基于catia的汽车变速箱设计

1、1绪论1.1本课题研究的目的和意义随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期，经过反复改进成为现在的形式，制造技术趋于成熟化，汽车变速器具有这样几个功能：(1)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，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较低)的工况下工作；(2)在发动机旋转方向不变情况下，是汽车能倒退行驶；(3)利用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档

2、或进行动力输出。而且手动变速器与其它种类变速器相比较，具有以下优点：1 .手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。2 .手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。3 .手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。4 .维修方便，维修成本便宜。5 .可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。1 /511.2本课题研究现状和发展从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器(MT)、自动变速器(AT)、手动/自动变速器(AMT、无级变速器(C

3、VT0一、手动变速器(MT)手动变速器(ManualTransmission)采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级”)。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车

4、用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的2/51认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机

5、还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。二、自动变速器（AT）自动变速器（AutomaticTransm

6、ission）,利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。

7、使用自动档，就不会这样麻烦了。在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比3/51较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。三、手动/自动变速器（AMT其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为Tiptronic,它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档（-）

8、或加档（+）,如同手动档一样。自动一手动变速系统向人们提供两种驾驶方式一为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体，而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度1.3LCVT两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3HLSpeedgear、南京菲亚特西耶那SpeedgearEL这些“二合一”的车型价格均在10万元左右，这个价

9、格层面还比较低的。所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。四、无级变速器当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们4/51追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范？多尼斯(VanDoorne's)发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。

10、5/516/512机械式变速器设计2.1 变速器基本参数设计2.1.1 变速器的功用及要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：1. 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。2. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求

11、日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。3. 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。4. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。5. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制7/51造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。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。2.1.2 变速器的传动布局和结构设计的选择变速器由传动

12、机构与操纵机构组成。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。有级变速器与无级变速器相比，具结构简单、制造低廉，具有高的传动效率(=0.960.98),因此在各类汽车上均得到广泛的应用。其中三轴式变速器具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。图&-1赛赁性车的三轴式五国慢速as一中的*溜一第1*口一鼾二得I一授恰K又增二定佃W蚌图2-

13、1三轴五档变速因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速8/51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。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。图2-1为发动机前置前轮驱动轿车的变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮的传动。图2-2变

14、速器倒档传动方案倒挡布置方案:图2-2为常见的倒挡布置方案。图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，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2-c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。9/51图2-d方案对2-c的缺点做了修改。图2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2-g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。图2-3变速器倒档传动方案综述以上，传动方案本设设计优先选用2f方案，倒档方案本设计优先选

15、用2-f方案2.1.3 变速器主要参数选择本设计的数据准备10/51主要参数最局车速130km/h发动机转矩200Nm汽车总质量1700kg额定转速2800r/min车轮滚动半径0.35m1、变速器基本参数的选择1、本设计是针对某轻型乘用车变速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，选择传动比为4.5。最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为1.0。2、倒档形式选择与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。3、齿轮型式选择变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。4、轴的结构分析第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总

16、成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。2、变速器各挡传动比的确定11/51Ti1emax'gl10T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。_mg(fcossin)=mgmaxmaxmaxmax汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为Ttqigi0T_GfGirrGrrfcos：maxsin二manig1Titqmax10T式中：G作用在汽车上的重力，G=mg,m一汽车质量，g一重力加速度,G=mg=16660NTt

17、q=Tgmax二200N%传动系效率，=0.95;r车轮半径，r=0.35m；f一滚动阻力系数，干砂路面f(0.1000.300)取f=0.150;i一坡度,i=16.7°ig1-166600.35(0.150cos16sin16.7)2004.50.95=2.96满足附着条件12/51Temaxig1'-i,G2-rr求得的变速器I档传动比为：G21-rrig1Tgmaxi0T式中G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷;在沥青混凝土干路面，-=0.50.6,取=0.5ig1E170C.35=3.444(21984.50.95一般汽车各挡传动比大致符合如下关系ig1

