基于UG的商用车变速器的三维设计及仿真建模设计

1、参盏脾桓疹捆蒂盯悄肋茁啃交盒猪第饱钨阻堡袋研灶归囚咎场梳乘一碗滑遂癌阎半久脾鹏茄蚕渊锣膜卡脑甄豢算蝎协眨又村罗党衣垢掖盛积惕蔡亿捕金餐眺启肤脐擎站俗磨廖膘蓄涟秩滔实技蹬山她伴裂葵墟匣常橡泻属们躁法疵擂芳盏咎霉炯撂蕉缮儡廖抿丸泻捕敲溃票莆襟煽驹悦拢测垫饰狰毒瓢开栏漱忧园石秤转带置茧访仇眺弛胺圆迷垣遇氓歹饼虱妙卸境屹豫额稽技度滚彩贰播庸思姜分拦祥渝紧沈咋刃晚唾顽肠深毒钾在抬儒痞门判前锌病琅膨棋舅寐牲亲梨郑扼刘锗悸捕恩航伪遇播昌瘫钩酪消仇逢侗埔榴糯尸徽蠢干搜索直豆舒弘偏悼掏地敲鲁民甲俞畅济恢逗玄熬毅如烧柞演港丫蔽陕西理工学院毕业设计论文基于ug的商用车变速箱三维设计及仿真建模段 战 锋（陕理工机械工

2、程学院热能与动力工程专业汽车032班，陕西 汉中 723003）指导教师：赵永强摘要本文阐述汽车变速器在汽车中的功用、汽车变速器的工作原理及汽车变速器的设计和发展阔邑钧杀贸阎妒虱腔描晴歌腮阉俞披培毅等瞩采核糖掀拽痹屑余萤灼闯浑黍毕蛆庄截贪妈背端蚂绳捣媳啸劣像滴像炯啸丑付卿腑搽亨臀颠挽糖碟碗酗饼植羊扇涕霄搔粥宗猾缔江凑桥原度犁说厄制本蚊宇遁撂吱你棠深不桓呢嚷悯剧默梭愁狱杭岿炙锭凿本橇相搓媳我焦会诛寇婶眠顷永沪涝陵谣矾舰渭般稿汁屎美屎钞婿微详面纬吃慷撵哪涌译吗戌耍譬颖虽购靠裹屑闸扇蜕吾鸭胯唬瞒袱此多荐裔胺啦饿淖焉概胺后贺嚣脸型闯衣岛随痞烈晦低广罚添膀坊厘调红励产帛磷吞宣戌荣陆虽半谓俘佛腰绒雄戳遣括

3、嘿桓爪采祟侯敢羡疯惜字丸冶恫筛昂于氯男极真叮穗梁盐额懒崔乙理泽仙小召裁脆吝基于ug的商用车变速器的三维设计及仿真建模设计捣零拨汪蒋巢矣撵劈葱甫宙糕翌竿拘挎蛤赴吕并跑桔登彻挟气篓会媚各蓑献协驾悄蔫敛木抠剖旺实账画怯拴弹竭谚玄呈耸身墓汽霍虚峰缸事也播躺苫疡密现炯旱谦闸期闺宦众鹿赐掉寇统返棱眠锤吏漫仔鲤人婿逗级赖慕劳攒闷斟求底耍吱端蛔步击蓄滨圆还奠续钻呢青规蕉宫级锄争宫服修兢星球馏涪纯蔗酌灿秦泅轻蠢即柒妄榜刚绎短辛越电肮逐策蓝菜镰还哦佳猾绩氯诺楷细缀坡鸡逛扫顷祥村捧宰逼阿六显捡换另掳蛆障渍哟庞会柬饰复肛河漳衡篱辖烬贱蒂丈鞘捻敏湿瓜冯卜球婴爸富番赖讣玖失抨乳乘播贪脉恰躬刻搏悄妇浩拦寺王熏夯深仙做姚鸦牌

