear transmission efficiency high, wear and noise is minimal; the second advantage is that under the condition of the smaller gear center distance is still on a larger transmission ratio can be obtained. In addition, the characteristics of this design is by using inertial synchronizer, from structure to ensure that joint sets and joint on the spline gear ring before achieve synchronization can not contact, in order to avoid tooth between the shock and noise, in order to make the design of product shifting smooth, manipulation of light, low failure rate, high reliability. 目 录 1 绪论 1.1 变速器的种类 1.2 手动变速箱暂不淘汰 2 乘用车变速器的概述 2.1 变速器的功用; 2.2 变速器结构 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 及其布置方案的确定 ; 2.3 变速器主要零件结构的方案分析 ; 3 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 3.1 变速器主要参数的选择 3.1.1 档数和传动比 3.1.2 中心距 3.1.3 轴向尺寸 3.1.4 齿轮参数 各档传动齿轮齿数的确定 3.2 确定一档齿轮的齿数 3.2.1 3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数 3.2.3 确定其他档位的齿数 齿轮变位系数的选择 3.3 4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 4.1 齿轮的损坏原因及形式 4.2 齿轮强度计算与校核 4.2.1 变速器齿轮所用的材料 4.2.2 齿轮弯曲强度计算 4.2.3 齿轮部分尺寸参数 5 变速器轴的强度计算与校核 5.1 变速器轴的结构和尺寸 5.2 轴的校核 6 变速器同步器的设计 6.1 同步器的结构 6.2同步环主要参数的确定 7 变速器的操纵机构的设计、选取 8 乘用车变速器箱体的设计 9 总结 10 参考文献 11 致谢 1 绪论 1.1 变速器的种类? 1.11 按传动比变化的方式，变速器可分为有级式、无级式和综合式 有级式变速器应用最为广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。目前轿车和轻、中型载货汽车变速器的传动比通常有3,5个前进档和1个倒档，而所谓的变速器挡数，均指前进档位数。 无级式变速器的传动比在一定范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式两种。 综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可以在最大值和最小值之间的几个间断的范围内作无级变化 1.12 按操纵方式不同，变速器又可分为手动操纵式、自动操纵式和半自动操纵式3种 手动操纵式变速器靠驾驶员用手操纵变速杆换档，为大多数汽车所采用。 自动操纵式变速器的传动比选择是自动进行的，即档位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换档系统的执行元件来实现的，驾驶员只需操纵加速踏板即可控制车速。 半自动操纵式变速器有两种形式。一种是常用的几个档位自动操纵，其余档位则由驾驶员操纵;另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档位，在踩下离合器踏板或者松开加速踏板时，自动接通电磁装置或液压装置来进行换档。 1.2 机械式变速箱暂不淘汰 机械式变速器(ManualTransmission，简称MT)俗称手动变速器，即必须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，并且通常带同步器，换挡方便，噪音小。手动变速在操纵时必须踩下离合，方可拨得动变速杆。 一般来说，手动变速器的传动效率要比自动变速器的高，因此驾驶者技术好，手动变速的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。 与自动变速器相比较，机械式变速器可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。 传输效率比自动变速箱为高，当然理论上会比较省油。维修保养上会比自动变速箱便宜。 如果愿意以较高成本使用自动手排，则可以兼顾自排的方便性及手排的高效率。引擎煞车的效能较强 因此，机械式变速器以结构简单、效率高、功率大、维修成本低四大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位，机械式变速箱暂不淘汰。 2 乘用车变速器的概述 2.1 变速器的功用 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。 2.1.1变速器的功用: ?改变传动比，扩大驱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。 2.1.2变速器的基本要求: ?保证汽车有必要的动力性和经济性; ?设计空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输; ?设计倒档，使汽车能倒退行驶; ?设计动力输出装置，需要时能进行功率输出; ?换档迅速、省力、方便; ?工作可靠; ?变速器应当有高的工作效率; ?变速器的工作噪声低。 2.2 变速器结构方案及其布置方案的确定 2.2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 1.变速器的传动类型的选择 变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向;操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。 