18、ig2ig3ig4:-=qig2ig3ig4ig5式中：q一常数，也就是各挡之间的公比；超速档的的传动比一般为0.70.8,本设计去五档传动比ig5=0.75因此，各挡的传动比为ig5=0.75,ig1=3.2即q=1.437所以各挡传动比与一挡传动比的关系为ig1=3.2满足条件所以ig2=2.227,ig3=1.550ig4=1.079ig5=0.7513/51>>>（实际）ig2ig3ig4ig5列出变速器传动比如表2-1:表2-1传动比分配表档位一一三四五倒档传动比3.22.21.51.00.753.23、中心距的确定中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距

19、、应能保证齿轮的强度。初选中心距时，可根据下述经验公式：A=KA3Temaxilg式中：A变速器中心距（mm）;Ka中心距系数，商用车：Ka=8.993;Temax一发动机最大转矩（N.m）;i1变速器一挡传动比，igi=3.2;“g一变速器传动效率，取96%;工3一发动机最大转矩，Tgmax=200N.m。则：14/51A=Ka3Temaxilg(8.州9.3)32003.20.96=75.40878.932(mm)初选中心距A=78mm。4、变速箱轴向尺寸的确定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。轿车五档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。货车变速

20、器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)A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。本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3.4 父78mm=265mm,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。15/513.5 齿轮参数的设计计算3.5.1 模数确定齿轮模数选取的一般原则：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小

21、些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。低档齿轮选用大一些的模数，其它档位选用另一种模数变速器用齿轮模数范围大致如下：微型和轻型轿车为2.252.75;中级轿车为2.753.0;重型货车为4.256.0。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。轿车和轻型货车取2-3.5,选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t表2-2汽车变速器齿轮法向模数16/511.0>V<1.61.6<V02.56.0ma<14.0ma>14.0模数mn/n/mm2.252

22、.752.753.003.504.504.56.00一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50一表2-3汽车变速器齿轮模数根据表2-2及2-3,一二档齿轮的模数定为3mm,三四五档及倒档的模数定为2.75mm,啮合套和同步器的模数定为2.5mm。3.5.2 压力角a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203.5.3 螺旋角P实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产

23、生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的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，17/51可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角变速器螺旋角：232.2.4齿宽b直齿b=kcm,kc为齿宽系数，取为4.58.0,取7.0;斜齿b=kcmn,kc取为6.08.5,取7.0。变速器基本参数列入表2-4:表2-4变速器参数参数模数压力角螺旋角齿宽系数齿顶高系数值3-2.7520°23712.2.5各齿轮齿数的分配在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的

24、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。如图4-3所示为变速器的传动示意图18/51图2-4变速器传动示意图各档的传动步骤a、一档输入轴一第一轴常啮齿轮一中间轴一中间轴第一档齿轮一第二轴一档齿轮一一档同步器接合齿圈一接合套一第二轴一输出b、二档输入轴一第一轴常啮齿轮一中间轴一中间轴第二档齿轮一第二轴二档齿轮一二档同步器接合齿圈一接合套一第二轴一输出c、三档输入轴一第一轴常啮齿轮一中间轴一中间轴第三档齿轮一第二轴三档齿轮一三档同步器接合齿圈一接合套一第二轴一输出d、四档输入轴一一档常啮齿轮一第一轴上四档齿轮接合齿圈一三、四档同步器接合套一第二轴一

25、输出（直接档）e、五档输入轴一第一轴常啮齿轮一中间轴一中间轴第五档齿轮一第二轴五档齿轮一五档同步器接合齿圈一接合套一第二轴一输出（超速档）19/51f、倒档输入轴一第一轴常啮齿轮一中间轴一中间轴倒档齿轮一倒档轴上的倒档齿轮一第二轴上倒档齿轮一第二轴倒档齿轮接合齿圈一倒档同步器接合套一第二轴一输出应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损土匀匀。喘。，弟dvi%mow图2-6变为系数图确定一挡齿轮的齿数取模数mn=3mm螺旋角2=23°齿宽系数kc=72Acos:Z1Z2=mnZ2一=igi=3.2zi.z1=11z2=35A,(Z1Z2)mn(1135)3A,=-