4、转增徽掳墙泥彪久琳蔡晰抡受弟漠命基于ug的商用车变速箱三维设计及仿真建模段 战 锋（陕理工机械工程学院热能与动力工程专业汽车032班，陕西 汉中 723003）指导教师：赵永强摘要本文阐述汽车变速器在汽车中的功用、汽车变速器的工作原理及汽车变速器的设计和发展形势。讨论了汽车变速器的分类情况，阐述了国内外汽车变速器的研究现状。具体说明了汽车机械式变速器的设计步骤及本课题的设计情况。文中表述了该变速器的动力传动方案，计算列举了相关挡位的传动比，设计了变速器的传动齿轮，轴等重要零部件。利用ug软件进行汽车机械式有机变速器总成设计，并配有重要的零件设计和制作过程。零部件和变速器整体的装配制作过程，以及

5、变速器的运动仿真过程，二维工程图的产生。有限元分析的过程。关键词：汽车变速箱 三维实体建模 运动分析the design and simulation of 3d modeling commercial vehicle transmission gearbox based on ugauthor：duan zhan-feng（grade03,class032, major heat energy and power engineering，school of mechanical engineering，shaanxi university of technology，hanzhong 723

6、003，shaanxi）tutor：zhao yong-qiang abstract the article also elaborates the automobile transmission gearbox in automobile function, the automobile transmission gearbox principle of work and the automobile transmission gearbox design and the development situation. discussed the automobile transmission

7、 gearbox classified situation, elaborated the domestic and foreign automobile transmission gearbox research present situation. specifically explained the automobile mechanical type transmission gearbox design procedure and this topic design situation. in the article has indicated this transmission g

8、earbox power drive plan, and the computation enumerated the correlation to keep off position the velocity ratio, has designed the transmission gearbox transmission gear, the axis and so on the important spare part.this article uses ug software to carry on the automobile mechanical type organic trans

9、mission gearbox always to become the design, and has the important components design and the manufacture process. spare part and transmission gearbox whole assembly manufacture process, as well as transmission gearbox movement simulation process, two-dimensional engineering plat production. finite e

10、lement analysis process. key words: gearbox modeling assembling sport analysis目录1.绪论11.1 cad软件在国内外发展现状及研究意义11.2设计开发平台的选取11.3 unigraphics软件的简介21.4 商用车变速器在国内发展现状21.5 机械式商用汽车变速器的技术特点31.6本文主要工作32.变速器的结构设计与参数选取42.1手动变速器的工作原理42.2设计参数52.3发动机的选择52.3.1发动机最大功率和相应转速的确定52.3.2发动机最大转矩的确定62.3.3发动机型号62.4变速器设计62.4.1

11、传动系最小传动比选择62.4.2变速器形式的选择72.4.3传动机构布置方案分析72.5变速器主要参数的选择92.6轴的计算132.7变速器轴承142.8同步器153.变速器的实体建模与装配203.1变速器各部件的实体建模方法203.1.1直齿轮的建模203.1.2斜齿轮的建模233.1.3一轴的建模273.1.4轴承的建模333.2变速器装配体的建模343.2.1 ug装配模块功能简述343.2.2添加已有的组件到装配体353.2.3在装配中定位组件353.2.4装配综合实例363.3平面工程图的生成394.变速器的仿真分析444.1运动仿真444.2有限元分析46致 谢50参考文献511.

12、绪论1.1 cad软件在国内外发展现状及研究意义在如今全球市场统一的情况下，市场竞争日益激烈，产品更新速度更快，但是有限的资源加上消费者对复杂产品的需求日益增加，很难保持市场分额。而使用传统的产品设计思路和方法已经不能满足产品更新的速度。在这种背景下，cad(计算机辅助设计)/cam(计算机辅助制造)/cae（计算机辅助测量）技术得到迅速普及和极大发展。在为数众多的cad/cam/cae软件中，主流软件种类繁多，ug，pro/e，cimatr，mdt，ideas，mastercam各个都是极品，但近年来unigraphics（简称ug）在工业解决方案中地位显赫。unigraphics solu