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(η=0.96~0.98)，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。本设计的变速器就选择有级变速器。 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3.0,4.5;一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0,8.0;越野车与牵引车为10.0,20.0。通常，有级变速器具有3,5个前进档。 2.变速器轴数的选择 固定轴式变速器应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。 三轴式变速器除有第一轴、第二轴外，还增设了中间轴。其特点是空间布置 比较灵活，传动比的范围大，可设有直接挡传动。 汽车最早就是后驱的，现在高档的跑车、小轿车以及货车仍然是后驱。显然后轮驱动的技术已经是非常好的。与发动机前置，前轮驱动相比，发动机前置，后轮驱动(简称:发动机前置后驱,FR)有明显的优点: 1、操控性好。因为一些组件从前部移到后部，前后的重量分布也容易接近50:50，大大的改善了汽车的平衡性和操控性。这就是为什么大多数跑车都采用后驱的原因。 2、维修容易。前置后驱的安排也使发动机、离合器和变速器等总成临近驾驶室，简化了操纵机构的布置和转向机构的结构，更加便于车辆的保养和维修。 3、和其他两轮驱动的行驶相比，前置后驱在良好的路面上启动、加速或爬坡时，驱动轮的附着压力大，牵引性明显优于前驱形式。 4、采用前置后驱的车型具有良好的操纵稳定性和行驶平顺性，有利于延长轮胎的使用寿命。 本设计参考了广州人所熟悉的广州标致轿车的变速器的布置形式—— 一种典型的前置后驱轿车的形式，这种驱动形式的轿车，其前车轮负责转向任务，后轮承担驱动工作，即:本设计采用三轴五档式机械变速器的方案设计机械式变速器。。 2.2.2 变速器倒挡布置方案 倒挡的使用率不高，而且都是在停车状态下实现换档，故采用直齿滑动齿轮结合啮合套的方式换倒挡。 2.2.3基本结构: 2.3 变速器主要零件结构的方案分析 ; 2.3.1齿轮形式的选择 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 直齿圆柱齿轮多用于滑动式，故适用在倒挡和一挡较多，它们的结构简单，制造容易，但在换挡时齿轮齿根部容易产生冲击，噪声大，从而使端部磨损加剧，寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员疲劳驾驶。 与直齿圆柱齿轮相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运行平稳、工作噪声低等优点，缺点是制造复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利，但这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。 通过比较两种形式的齿轮的优缺点，本设计中，倒档和一档采用直齿轮传动，这是考虑到倒挡和一档使用率较低，综合衡量经济性和实用性而定的。其余各挡均采用斜齿轮传动，这样可以充分发挥其传动平稳、噪声低等优点。 2.3.2同步器的选择 同步器一般有常压式、惯性式和增力式三种，其中，惯性式同步器较为常用。 同步器是手动变速器中的重要组成部分,它对于变速器换档过程中的换档轻便性、平顺性等主要技术指标都有很重要的影响,能够减轻换档手柄上换档力,减小换档冲击和驾驶员的疲劳。 常压式同步器虽然结构形式简单，但不能保证被啮合体在同步状态下(即角度相同时)换挡的缺点。所以这种形式的同步器现在已经不在小轿车上有所应用，本变速器不采用这种同步器。 惯性增力式同步器能可靠的保证只在同步状态下换挡。只要啮合套与齿轮间存在角速度差，同步器上弹簧片的支承力就阻止同步环缩小，从而也就阻止了啮合套的移动。只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载荷，由于对同步环直径的缩小失去阻力，这样才能实现换挡。惯性增力式同步器的摩擦力矩大、结构简单、工作可靠、轴向尺寸短，适用于货车变速器。 惯性式同步器依靠摩擦作用实现同步的。它从结构上保证了接合套与待接合花键齿圈未达到同步时不接触，避免了齿间冲击和噪声。从结构上分，惯性式同步器有锁销式、锁环式、滑块式、多片式和多锥式等几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。 (1) 锁环式同步器: 它工作可靠，零件耐用，但因结构布置上的限制，弯矩容量不大，齿面磨损大，易失效。它主要用于轿车和轻型货车上。故本次设计采用这种同步器。 (2) 锁销式同步器: 这种同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，转矩容量得到提高。轴向尺寸大是它的缺点。从汽车的安全性方面考虑，，本次设计采用这种形式的同步器。 (3) 多锥式同步器: 多锥式同步器的锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入两个辅助同步锥。由于锥 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 面的有效摩擦面积成倍地增加，同步转矩(在同步器摩擦锥面上产生的摩擦力矩)也相应的增加，因而具有较大的转矩容量和低热负荷。这不但改善了同步效能，增加了可靠性， 而且使换挡 力大为减小。若保持换挡力不变，则可缩短同步时间。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器以及分动器中。 (4) 惯性增力式同步器 2.3.3 换挡结构形式的选择 变速器的换挡机构形式有以下几种:直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡。 综上所述，本设计的变速器前进挡均使用锁环式同步器;倒挡采用啮合套辅助换档。 3 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 3.1 变速器主要参数的选择 3.1.1档位数选择 档数增加能够改善汽车的动力性和经济性。但档数越多，变速器的结构越复杂，轮廓尺寸和质量越大，同时操纵机构也越复杂。 本设计采用5挡的机械式变速器。 3.1.2 传动比的确定 本设计以2011年奔驰 C180K 经典型小轿车为参考因数，初步选定传动比。奔驰 C180K的配置参数: 发 动 机:1.6T 156马力 L4;驱动方式:前置后驱;整备质量1545 Kg;最高车速223 km/h;最大马力156 Ps;最大功率115Kw;最大功率转速5200rpm;最大扭矩230Nm;最大扭矩转速3000,4500;车轮轮胎规格:205/55 R16。