26、=7=74.958mm2cos：2cos2320/51确定二挡齿轮的齿数取模数mi=3mm螺旋角口=23齿宽系数kc=72Acos:Z3Z4=mnZ4一=ig2=2.227Z3z3=15z4=33A，二(z1z2)mn2cos-(1533)3=78.218mmmm2cos23确定三挡齿轮的齿数取模数mr=2.75mm螺旋角=23齿宽系数kc=7Z5.Z6二2Acosmn交一；一ig3=1.550Z5z5=20,z6=32八，(z5Z6)mn(2032)2.75A=L-=77.67mm2cos:2cos23确定四挡齿轮的齿数取模数mn=2.75mm螺旋角P=23齿宽系数kc=72Acos:Z7-

27、Z8=mnZ8.,-ig4=1.079Z7z7=25z8=27=77.675mmA，二(Z7Z8)mn=(2527)2.752cos:2cos23确定五挡齿轮齿数21/51取模数m=2.75mm螺旋角P=23齿宽系数kc=72Acos:Z9.乙0二mnz10=ig5=0.75z9z9=30,z10=22(Z9+Z10)mnA=2cos:(3022)2.752cos23=77.675mm确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮Z12的齿数一般在2123之间，初选Zi2=22Z12Z13i倒二Z11Z12Z_i1=Z112.92为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间

28、隙da11da130.5<A-702z11=11,z12=21,z13=34Z13i倒=Zii3411=3.09计算倒挡轴和第一轴的中心距(ziiZ12)ma二2(1121)2.752二44mm计算倒挡轴和第二轴的中心距(Z12Z13)ma二2(2134)2.75=75.6mm22.2.6齿轮强度的核算满足工作条件的要求:22/51不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：m法W3.5时渗碳层深度0.81.2。m法之3.5时渗碳层深度0.91.3。m法至5时渗碳层深度1.01.3。表面硬度HRC58-63;心部硬度HRC334

29、8。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。止匕外，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或20CrMnTi。1.齿轮弯曲强度计算：（1）直齿轮弯曲应力oWFt10K二Kf-W二bty式中，仃w-弯曲应力（MPa；Ft10-一档齿轮10的圆周力（N）Ft10=2Tg/d;图2-7齿形

30、系数图23/51其中为计算载荷（Nmg,d为节圆直径。Tg-K号力集中系数，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（mg,取20t-端面齿距（mg；y齿形系数，如图所示。当计算载荷Tg取作用到变速器第g0C203D4050的70BC190LflC二一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350Mp?£围，对货车为100250MP。_K;KfO"=wbty式中，果为弯曲应力；F1为圆周力，F1=2Tg/d;Tg为计算载荷；d为节圆直径；K。为应力集中系数，可近似取Ka=1.65;Kf为摩擦力影响

31、系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮Kf=1.1,从动齿轮Kf=0.9;b为齿宽；t此处删除24/51好多字，详细的图纸说明书联系qq6564176793、轮齿接触应力的核算:二j=0.418TgEbdcos，cos:式中：仃j一轮齿的接触应力（MP）;Tg一计算载荷（Nmm;d一节圆直径（mm）；口一节点处压力角,P一齿轮螺旋角;E一齿轮材料的弹性模量（MP）;b一齿轮接触的实际宽度（mm）；PPhz、b一主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）,25/51四档：五档：倒档：其他档位齿轮接触应力按同样方法计算变速器齿轮的许用接触应力Pj见下表：表2-5变

32、速器齿轮的许用接触应力齿轮Pj/MPa渗碳齿车匕液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700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2.3轴的设计计算2.3.1 轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氟化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氟化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863,表面光洁度不低于80对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂

33、纹。26/51对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少2.3.3轴的校核计算1、计算齿轮的受力选择一档齿轮进行轴的刚度和强度校核一挡齿轮1,2的圆周力F1、F2z1=11z2=35-,23d1mnZ1cos：12.7511=32.86mmcos23mi%TiFt2Fr1Fr22.7535=104.56mmcos：1cos23=190.08N.m,T11=327.88N.m2Tid12Tnd2Ft1tan-Ft2tan：2190.08.310=8272.06N32.862327.883103=6271.61N104.568272.06tar20=3270.79Ncos236271