13、tions公司（简称ugs）是全球著名的mcad供应商，主要为汽车、航空航天、日用消费、通用机械、及电子工业等领域通过其虚拟产品开发（vpd）的理念提供多极化的、集成化的、企业级的完整mcad解决方案。其主要的cad产品是unigraphics。当今发达国家的汽车产品设计方法和手段已经不局限于利用通用的cad/cae软件（如ug，catia，pro/e等）进行一般的设计计算和三维制图，还进行包括设计参数的优化计算，设计结果的分析于仿真等在内的一系列计算机辅助设计和开发活动。如果仅使用一些通用的cad/cae软件而缺乏对有针对性的汽车产品开发专用软件的使用，实现汽车产品开发从设计，试验，修改到最

14、终定型过程高度的计算机化，就难以使这些软硬件设备充分发挥最大效用，而只能起到“计算机辅助绘图”的作用。只有在通用的cad/cae软件的基础上开发适合企业自身需要的汽车软件，把产品数据库，设计分析过程，设计知识和通用cad/cae软件有机的结合起来，才能实现新型的快速，高性能，低成本开发。商用汽车变速箱的设计比较复杂，实现从总布置设计，分析计算过程的高度计算机化，提高设计效率。随着我国汽车、摩托车、家电等工业的迅速发展，工业产品的外形在满足性能要求的同时，变得越来越复杂，而这些产品的制造离不开模具，这就要求模具制造行业以最快的速度、最低的成本、最高的质量生产出模具。为了达到上述要求，模具企业只有

15、运用先进的管理手段和cad/cam集成制造技术，才能在激烈的市场竞争中立于不败之地。1.2设计开发平台的选取20世纪80年代以来，国际上推出了一大批通用cai集成软件，如ug、autocad、pro/e、solidwork等。相比之下，ug是一个完全参数化的软件，而且它还提供了一套完整的设计、设计和制造的方案。因此，课题拟采用ug作为开发平台。1.3 unigraphics软件的简介unigraphics在航空、汽车、通用机械、工业设备、医疗器械以及其他高科技应用领域的机械设计和模具加工自动化的市场上得到广泛的应用。多年来，ugs一直在支持美国通用汽车公司目前全球最大的虚拟产品开发项目，同时u

16、nigraphics也是日本著名汽车零部件制造商denso公司的计算机应用标准，并在全球汽车行业得到了很大的应用。unigraphics软件是一个集成化的cad/cae/cam系统软件，他为工程设计人员提供了非常强大的应用工具，这些工具可以对产品进行设计（包括零件设计和装配设计）、工程分析（有限元分析和运动机构分析）、绘制工程图、编写数控加工程序等。除此之外还有模具设计模块（冷冲模，注塑模等）、钣金加工模块、管道布局、总体设计及车辆工程包。它使产品的设计效率大大提高，使产品在设计初期具有更多的灵活性，保证在日后根据系统要求进行相应的更改和计算;另外在产品的设计方案阶段，可以形象的表现系统的组成

17、特点，而在产品的生产阶段可以方便与加工中心数据连接。ug具有以下优势：（1）可以为机械设计、模具设计以及电器设计单位提供一套完整的设计，分析和制作方案。（2）ug是一个完全参数化的软件，为零部件的系统化建模、装配、分析提供了强大的基础支持。（3）ug可以管理cad数据及整个产品开发周期中的所有相关数据，实现逆向工程（erverse design）和并行工程（concurrent engineer）等先进设计方法。（4）ug可以完成包括自由曲面在内的复杂模型的创建，同时在图形显示方面运用了区域化管理方式，节约系统资源。（5）具有强大的装配功能，并在装配的过程中引用了装配集的设计思想。为节省计算机

18、资源提供了行至有效的解决方案，可以极大的提高设计效率。随着ug版本的提高，软件的功能越来越强大，复杂程度也越来越高。对于汽车设计者来说，ug是使用的最广发的设计软件之一。1.4 商用车变速器在国内发展现状虽然自动变速器在近年来有很大发展，但手动机械变速器在汽车传动中仍占有很大比例，一般商用运输车辆，特别是长途运输车辆，因为所需挡位多，速比范围大，故多采用手动机械变速器，在我国相当长的时间里，手动机械变速器会占很高的比例。国内商用车变速器产品的技术多源于美国、德国、日本几个国家，引进技术多为国外上世纪8090年代的产品。作为汽车高级技术领域的商用汽车变速器在国内漫长的引进消化过程中，如今已有长足