经过5AT测试的C180k，效率约为71.8%。车身尺寸:长X宽X高=4581X1770X1448(m m),轴距2760mm，最大转矩211Nm。 1 变速器最高挡传动比的选择: 本设计初步确定此变速箱五挡为超速挡,传动比大多数为0.7,0.8;四挡为 直接挡，即。 (3.2),，而 车轮直径径r=16英寸=40.64cm，即车轮半径 。 所以，五挡 。 本设计初步选取。 (3.1) 式中: ——最高车速, ——发动机最大功率转速 ——车轮半径,r=0.3160m ——变速器最高挡传动比 ——主减速器传动比 本设计初步选定 2变速器最大传动比的选择: (1) 变速器最大传动比需要满足最大爬坡度 根据汽车行驶方程式 ,TiiCAdugTemax02DGfuGim,，，，, (3.3) ar21.15dt汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 ,Tiiemaxg0T,Gfcos ,，Gsin, (3.4) r ,,，，cos，sinGrf,i 即， (3.5) g1Ti,tq0T 式中: — 汽车质量，m=1545Kg; m g —重力加速度，; G — 作用在汽车上的重力，; —发动机最大转矩， ; i —主减速器传动比，; 0 ,, —传动系效率，=71.8%; TT r —车轮半径，r=0.3160m; —滚动阻力系数，参考《汽车理论》中轮胎的滚动阻力系数图，f f,0.025初步选定。 , —爬坡度，目前，市面上同类车型爬坡度一般为。 (2) 变速器最大传动比需要满足汽车行驶的附着条件 (3.6) 在沥青混凝土干路面，，取而此时， L为汽车轴距，a为汽车质心至前轴距离。因为变速器与奔驰 C180K原装变速器有所不同，，所以，初步取a=1656mm.因此， 。 显然，。目前乘用车1挡的传动比范围在3.0,4.5之间，初步选取。 2变速器其他传动比的选择: 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系: 式中:q—常数，也就是各挡之间的公比，而 ，那么 。本设计衡量后，初步选取中间值，。 3.1.3 中心距的确定 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴(输出轴)线之间的距离称为变速器中心距A。参考《汽车设计》(王望予主编)，乘用车变速器中心距在60,80mm范围内变化，其中发动机前置后轮驱动(FR)乘用车中心距变化范围多在70,80mm。而且，为了检测方便，中心距A最后取为正数。所以，初步选定中心距A=75mm。 3.1.4 齿轮参数的确定 1 模数的选定 齿轮模数是一个重要参数，而且影响它选取的因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。 应当指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是:在变速器中心距相同的条件下选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿轮宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声。 参考《汽车设计》(王望予主编)，表3-1汽车变速器齿轮的法向模数: 车型 乘用车的发动机排量V/L 货车的最大总质量 模数 国家 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 GB/T1357-1987规定汽车变速器常用齿轮模数: 第一系列 „„ 2.00 —— 2.50 —— 3.00 „„ 第二系列 „„ —— 2.25 —— 2.75 —— „„ 选用时，应该优先选用第一系列。同时，由于工艺的原因，乘用车的模数取用范围为2.0,3.5。因为奔驰 C180K的发动机参数:1.6T 156马力 L4，而同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形，那么出自于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，所以初步选定模数为2.50。 2 压力脚的选定 国家规定的标准压力角为20?，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20?。 3 螺旋角的选定 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。斜齿轮传递转矩时，要产生的轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。 斜齿轮螺旋角在中间轴式乘用车变速器中的选用范围:22?,34?。 初选斜齿轮齿轮螺旋角为25? 4 齿宽b 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、 齿轮强度和齿轮工作时受力均匀程度均有影响。 通常根据齿轮模数m()的大小来决定齿宽: ，k为齿宽系数，取为4.8,8.0; 直齿b,kmcc 斜齿，k取为6.0,8.5。 b,kmccn 那么，; 。 从公式上看，计算的齿宽范围是比较大的，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。本变速器的齿轮取第一轴一档齿轮的齿宽为20mm,第五挡齿轮的齿宽为17mm，其余齿轮的齿宽都取19mm。。 5 齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。 3.2 各档传动齿轮齿数的确定 3.2.1 确定一档齿轮的齿数 一挡传动路线如上图所示，一档齿轮11和12选用直齿圆柱齿轮。 一档传动比:。为了确定的齿数，先求其齿数和。 小轿车中间轴式变速器一挡齿轮齿数可在15,17之间选取，本设计初步选取，那么一挡大齿轮齿数。 上面根据初选的A及计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，中心距可能会有变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。但是本设计初步求出的齿数和恰好是正数，不用圆整，因此中心距A没有变化，A=75mm。 3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数 常啮合齿轮的传动比,而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，即:,由此可以推算出: ,圆整，。 