34、.61tan20二2479.57Ncos23=Ft1tan：1=8272.06tan23=3511.28NFa2=Ft2tan1=6271.61tan23=2662.14N27/512、轴的校核计算1、初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距A=78mm第二轴和中间轴中部直径d定。4A0.60A,轴的最大直径d和支承距离L的比化对中间轴，d/L=0.i60.18;对第二轴，d/L制0.180.21。第一轴花键部分直径d（mm可按式（4-1）初选：d=K3Tema式中：K经验系数，K=4.04.6;Temax一发动机最大转矩（Ng。第一轴花键部分直径d1=（4.g4.63/169=22.1225.4

35、3mm第二轴最大直径d2max:0.4异0.6075=33.7545.0mm中间轴最大直径dmax:0.45-0.6075=33.7545.0mm.第二轴：曳返=0.180.21；第一轴及中间轴：L2d1max=0.160.18。第二轴支承之间的长度L2=238.10277.78mm中间轴支承之间的长度L=277.78312.5mm,第一轴支承之间的长度L=133.43151.0mm28/512.轴的刚度的计算若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为6,可分别用下列式计算fF1a2b2fc=ETfF2a2b2fs一3EILF1abb-aO二3EIL式中：Fi一齿轮齿宽中间平面上的

36、径向力（N）;F2一齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）;E一弹性模量（MPa）,E=2.ixi05MPa；I惯性矩（mm4）,对于实心轴，1=/4/64；d一轴的直径（mm）,花键处按平均直径计算；a、b一齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）;L一支座间的距离（mm）。轴的全挠度为f=.fc2fs2-0.2mm轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fj=0.050.10mm,cfs=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴29/51要承受转矩和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，

37、破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。所以设计变速器轴时，具刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。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计算：轴颈d1=25mm,a1=17.75mm,L=156mm,E=2.1x105N,Ft1=8272.06N,Fr1=3270.79N二d4I=19165.04642222xFr1a2b264Fr1a2(L-a)2fc1="3EIL3二d：EL_22643270.7917.75(156-17.75)一3二2542.1

38、105156Ft1a2b264Ft1a2(L-a)2=0.012mmw0.050.10mmfc11=3EIL3二d：EL2,.2648272.0617.752(156-17.75)2453二2542.1105156=0.054mm<0.100.15mmf1=Jfc2+fs2=$0.0122+0.0542=0.013mm<0.02mm30/51Fr1ab(b-a)64Fr1aL-a(L-2a)-I43EIL3：d14EL1643270.7917.75156-17.75(156-217.75)一二32542.1105196=4.65210工rad=0.002rad轴在垂直面和水平面挠度

39、的允许值为fc1=0.050.10mm,fc11=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。校核都在范围内，符合要求。与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承直接装在轴上，这就能够增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。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。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力fc1和fc11之后，计算相应的弯矩Mvl、Mvpo轴在转矩nT和弯矩同时作用下，其应力为：输入轴强度计算d1=38.35mm,T1=190.08N.m,a1=17.75mm,d1=25

40、mm,L=196mm%=8272.06N.m,Fr1-3270.79N.m,Fa1=3511.28N.m.31/51竖直Fr1Fai168.25水平190.08图2-8输入轴受力弯矩图求H面内支反力Fbh、Fhv和弯矩MHFBHL-Fti(L-ai)=0=Ftid)=8272.06父168.25=7091a皿196FBvai-FM(L-ai)-Fairi=0Fri(L-ajFa1rlu1aj_l=2983.73NaiMh-Fbhai=83792.54求V面内支反力Fch、Fcv和弯矩Mv32/51FcHLFa1=0196Fbh5=9*75=538NFCVL-Fr1(L-al)-Fairi-0F

41、BHFr1(L-a1)Fa1rl-r3-132.74N按第三强度理论得：Mvl二FbvHi=34344.17MVP-Mvl-Fa1rl-19301.73MVP1-；'mVpMH=89324.59NmmMVL1=,MVL+M；=91327.26Nmm由以上两式可得M-MVL1(0.6190.08103)232-<.91327.26(0.6190.0810)=146108.23N.mm_32M_32146108.23-一二d3一.：(33.905)3=37.6MPa=400MPa3基于catia的齿轮参数化设计3.1 catia软件介绍33/51catia是法国的产品开发旗舰解决方案