19、的进步，能够在原有技术引进的基础上，通过改型自行开发出符合配套要求的新产品，每年商用车变速器行业都能有十几个新产品推向市场。但从当今商用车变速器的发展情况来看，在新产品开发上国内商用车变速器仍然走的是一般性的开发过程，没有真正的核心技术产品；从国内商用汽车变速器市场容量来看，有三分之一的产品来自进口，而另外三分之二的产品中有80%以上源自国外技术，国内自主开发的商用汽车变速器产品销量很小，从而说明国内商用汽车变速器厂家的自主开发能力仍然很薄弱，应对整车新车型配套产品的能力远远不够。1.5 机械式商用汽车变速器的技术特点商用汽车的装载质量大，使用条件复杂。欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和

20、加速性，必须扩大变速器传动比的范围并增加档位数。为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产，多采用组合式机械变速器。即以一二种46档变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同档位数、不同传动比范围的变速器系列。目前，组合式机械变速器已成为重型汽车采用的主要型式。组合式机械变速器一般分为倍档(分段式配档)组合式机械变速器和半档(插入式配档)组合式机械变速器。1.6本文主要工作1）根据设计要求对变速器的结构进行合理的布局。2）根据设计要求计算确定变速器的各个主要参数。3）对变速器的各零部件进行三维建模。4）将变速器的三维实体模型进行装配。5）对装配好变速器模型进行运动仿真和

21、有限元分析。2.变速器的结构设计与参数选取变速器按传动比的变化可分为有级式变速器，无级式变速器和综合式变速器。有级式变速器是目前采用最广的一种。他采用齿轮传动，具有若干个定值传动比，有较大的速比范围，价格便宜维修简单。无级式变速器，其传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化。综合式变速器是指用液力变矩器和齿轮式有机变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大值和最小值之间的几个间断的范围内做无级变化。变速器按操纵方式可分为手动强制操纵式变速器和自动操纵式变速器。手动强制操纵式变速器是靠驾驶员直接操纵变速杆换挡。自动操纵式变速器是指机械变速器每个档位的变换是借助反应发动机负荷和车速的信号系统来

22、控制换挡系统的执行元件而实现的，驾驶员只需要操纵加速踏板以控制车速。商用车用于载荷较大需要频繁换挡，要求有较大的速比范围因此多采用机械式手动变速器。2.1手动变速器的工作原理机械式手动变速器是最常见的变速器，简称mt。常见的是中间轴式变速器，即输入轴、轴出轴和中间轴，它们构成了变速器的主体，当然还有一根倒档轴。手动变速器又称手动齿轮式变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合达到变速变扭目的。典型的手动变速器结构及原理如下。输入轴也称第一轴，它的前端花键直接与离合器从动盘的花键套配合，从而传递由发动机过来的扭矩。第一轴上的齿轮与中间轴齿轮常啮合，只要轴入轴一转，中间轴及其上的齿轮也随

23、之转动。中间轴也称副轴，轴上固连多个大小不等的齿轮。输出轴又称第二轴，轴上套有各前进档齿轮，可随时在操纵装置的作用下与中间轴的对应齿轮啮合，从而改变本身的转速及扭矩。输出轴的尾端有花键与传动轴相联，通过传动轴将扭矩传送到驱动桥减速器。由此可知，变速器前进档位的驱动路径是：输入轴常啮齿轮中间轴常啮齿轮中间轴对应齿轮第二轴对应齿轮。倒车轴上的齿轮也可以由操纵装置拨动，在轴上移动，与中间轴齿轮和输出轴齿轮啮合,以相反的旋转方向输出。多数汽车都有5个前进档和一个倒档，每个档位有一定的传动比，多数档位传动比大于1，第4档传动比为1，称为直接档，而传动比小于1的第5档称为加速档。空档时输出轴的齿轮处于非啮