那么，，由此可得，， 此时，可计算出一档实际传动比。 3.2.3 确定其他档位的齿数 1 二挡齿数及其传动比的确定 二挡传动路线如上图所示，二档传动比,所以 。对于斜齿轮，，即。 求解联立方程组，并且圆整答案，得。 此时，可计算出二档实际传动比。 2 三挡齿数及其传动比的确定 三挡传动路线如上图所示，三档传动比,所以 。 对于斜齿轮，，即。 求解联立方程组，并且圆整答案，得。 此时，可计算出三档实际传动比。 3 四挡齿数及其传动比的确定 四挡传动路线如上图所示，四档实际传动比, 4 五挡齿数及其传动比的确定 五挡传动路线如上图所示，五档传动比所以 。对于斜齿轮，，即。 求解联立方程组，并且圆整答案，得。 此时，可计算出五挡实际传动比。 5各挡实际传动比 一档实际传动比，二档实际传动比，三档实际传动比 ，四档实际传动比，五挡实际传动比。 6 主减速器传动比 本设计选定 7 倒档齿轮的齿数及其传动比的确定 倒挡传动路线如上图所示，一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，其模数往往也与一挡相近。在本设计中倒档传动比初步选定为。中间轴上倒档传动齿轮13的齿数比一档主动齿轮12略小，本设计中初步选定取为 。 而通常情况下，倒档轴齿轮10的齿数，一般在21,23之间。本设计中初步选定取为。 此时，可以计算倒挡传动比: 显然，,圆整后取:。 故可得出中间轴与倒档轴的中心距: 而倒档轴与第二轴的中心的距离: 3.3 齿轮变位系数的选择 齿轮的变位系数是齿轮设计中的一个重要环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距外，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点，有避免了其缺点。 由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会保证各档传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心矩，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，则对齿数和小的齿轮副应该采用正角度变位。由于角度变为可以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载荷的条件下工作，有时还承受冲击载荷。对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。 由于工作需要，有时齿轮齿数取得少(如一档齿轮)会造成齿轮根切，这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减小。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。 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。为了避免根切，提高齿根的弯曲强度:当小齿轮齿数< 时， 可以利用正变位避免根切，提高齿根的弯曲强度。 显然齿轮的变位系数x是径向变位系数，加工标准齿轮时，齿条形刀具中线与齿轮分度圆相切。加工变位齿轮时齿条形刀具中线与齿轮分度圆相切位置偏移距离，外移x为正，内移x为负。除了圆锥齿轮有时采用切向变位外，圆柱齿轮一般只采用径向变位。 变位系数x的选择不仅仅是为了凑中心距，而主要是为了提高强度和改善传动质量。齿轮的变位系数:。当压力角a=20?时，。其中，一档主动齿轮，因此一档齿轮是标准齿轮，可以不变位。 4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 4.1 齿轮的损坏原因及形式 变速器齿轮损坏的形式主要有:轮齿折断、齿面疲劳剥落(也称“点蚀”)、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。 轮齿折断的原因一般分两种:?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，导致出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。 轮齿工作时，总有一对相互啮合，齿面相互挤压，存在于齿面细小裂缝中的 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，俗称:“起麻点”。这个现象会使齿形误差加大，产生动载荷，很可能会导致轮齿折断。 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差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 齿面胶合是指相啮合点两齿面，在高压下直接接触发生粘着，同时随着两齿面的切向相对滑动，使金属从齿面上撕落而形成的一种比较严重的粘着磨损现象。变速器齿轮的这种破坏出现较少。 4.2 齿轮强度计算与校核 4.2.1 变速器齿轮所用的材料 不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。而且以现在的工艺技术而言，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。 齿轮是依靠本身的结构尺寸和材料强度来承受外载荷的，这就要求材料具有较高强度韧性和耐磨性;由于齿轮形状复杂，齿轮精度要求高，还要求材料工艺性好。常用材料为锻钢、铸钢、铸铁。 4.2.2 齿轮弯曲强度计算 1直齿轮弯曲应力的计算 参考《汽车设计》中，直齿轮弯曲应力的计算公式:。式中，为弯曲应力(MPa);为圆周力(N)，;为计算载荷;d为节圆直径(mm),d=mz;为应力集中系数，可近似取1.65;为摩擦力影响系 数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9;b为齿宽(mm);t为端面齿距(mm)，; m为模数(mm) ;y为齿形系数。 因为齿轮节圆直径，z为齿数，所以 (4.1) 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一档、倒档直齿轮许用弯曲应力在400,850MPa。 校核:已知:最大转矩，;那么计算载荷 。 因为本变速器的齿轮取第一轴一档齿轮的齿宽为20mm，即,模数初步选定为2.50，而齿形系数y与齿数Z的关系如下图表示: z(齿形系数图y-z) 圆周力，，主动齿轮摩擦力影响系数 ，一挡主动齿轮齿宽b=20mm=0.020m，端面齿距 。根据齿形系数图， ，一档齿轮的变位系数可以选取0，选择不变位，对应的y取值: 。