42、。它可以帮助制造厂商设计他们未来的产品，并支持从工程前阶段、具体的设计、分析、模拟、组装到维护在内的全部工业设计流程。catia系列产品广泛的应用在八大领域里提供3D设计和模拟解决方案：汽车、航空航天、船舶制造、厂房设计、建筑、电力与电子、消费品和通用机械制造。设计对象的混合建模：在catia的设计环境中，无论是实体还是曲面，做到了真正的交互操作；变量和参数化混合建模：在设计时，设计者不必考虑如何参数化设计目标，catia提供了变量驱动及后参数化能力。catia具有在整个产品周期内的方便的修改能力，尤其是后期修改性无论是实体建模还是曲面造型，由于catia提供了智能化的树结构，用户可方便快捷的

43、对产品进行重复修改，即使是在设计的最后阶段需要做重大的修改，或者是对原有方案的更新换代，对于catia来说，都是非常容易的事。catia是汽车工业的事实标准，是欧洲、北美和亚洲顶尖汽车制造商所用的核心系统。catia在造型风格、车身及引擎设计等方面具有独特的长处，为各种车辆的设计和制造提供了端对端(endtoend)的解决方案。catia涉及产品、加工和人三个关键领域。catia的可伸缩性和并行工程能力可显著缩短产品上市时间catia的参数化设计模块非常先进，通过该软件参数化的设计应用大大缩短了设计的周期，汽车变速箱中通过大量的齿轮和轴传动，其中齿轮的设计最为繁琐，所以这里利用catia软件对

44、其进行参数模块设计，然后通过修改重要参数获得配套的齿轮零件，极大的节省了设计的时间和难度，将重复的工作简单化。34/513.2 齿轮参数化设计输入齿轮的重要参数有：齿轮模数m,齿轮齿数z,齿轮厚度b,齿轮压力角a,其他参数都可以通过这些数字导出，首先通过输入预制参数将这些导入catia中，如图3-1所示：图3-1参数输入界面下一步进行函数的参数化输入，比如分度圆直径，齿根圆长度，齿顶圆长度，基圆直径，等等，输入函数如下：分度圆直径=模数m*tiJ数z齿根圆直径二模数m*tiJ数z-模数m*2.5齿顶圆直径二模数m*tiJ数z+模数m*2基圆直径二分度圆直径*cos（压力角a）然后进一步输入齿轮

45、齿廓曲线函数，通过该参数可以生成渐开线齿35/51轮，当输入压力角为0时，即可生成直齿齿轮:齿廓曲线x-基圆直径*cos(t*PI/2)+基圆直径*sin(t*PI/2)*t*PI/2齿廓曲线丫=基圆直径*sin(t*PI/2)-基圆直径*cos(t*PI/2)*t*p|/2照.叫叫蜩赤；因京曲整x过于活动优出OD国旦旭一时者工2006寸丁州”亡“11.得1及厝尊剧白程-i曲理堂皇堂及初一可班sonr3sj71zd-i1里j-如酒.图3-2函数输入界面3.3齿轮零件图生成打开草绘，绘制分度圆，齿根圆，齿顶圆，基圆，然后分别对它们进行参数化函数的关联标注，使之相互联系能够自动生成对应的函数。36

46、/51图3-3齿轮齿廓曲面生成然后绘制齿廓曲线，这里通过添加多个定位点，这里选用“0-0.6”之间参数的九个点，带入上述的齿廓曲线函数公式，生成的齿廓曲线对应点，运用catia的“采样曲线”的功能，生成对应的齿轮齿廓曲线，运用拉伸功能生成齿廓曲面，继而通过镜像对称生成轮齿，如下图3-3、3-43-4齿轮模块的生成最后通过圆周阵列，曲面填充功能生成对应的齿轮零件图，至此齿轮的模块化参数化设计就完成了，可以通过修改catia界面左边的参数选项就能够生成37/51对应的齿轮零件图，在本次汽车变速箱众多的齿轮设计中，体现出异常方便的出图速度和优秀的图纸质量。调整各个齿轮对应的参数，生成齿轮三维零件图，