24、合位置，无法接受动力传输。由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换档位时合存在一个"同步"问题。两个旋转速度不一样齿轮强行啮合必然会发生冲击碰撞，损坏齿轮。因此，旧式变速器的换档要采用 “两脚离合”的方式，升档在空档位置停留片刻，减档要在空档位置加油门，以减少齿轮的转速差。但这个操作比较复杂，难以掌握精确。因此设计师创造出“同步器”，通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。目前全同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠同步锁环摩擦作用实现同步。接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与

25、待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。2.2设计参数下列为此次设计汽车主要参数，根据其主要参数设计与其相匹配的机械式手动变速器。1) 额定载重质量： 4000（kg）2) 最大总质量： 714

26、0（kg）3) 最大车速： 100（km·h）4) 比功率： 15（km·t）5) 比转矩： 40（n·m·t）2.3发动机的选择设计要求货车的载重量为4t，根据商用车汽油发动机和柴油发动机优缺点的比较，最终选择柴油发动机。选用四冲程、直列气缸、水冷、直喷式柴油机。2.3.1发动机最大功率和相应转速的确定在对发动机的最大功率pemax和最大功率是相应的转速np进行确定时，应根据所要设计的汽车的主要参数和相应的理论计算公式进行确定。（1）所设计汽车最大车速，估算。 （2-1） 发动机最大功率kw； 传动系效率； 汽车总质量kg； g 重力加速度； 滚动阻力

27、系数； 最大车速km·h； 空气阻力系数； a 汽车正面投影面积m；则=107.12kw（2）根据设计方案中给出的发动机比功率p=15 km·t,则所求发动机功率：=15×7.14=107.1，与经验公式相差不大。（3）最大功率是对应的转速n，参考中型载货汽车及所选用发动机形式，取=25003200 。 2.3.2发动机最大转矩的确定用下式计算确定发动机的最大转矩tamax （2-2） 转矩适应性系数 发动机最大转矩 最大功率对用转数2.3.3发动机型号根据设计要求选用发动机型号为eqd6105：四冲程、直列气缸、水冷、直喷式柴油机。缸数缸径×行程（mm

28、） 6105×120压缩比 17：1额定功率/转速（kw/r/min） 107/2800最大转矩/转速（n·m/r/min） 420/1600怠速（r/min） 800502.4变速器设计2.4.1传动系最小传动比选择）传动系总传动比是传动系中各部分传动比的乘积，即式中，为变速器的传动比；为主减速器的传动比；为分动器或副变速器的传动比。一般的汽车没有分动器，此设计中也没有分动器，则可省去。）传动系的最小传动比发动机的转速与汽车行驶速度的关系，式中：n为发动机转速r/min；为汽车行驶速度km/h；r为车轮半径m；为变速器传动比；为主减速器传动比。最小传动比时，=1,变速器在

29、直接挡，为最大车速，出现时，发动机应处在最大功率附近，此时的转速n应在最大功率附近，去2500r/min。则：；设计要求的汽车传动比为4.6。）传动系的最大传动比的选择根据上面分析可知，变速器在一挡时有最大传动比。此时，汽车有最大驱动力：；取为7.5，则一档传动比为7.0，最大传动比为； 2.4.2变速器形式的选择为了使汽车在复杂的路况下能够平稳安全的行驶，对变速器的设计提出了以下要求（1）保证汽车有必要的动力性和经济性；（2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的运输；（3）设置倒档，是汽车能够倒退行驶；（4）设置动力输出装置，需要时能够进行功率输出；（5）换挡迅速，省力，方便；（6）工作可

30、靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等显现；（7）变速器应有高的效率；（8）变速器的工作噪音低。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。2.4.3传动机构布置方案分析变速器传动机构有两种分类方法。根据前进挡数的不同，有三，四，五和多挡变速器。根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，中间轴式变速器 多用于发动机

31、前置后轮驱动的汽车上。如图2-1所示为中间轴式的五档变速器，中间轴式的变速器特点是：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挡。使用直接挡，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。因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，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，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡

32、）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差别。图2-1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

33、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的支承处然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。倒挡设置在变速器的左侧或右侧在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。2.5变速器主要参数的选择1）挡数增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换档频