所以， 弯曲应力在400,850MPa之间，不可以满足要求。第一档齿轮变形，当 时，，弯曲应力在400,850MPa之间，可以满足要求。此时齿轮变形系数。 倒档轴上的倒档直齿齿轮与一档齿轮基本相同，且不承受交变载荷，同样适用。 2斜齿轮弯曲应力的计算 参考《汽车设计》中，斜齿轮弯曲应力的计算公式:。式中，为弯曲应力(MPa);为圆周力(N)，;为计算载荷;d为节圆直径(mm),,法向模数，z为齿数，斜齿轮螺旋角;为应力集中系数，可近似取1.50; b为齿宽(mm);t为法向齿距(mm)，;y为齿形系数，也是根据齿形系数图查得，但此时 ;重合度影响系数。 整理有关参数后，可得: (4.2) 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对轿车常啮合齿轮和高档齿轮的许用弯曲应力在180,350MPa范围。 校核:常啮合齿轮计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩，已知，齿宽。 对于一、二、三挡及五挡， 。 二挡主动齿轮,那么，，对应的 ,。弯曲应力在180,350MPa之间，可以满足要求。 三挡主动齿轮,那么，，对应的。 。弯曲应力在 350MPa之间，满足要求。 180, ,那么，，齿宽，齿轮不变形五挡主动齿轮 时，对应的，。弯曲应力不在180,350MPa之间，不满足要求。第五挡齿轮变形，当时，，弯曲应力在180,350MPa之间，可以满足要求。此时齿轮变形系数。 对于第四挡，。四挡主动齿轮,那么， ，齿轮不变形时，对应的 ,。弯曲应力不在180,350MPa之间，不满足要求。第四挡齿轮变形，当时， ，弯曲应力在180,350MPa之间，可以满足要求。此时齿轮变形系数。 那么，一档齿轮及倒档齿轮变形，齿轮变形系数;二挡及三档齿轮不变形，四挡齿轮变形，变形系数为-0.1，五挡齿轮变形，变形系数为-0.4。 3轮齿接触应力的计算 参考《汽车设计》中，轮齿接触应力的计算公式:。 式中，为轮齿接触应力(MPa);F为齿面上的法向力(N)，，FF,/(coscos),,1 为圆周力，,为计算载荷(N.mm)，d为节圆直径(mm);为节点, ,为齿轮螺旋角(?);为齿轮材料的弹性模量(MPa)，处的压力角(?); E ; b为齿轮接触的实际宽度(mm); 分别为主、从动齿,,、zb 轮节点处的曲率半径(mm): ,,,rsin直齿轮: zz ,rsin,,(4.3) bb (4.4) 斜齿轮: 2,,(rsin,)/cos,zz (4.5) 2,,(rsin,)/cos,bb (4.6) rr、其中，分别为主从动齿轮节圆半径(mm)。 zb 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许 用接触应力见下表: 表4-1 变速器齿轮的许用接触应力 /MPa 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 常啮合齿轮和高档 (1)第一轴常啮合齿轮接触应力: 显然，，，，节点处的压力角，齿轮螺旋角;所以。 已知，一挡齿宽，而; ,,rsinmzsin2.5，31，sin20:bn2,,,,,16.14mm;那么，b222cos,2cos,2cos25: 。对照表4-1，本设计决定采用液体碳氮共渗齿轮满足设计要求。 (2)五挡常啮合齿轮接触应力: 。 ,,mzsinrsin2.5，35，sin20:n4z,,,,,18.22mm; z222cos,2cos,2cos25: ,,rsinmzsin2.5，19，sin20:bn3,,,,,9.89mm; b222cos,2cos,2cos25: 又知，五挡齿宽，那么五挡常啮合齿轮接触应力:。对照表4-1，本设计决定采用液体碳氮共渗齿轮满足设计要求。 (3)一档直齿齿轮接触应力 mzsin,2.5，17，sin20:12,rsin,,,7.27mm;;,,zz22 mzsin,2.5，43，sin20:11。已知，一挡齿宽，,rsin,,,18.38mm,,bb22 。对照表4-1，本设计决定采用渗碳齿轮满足设计要求。 (4)倒档直齿齿轮接触应力 mzsin,2.5，23，sin20:10;,rsin,,,9.83mm;,,zz22 mzsin,2.5，38，sin20:7,rsin,,,16.25mm。已知，倒挡齿宽，,,bb22 。对照表4-1，本设计决定采用渗碳齿轮齿轮满足设计要求。 4.2.3 齿轮部分尺寸参数 齿轮常用参数定义: 齿顶圆——齿顶所确定的圆，叫齿顶圆; 齿根圆——齿槽底部所确定的圆叫齿根圆; 齿厚——轮齿两侧齿廓之间的弧长称为该圆上的齿厚; 齿槽宽——齿槽两侧齿廓之间的弧长称为该圆上的齿槽宽; 齿距(周节)——相邻两齿同侧齿廓之间的弧长称为该圆上的 分度圆——人为规定的计算基准圆; 齿顶高——轮齿介于分度圆与齿顶圆之间的部分称为齿顶，其 径向高度称为齿顶高; 齿根高——轮齿介于分度圆与齿根圆之间的部分称为齿根，其径向高度称为 齿根高; 齿全高——齿顶高与齿根高之和称为齿全高。 1 标准直齿轮传动几何尺寸 计算公式及本设计已知参数 名称 代号 小齿轮 大齿轮 模数 2.5 压力角 变位系数 x ( 0 ) 齿顶高 (为齿顶高系数，标准值取1) 齿根高 (为顶隙系数，标准值取0.25) 齿全高 h 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿厚 s 齿槽宽 e 顶隙 C 标准中心距 A(a) 齿轮基圆 (英文:gear base circle)是指渐开线圆柱齿轮(或摆线圆柱齿轮)上的一个假想圆，形成渐开线齿廓的发生线(或形成摆线齿廓的发生圆)在此假想圆的圆周上作纯滚动时，此假想圆即为基圆。 节点:齿轮副中，两齿轮基圆的公切线与两齿轮中心连线的交点。 节圆:节点所在的半径称为节圆半径。 所以，单个齿轮没有节圆直径一说，只有两齿轮啮合，才会形成节点和节圆。在标准齿轮副传动和高变位齿轮副传动中，节圆跟分度圆相等。 (1)齿轮11、12 一挡主动齿轮12的齿数，从动齿轮11的齿数，齿轮变形系数;那么分度圆直径: 。齿顶圆直径: ， 。齿根圆直径:， 。齿厚s=齿槽宽 e=。顶隙。标准中心距 。齿顶高系数:1.1，顶隙系数:1.4。 齿轮12示意图: (2)齿轮9、10、13 齿轮10的齿数，那么分度圆直径:;齿顶圆直径:;齿根圆直径:。齿顶高系数:1.1，顶隙系数:1.4。跨齿数:3。 齿轮10示意图: 齿轮9的齿数，那么分度圆直径:;齿顶圆直径:;齿根圆直径:。齿顶高系数:1，顶隙系数:1.4。 齿轮9示意图: 齿轮13的齿数，那么分度圆直径:;齿顶圆直径:;齿根圆直径:。齿顶高系数:0.1，顶隙系数:2.4。 齿轮13示意图: 2 斜齿轮的参数及几何尺寸 名称 符号 参数、计算公式 螺旋角 25? 