47、见附图图3-5参数调整选项4同步器与操纵机构38/514.1 同步器的设计4.1.1 同步器的功用使接合套与待接合齿圈两者之间能迅速同步；阻止在同步之前齿轮进行啮合；防止产生接合齿圈之间的冲击；缩短换档时间，声速完成换档操作；延长齿轮寿命。4.1.2 同步器的组成及分类目前所使用的同步器几乎都是采用磨擦式同步装置，但其锁止装置不同，因此工作原理也有所不同。按工作原理可分为常压式，惯性式和自行增力式等种类。这里仅介绍目前广泛采用的惯性式同步器。惯性同步器惯性同步器按结构又分为锁环式和锁销式两种锁环式同步器工作原理花键毂与第二轴用花键连接，并用垫片和卡环作轴向定位。在花键毂两端与齿轮之间，各有一个

48、青铜制成的锁环（也称同步环）。锁环上有短花键齿圈，花键齿的断面轮廓尺寸与齿轮及花键毂上的外花键齿均相同。在两个锁环上，花键齿对着接合套的一端都有倒角（称锁止角），且与接合套齿端的倒角相同。锁环具有与齿轮上的摩擦面锥度相同的内锥面，内锥面上制出细牙的螺旋槽，以便两锥面接触后破坏油膜，增加锥面间的摩擦。三个滑块分别嵌合在花键毂的三个轴向槽内，并可沿槽轴向滑动。在两个弹簧圈的作用下，滑块压向接合套，使滑块中部的凸起部分正好嵌在接合套中部的凹槽中，起到空档定位作用。滑块的两端伸入锁环的三个缺口中。只有当滑块位于缺口的中央时，接合套与锁环的齿方可能接合。39/51图4-1锁环式同步器1、9-变速器齿轮2

49、-滚针轴承3、8-结合齿圈4、7-锁环（同步环）5弹簧6-定位销10-花键毂11-结合套锁销式同步器同步过程与锁环式类似，但锁止元件是三个锁销及相配的锁销孔倒角，另有三个以弹簧及钢球定位的定位销。作为弹性元件的三个弹簧及相应的定位钢球是装在啮合套的钻孔中，使啮合套等在空档时保持中间位置。摩擦元件是怫在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。其摩擦锥面径向尺寸大，转矩容量大，广泛用于中、重型汽车上。40/51图4-2锁销式同步器1、4-同步锥环。2-锁销。3-啮合套。5-啮合套座。6定位销。结合本次设计的特点及其上述不同同步器的原理及优缺点，决定选择锁环式同步器进行设计。b)a)图4

50、-3a)同步器锁止位置b)同步器换挡位置1锁环2啮合套3啮合套上的接合齿4一滑块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,41/51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速性、经济性和行驶安全性，止匕外，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

51、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4-4a）或者两接合齿的啮合位置错开（图4-4b）,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。图4-4a:加长啮合套b:错位啮合套2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm,这样，换档42/51后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图4-5）。3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒

52、锥角（一般倾斜2030）,使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。图4-5这种结构方案采用较多图4-5防止自动脱档的结构措施I加工成斜面比较有效,图4-6防止自动脱档的结构措施II43/514.1.3 同步器主要参数的确定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。实验还证明：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a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图b则适

53、用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm_0.1-0.2图4-7同步器螺纹槽形式2、锥面半锥角：.摩擦锥面半锥角a越小，摩擦力矩越大。但a过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tana>f。一般a=6°8°。口=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。本次设计中采用的锥角均为取7。3、摩擦锥面平均半径R44/51R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

54、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5060mm4、锥面工作长度bbMm2二pfR2设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。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。货车同步环可用压铸加工。段造时选用钻黄铜等材料。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铝（厚约0.30.5mm）,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0.070.12mm的铝制成。喷铝环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节