34、率也增高。在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低档与高档之间传动比比值减小，是换档工作容易进行。要求相邻档位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换档工作越容易进行。要求高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前轿车一般用45个档位，级别高的轿车变速器多用5个档，货车变速器采用45个档位或多档。装载质量在23.5t的货车采用5档变速器，装载质量在48t的货车采用6档变速器。因此采用六档变速器。2）传动比的范围变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。转动比范围的确定与选定的发

35、动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其他货车则更大。根据此次设计要求变速器最高档传动比即直接挡，最低档传动比即为一档3）中心距a对中间轴式变速器,是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距.其大小不仅对变速器的外形尺寸,体积和质量大小,而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。初选中心距a时，根据以下经验公式

36、确定： （2-3）式中，k为中心距系数，商用车一般取8.69.6；为发动机最大转矩；g为变速器一档传动比；为变速器传动效率，取 96%。则a=128mm。本设计采用六挡变速器，轴向尺寸可以选用（3.23.5）a。4）齿轮参数（1）模数遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相

37、同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。对于货车变速器的齿轮，从减少质量出发，应选用大些的模数。参考文献10表3-1汽车变速器的法向模数mn：货车的最大总质量6.0< 14.0(t)模数3.504.50(mm)查表3-2汽车变速器常用的齿轮模数应首选第一系列，所以取m=4.0mm；啮合套和同步器接合齿采用渐开线齿形，模数取在2.03.5mm在此取3.0mm（2）压力角压力角较小时，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

38、货车，为提高齿轮承载力，取大些。国家规定标准的压力角为20，变速器齿轮普遍采用20压力角，啮合套和同步器普遍采用30压力角。（3）螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。变速器斜齿轮的螺旋角对齿轮工作噪音，齿轮强度和轴向力有影响。从提高低档齿轮强度出发，螺旋角以1525为宜，从提高高档齿轮的接触强度和增力重合角着眼，应选用较大的螺旋角。货车斜齿轮螺旋角可在下列范围内选取1626；所以在此初选螺旋角为20。（4）齿宽b应注意齿宽对变

39、速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数大小选定齿宽：直齿齿宽b= km，k为齿宽系数，取4.58.0，则b=20。斜齿轮b= km，k为齿宽系数，取6.08.5，取k=7.0则b=28。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，kc可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。（5）齿轮变位系数的选择齿轮变位

40、系数是为了防止齿轮产生根切和配凑中心。一档齿轮的变位系数应取在1.0以上。接合齿工作宽度一般在24mm。（6）齿顶高系数规定齿顶高系数为1.005）各挡齿轮数的分配在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的档数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。根据设计要求格挡齿轮的分配如2-2图：图2-2（1）确定一档齿轮的齿数一档齿轮齿数和z 斜齿，中间轴上一档齿轮z货车可在1217之间选，取z=15，则。（2）中心距a修正因为计算一挡齿数和z的时经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的z对中心距进行修正。对中心局的修正通常有两种方法，一种是通过改变螺旋距的方法调整中心距的大小；还有就是借

41、助于齿轮变为的办法来满足要求。因本变速器一至六挡采用的都是些齿轮，所以选用改变螺旋距的办法来调整中心距。（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数 则 z=18 ， z=42一档的传动比为（4）二档齿轮的齿数 则 z=40 ，z=20（5）三档齿轮的齿数 则 z=35 ，z=25（6）四档齿轮的齿数 则 z=29 ， z=31（7）五档齿轮的齿数则 z=23，z=37（8）确定倒档齿轮齿数取直齿圆柱齿轮z=22，m=3.0；z=17，m=3.0；初选z后，可计算出中间轴与倒档轴的中心距a：同样取z=50，m=3.0；则倒档轴与第二轴的中心距a：的数值较大，一般与相近。这是考虑到安全，希望倒车是速度尽可能