基圆柱螺旋角 端面压力角 (法向)压力角 (法面)模数 2.5 端面模数 齿宽 19(p= s+e) 法面齿距 端面齿距 法面基圆齿距 法向齿顶高系数 1 法面顶隙系数 0.25 端面变位系数 齿顶高 齿根高 分度圆直径 d 基圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 法面齿厚 端面齿厚 当量齿数 (1)齿轮1 齿轮1齿数,变位系数，所以其端面变位系数 ;齿顶高 ;齿根高 ;分度圆直 径;基圆直径 ;齿顶圆直径 ;齿根圆直径 ;法面齿厚 ;端面齿 厚;当量齿数。 齿轮1其示意图: (2) 齿轮2 齿轮2齿数,变位系数，所以其端面变位系数;齿顶高;齿根高;分度圆直径;基圆直径;齿顶圆直径;齿根圆直径;法面齿厚 ;端面齿厚;当量齿数。齿顶高系数:1;顶隙系数:0.005;跨齿数:4。 齿轮2示意图: (3) 齿轮3、4 齿轮3齿数, 齿轮4齿数,变位系数，所以其端面变位系数;齿顶高;齿根高;分度圆直径;基圆直径;齿顶圆直径 ;齿根圆直径;法面齿厚 ;端面齿厚;当量齿数。 齿轮3的示意图: 齿轮4的示意图: (4) 齿轮5、6 齿轮5齿数, 齿轮6齿数,变位系数，所以其端面变位系数;齿顶高;齿根高;分度圆直径 ;基圆直径;齿顶圆直 径;齿根圆直径;法面齿厚 ;端面齿厚;当量齿数。 齿轮5的示意图: 齿轮6的示意图: (5) 齿轮7、8 齿轮7齿数, 齿轮8齿数,变位系数，所以其端面变位系数;齿顶高;齿根高;分度圆直径 ;基圆直径;齿根圆直径 ;齿顶圆直径;法面齿厚 ;端面齿厚;当量齿数。 5 变速器轴的强度计算与校核 5.1 变速器轴的结构和尺寸 5.1.1 变速器轴的结构 轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 变速器齿轮可以与轴设计为一体或者与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支撑等方式之一与轴连接。轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定，并与工艺要求有密切关系。 第一轴通常和齿轮做成一体,即:第一轴与齿轮1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。第一轴轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，便于装拆。 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体;中间轴常啮合齿轮设计成与轴分开的形式，并以花键连接，以便齿轮损坏后更换;在本设计中，中间轴的其他齿轮设计成和中间轴做成一体。 第二轴上的全部齿轮均设计成与其分开的形式，通过滚针轴承连接。第二轴的前轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，前轴颈上安装滚针轴承。第二轴安装同步器花键毂的花键采用渐开线花键。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，无论装滚针轴承、衬套(滑动轴承)还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不低于0.8，表面硬度不低于HRC58—63。第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺 寸避免相差悬殊，轴上产生应力集中，易造成折断。此外，第二轴尾端螺纹不应淬硬。 5.1.2 变速器轴的尺寸 1 第二轴和中间轴中部直径 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，也可由下列经验公式初步选定。 在已经确定了的中间轴式变速器中心距A后，第二轴和中间轴中部直径可以初步确定:。 2 第一轴花键部分直径 第一轴花键部分直径可按经验公式初选，其中K为经验系数，K=4.0,4.6;发动机最大转矩。其他花键的形式和尺寸根据周的结构和尺寸确定，公差等级初选为IT12。 本设计初步选取。 3 轴的长度 轴的长度对轴的强度影响很大，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。所以在设计的过程中，轴的长度可以初步确定下来。为了满足刚度要求，轴的长度必须和直径保证一定的协调关系。第一轴的长度根据离合器总成轴向尺寸确定。第二轴和中间轴直径和支撑跨度之间关系可按以下方法计算: ~第一轴和中间轴: d/L=0.160.18; ~第二轴: d/L=0.180.21。 那么，对于中间轴:, 本设计初步选取 ，中间轴支承间的距离略小于变速器壳体的轴向尺寸，可近似取 那么，对于第一轴:, 本设计初步选取 。 那么，对于第二轴:，本设计初步选取 5.2 轴的校核 5.2.1中间轴的刚度验算 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合;后者使齿轮相互歪斜致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 变速器轴的变形简图: 初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。挡位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看做铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取发动机最大转矩。 轴的挠度和转角可按《材料力学》有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。 变速器轴的挠度和转角示意图: 变速器齿轮在轴上的位置如“变速器轴的挠度和转角图”所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，则可分别用下式计算 ;; 式中, ----齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N); ----齿轮齿宽中间平面上的径向力(N); E----弹性模量(MPa)，; 4mm I----惯性矩()，对实心轴，d为轴的直径()，花键mm处按平均直径计算; a、b----为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离(); mm L----支座之间的距离()。 mm 轴的全挠度。 轴在垂直面内的挠度允许值为，齿轮所在平面的转角不应该超过0.002rad。 在本设计中，由于中间轴上常啮合齿轮的圆周力最大，因此只需要验算中间轴上常啮合齿轮处的强度和刚度即可。变速器轴向尺寸，取 a=25mm，则。 已知，的分度圆直径;中间轴的功率 ;;所,,115，0.718kW,82.57KWT 以转矩。则圆周力 ;径向力;轴向力 。 初步估算第一轴的最小直径。 本设计初步把齿轮处，中间轴的直径设计为40mm，那么 ,,;,符合刚度要求。 5.2.2 中间轴的强度验算 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。转矩。计算齿轮啮合的圆周力、径向力 及轴向力:圆周力;径向力 ;轴向力。 1 水平面上的支反力及力矩: ,则。 水平面内所受力矩: 2 垂直面上的支反力及力矩: ，则，其中d为齿轮节圆直径，d=86mm;那么。 垂直面所受力矩: 3 危险截面所受的合成弯矩 222 M,M，M，T,2351N,mCS3 4 在弯矩和转矩联合作用下的轴应力: 已知本设计初步把齿轮处，中间轴的直径设计为40mm，那么: 5.2.3 第二轴的校核 的圆周力最大，因此只需要验算在本设计中，由于第二轴上一挡从动齿轮Z11 第二轴上齿轮处的强度和刚度即可。本设计初步选取第二轴轴向尺寸Z11 。 发动机最大转矩，效率约为71.8%。一挡主动齿轮12的齿数，从动齿轮11的齿数。那么第二轴一挡的转矩: Z43211T,T，,，,，,211，71.8%，,425.2N,m 。 e2maxZ1112 齿轮11的分度圆，那么，在第二轴齿轮11处的圆周力d,108mm11 2T2，425.2N,m32F,,，10,7900N。 t2d108mm11 ,,Ftan7900N，tan20t2,, ,3200NF径向力。 r2,,coscos25 ,轴向力F,Ftan,,7900N，tan25,3700N。 a2t2 本设计初步把第二轴齿轮11处的直径设计为40mm;而对于支撑点，初步选取a=20mm,则b=180-20=160mm。那么，轴在垂直面内挠度: 2222Fab7900，20，1602t; f,,,0.0057mm2c543EIL3，2.1，10，3.14，40,64，180 22Fab3,r2轴在水平面内挠度:; ,,f,,2.3，10,f,0.10~0.15mms2s23EIL Fabb,a，，,4t1转角:。 ,,1.0，10rad,0.002rad,3EIL 轴在垂直面内的挠度允许值为，齿轮所在平面的转角不 22应该超过0.002rad。轴的全挠度:。 f,f，f,0.2mmcs 22,3显然，齿轮所在平面的转角。 f,f，f,6.1，10,0.2mmcs222 第二轴水平面上的支反力: Fb7900，160t2 FL,Fb,0,F,,,7022Nc2t2c2L180 那么第二轴水平面上的力矩:。 M,Fa,7022N，20mm,140.44N,mmHc22 第二轴垂直面上的支反力: Fa7900，20t2 FL,Fa,0,F,,,880Nc2t2c2L180 那么第二轴水平面上的力矩: M,Fa,880N，20mm,17.6N,mmVc22 显然，第二轴危险截面所受的合成弯矩: 222。 M,M，M，T,448.14N,mHV2 那么，轴应力: 333 ,,32M/,d,32，448.14，10,(,，40),71.32MPa,,,,,400MP2 5.2.4 轴校核的总结 初步估算第一轴的最小直径。第一轴轴向尺寸。第一轴花键部分直径。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必校核。 本设计初步选取第二轴轴向尺寸。本设计初步把第二轴齿轮11处的直径设计为40mm;而对于支撑点，初步选取a=20mm,则b=180-20=160mm。第 二轴符合刚度要求。 本设计初步选取中间轴轴向尺寸，中间轴支承间的距离略小于变速器壳体的轴向尺寸，可近似取。本设计初步把齿轮处，中间轴的直径设计为40mm，中间轴符合刚度要求。 6 变速器同步器的设计 6.1 同步器的结构 在本设计前面的部分已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器。它的主要零部件包括:变速器齿轮、滚针轴承、结合齿圈、锁环(同步环)、弹簧 、定位销、花键毂和结合套。 锁环式同步器的工作原理是:换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差,,，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触(图6-1 b)，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。 换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，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6-1 d)，完成同步换档。 锁环同步器工作原理如下图所示: 图6-1 锁环同步器工作原理 6.2 同步环主要参数的确定 6.2.1同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明:螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，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6-2a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车;图6-2b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6,12个，槽宽3,4 mm。 图6-2 同步器螺纹槽形式 6.2.2 锥面半锥角 , 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现,, f象，避免自锁的条件是tan。一般时，摩擦力矩较大。 ,,,6:~8:, 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;在时就很少出现,,7:咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取。 ,,7: 6.2.3 摩擦锥面平均半径R 摩擦锥面平均半径R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，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50,60 mm。 6.2.4 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: Mmb, (6-1) 22，pfR, 本设计考虑到降低成本，取相同的锥面工作长度b，初步选定b,5mm。 