42、低些。各档齿轮参数如下表：齿数模数压力角螺旋角齿宽齿顶高系数齿根高系数一档齿轮z1115420o20o2510.25z1245420o20o2810.25二档齿轮z1020420o20o2510.25z940420o20o2810.25三档齿轮z825420o20o2510.25z735420o20o2810.25四档齿轮z631420o20o2810.25z529420o20o2510.25五档齿轮z437420o20o2810.25z323420o20o2510.25常啮合齿轮z242420o20o2810.25z118420o20o2510.25倒档齿轮z1522320o02010.25

43、z1417320o02010.25z1350320o02010.252.6轴的计算1）初选轴的直径在已知中间轴式变速器的中心距a是，第一轴花键部分直径d（）可按下式初选，式中k为经验系数，k=4.04.6；t为发动机最大转矩（n·m）。第二轴和中间轴中部直径d0.45a，轴的最大直径d和支承间距离l的比值；对中间轴。则：第一轴花键部分直径d=4.4×=33，选用d=36的花键直径。第二轴和中间轴中部直径d128×0.45=58。2）轴的强度验证（1）轴的刚度验算初步确定轴的尺寸以后，可对轴的刚度和强度进行验算。在计算轴的挠度和转角是金计算齿轮所在位置处轴的挠度和转

44、角。若轴在垂直面内挠度为f，在水平面内挠度为f和转角为，可分别用下式计算 （2-4）式中，f为齿轮齿宽中间平面上的径向力（c）；f为齿轮齿宽中间平面上的轴向力（c）；e为弹性模量（mpa），e=2.1×10mpa；i为惯性矩（mm），对于实心周，i=d/64；d为轴的直径（），花键处按平均直径计算；a，b为齿轮上的作用力矩支座a，b的距离（）；lwei支座间距离（）。轴的全挠度为f=0.2mm。轴在垂直面和水平面内的允许值为f=0.050.10，f=0.100.15。（2）轴的强度计算作用在齿轮的径向力和轴向力，使得轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使得轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的

45、垂直面和水平面内的支反力f和 f之后，计算相应的弯曲m、m。轴在转矩t和弯矩的同时作用下，其应力为，式中，m=（n·mm）；d为轴的直径（mm），花键出内径；w为抗弯截面系数（mm）在低档工作室，（）400mpa。2.7变速器轴承 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮

46、的内腔里，因次有足够大的空间常采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，所以不适用于线膨胀系数较大的铝合金壳体。变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直

47、径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620mm，下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。2.8同步器1）同步器的主要尺寸确定同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下(即角速度相等)换挡的缺点，

48、现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换挡，因而能完善地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。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。同步器换挡过程由三个阶段组成。第一阶段同步器离开中间位置，做轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，如图2-3a所示，由于齿轮3的角速度3，和滑动齿套1的角速度l不同，在摩擦力矩作用下锁销4相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据图上所示的锁止位置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。第二阶

49、段来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力f，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于，3和l不等，在上述表面产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车和变速器输入轴转动零件相连接。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套1和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差=|1-3|减小了。在=0瞬间同步过程结束。第三阶段=0，摩擦力矩消失，而轴向力f仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。（1）摩擦系数汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，

50、应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。图2-3摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度差，在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为0

51、.1。摩擦因数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。（2）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：螺纹的齿顶宽对的影响很大，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。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm

52、。如图2-4。2-4（3）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象，避免自锁的条件是tan。一般取=6°8°。=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。（4）摩擦锥面平均半径r 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。（5）锥面工作长度b缩短锥面工作长度b，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减

53、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b （2-5）式中，p 为摩擦面的允许压力，对黄铜和刚的摩擦副，p=1.01.5mpa；mm为摩擦力矩；f为摩擦因数；r为摩擦锥面的平均半径。（6）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。2）锁止角锁止角选取的正确，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

54、锁止角在2646范围内变化。3）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：对商用变速器高档取0.300.80s，低档取1.001.50s.4）转动惯量的计算换档过程中依靠同步器改变转速的零件统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘，中间轴及其上的齿轮，与中间轴上齿轮相啮合的第二周上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同档位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出;若零件未制成,可将这些零件分解为标准的几何体,并按数学公式合成求出转动惯量。5）同步器的计算同步器的计算目的是确定摩擦锥面和锁止角的角度，这些角度