6.2.5 同步环径向厚度 与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度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，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。 轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼(厚约0.3,0.5 mm)，使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07,0.12 mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2,3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。 本设计中同步器径向宽度初步选取10 mm。 ,6.2.6 锁止角 ,正确的选取锁止角，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f、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26?,46?范围 ,,30:内变化。本次设计初步选取锁止角。 6.2.7 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。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，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，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力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，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取:对轿车变速器高档取0.15,0.30s，低档取0.50,0.80s;对货车变速器高档取0.30,0.80s，低档取1.00,1.50s。 7变速器的操纵机构 7.1 变速器操纵机构的功用 变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂两个档位。 7.2 设计变速器操纵机构 变速器的操纵机构要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁。 互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其他变速杆叉轴互被锁止，互锁装置的结构主要有以下几种:互锁销式、摆动锁块式、转动锁止式、三向锁销式，此次设计中互锁装置选择第一种，其结构型式如图9-1所示。 自锁装置的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向力作用而致脱档，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员有换档的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球(或锁销)推入叉轴的凹臼中实现的。变速叉轴的凹臼间距 是由挂档齿轮移动的距离来决定的，其结构型式如图7-1所示。 在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档，以致造成安全事故和损坏传动系，在操纵机构中都设有倒档锁或倒档安全装置。倒档锁能在驾驶员挂倒档时给驾驶员明显手感，以起到提醒作用，防止误挂倒档，其结构见总装配图。 图7-1 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 变速器的操纵机构要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;而且应使驾驶员得到必要的手感。 所以，设计变速器操纵机构时，应满足以下要求: 1、换档时只允许挂一个档。 2、在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置。 3、汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。 7.3 换档位置 设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点: ? 按换档次序来排列 ; ? 将常用档放在中间位置，其它档放在两边; ? 为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时与1档组成一排。 根据以上三点，本次设计变速器的换档位置如图7-2所示: 图7-2 换档位置图 8 乘用车变速器箱体的设计 8.1 变速箱的材料及制法 变速器箱体的结构较为复杂，刚度要求也颇高，因而通常都是锻造。锻造材料常用既便于施工，又廉价的铸铁;只有需要强度高、刚度大时才用铸钢;当减少质量具有很大意义时，才用钢或者铝合金等轻合金。 根据减速器的工作环境，本设计初步选箱体材料为HT200，由于铸造箱体的刚性好，得到的外形美观，灰铸铁造铸造的箱体还易于切削，吸收震动和消除噪音的优点，可采用铸造工艺以获得毛坯。 8.2箱体的主要结构尺寸的计算 根据《机械设计课程设计手册》第十一章表11-1及第二章表2-3，计算箱体的主要结构尺寸。 表8-1 箱体的主要结构尺寸 名 称 符 号 减速器型式及结构尺寸 中心距 A A=75mm ,0.25A，3,8,,10mm箱座壁厚 ，本设计取 箱盖壁厚 0.25A，3,8,，本设计取 ,,10mm11 箱体凸缘厚度 ,,箱座b,1.5,15，箱盖b,1.5,15b、b、b112 箱底b,2.5,,252 mm,0.85,,8.5箱座加强筋厚 度 箱盖加强筋厚m,0.85,,7.23m111 度 地脚螺钉直径 d,0.036a，12,14.7取M16dff n地脚螺钉数目 ？A,75,250,？n,4 轴承旁连接螺本设计初步选取为M12 d,0.75d,12 d1f1栓直径 箱盖、箱座连，本设计初步选取为M8 d,0.5d,8 d2f2接螺栓直径 轴承该螺钉直d、n，，d,8，n,4表9—933 径、数目 轴承盖外径 D,72DD，(5,5.5)df;D,轴承外径11 观察孔盖螺钉d,0.3d,0.3，17.33,5.199，取M6d4f取M64 直径 d2箱盖箱座连接 (0.5,0.6)df取M8d2, 螺栓直径