毕业论文-北京汽车乐天版手动变速器三维设计

1、哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计） - 52 -第1章 绪论概述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。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。汽车变速器的设计要求汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务

2、是调节、变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等1。变速器的基本设计要求2：保证汽车有必要的动力性和经济性；设置空档，用来切断发动机动

3、力向驱动轮的传输；设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便；工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档，以及换档冲击等现象出现；工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长；除此之外，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。 国内外汽车变速器的发展现状目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性2。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优

4、点。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时，6档变速器的装车率也在日益上升3。设计的内容及方法本次设计的变速器是在原有变速器的基础上，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。（1）对变速器传动机构的分析通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。（2）变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。（3）变速器齿轮强度的校核。变速器齿轮强度的校核主要对变速器的

5、齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。（4）轴的基本尺寸的确定及强度计算对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。（5）轴承的选择与寿命计算对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为30万公里。本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识，在老师的正确指导下进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；同时对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析设计；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。变速器传动机构变速器传动机构布置方案 机械式变速器具有结构简单、传动

6、效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。由于此次设计的北汽e系列手动变速器是中档轿车变速器，

7、驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择5档变速器，并且五档为超速档。倒档布置方案常见的倒档布置方案如图2-1所示。图2-1b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图2-1c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2-1d方案对2-1c的缺点做了修改；图2-1e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2-1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动

8、采用图2-1f所示方案。图 2-1 倒档布置方案零部件结构方案分析（1）齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度（图2-2）影响齿轮强度5。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求： （2-

9、1）式中：花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图2-2中的尺寸可取为花键内径的1.251.40倍。图 2-2 变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在Ra0.8Ra0.4m范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。（2）变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直

10、接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与m，硬度不低于5863HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。（3）变速器轴承的选择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。滚针轴承、滑动轴承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

11、7。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、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。 由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。本章小结章主要简要分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型、特点、及功用，对变速器的传动方式及主要零件的形式，做出了初步的选择，为后期的设计工作打下基础。 变速器的设计与计算变速器主要参数的选择 本次设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数如表3-1所示：表 3-1整车主要技术参数发动机最大

12、功率83kw最大功率时转速4000r/min发动机最大转矩143Nm最大转矩时转速2750r/min总质量1105kg最高车速160km/h车轮型号185/60R14对应轮胎半径r288.8mm档数近年来，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。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用45个档或多档。载质量在2.03.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。2、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

13、间的比值小。 因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器。传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其它商用车则更大。变速器各档传动比的确定 （1）主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为10： （3-1）式中：汽车行驶速度（k

14、m/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）；变速器传动比；主减速器传动比。已知：最高车速=160 km/h；最高档为超速档，传动比=0.66；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14得到=288.8（mm）；发动机转速=6250（r/min）；由公式（3-1）得到主减速器传动比计算公式：（2）最低档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）12。用公式表示如下： （3-2）式中：G 车辆总重量（N）； 坡道面滚动阻力系数（对沥青路面=0.010.02）

15、；发动机最大扭矩（Nm）； 主减速器传动比； 变速器传动比； 为传动效率（0.850.9）；R 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）由公式（3-3) （3-3）已知：m=1105kg；r=0.288m； Nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3-3）式：满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （3-4）式中：驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面可取0.70.8之间。已知：前轮轴荷kg；取0.6，把数据代入（3-4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为3.385。（3）

16、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即： 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算13： （3.5）式中：A 变速器中心距（mm）； 中心距系数，乘用车=8.99.3；发动机最大输出转距为143（Nm）； 变速器一档传动比为3.385； 变速器传动效率，取96%。（8.99.3）=（）7.75=68.972.1mm轿车变速器的中心距在6080mm范围内变化。初取A=69.7mm。变速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可以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。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选

17、用： mm 初选长度为230mm。齿轮参数的选择（1）模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：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。由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。（2）压力角国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。（3）螺旋角试验证明：随着螺旋角的

18、增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并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，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为22。（4）齿宽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的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽，通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿，取为6.08.5，取7.2mm（5）齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。在齿轮加工精度提高以后，包括我国

19、在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿14。各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀15。 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮图 3-1 五档变速器

20、传动方案简图（1）一档齿数及传动比的确定一档传动比为： .385 取整得52。轿车可在1217之间选取，取13，则。则一档传动比为：。（2）对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。（3）二档齿数及传动比的确定 （3-6） （3-7）已知：=70mm，=2.257，=2.25，；将数据代入（3-6）、（3-7）两式，齿数取整得：，所以二档传动比为：（4）计算三档齿轮齿数及传动比 （3-8） （3-9）已知：=70mm，=1.505，=2，；将数据代入（3-8）、（3-9）两式，齿数取整得：，所以三档传动比为：（5）计算四档齿轮齿数及传动比 （3-10） （3-11）已知：=70mm，=1.0

21、03，=1.75，；将数据代入（3-10）、（3-11）两式，齿数取整得：，所以四档传动比为：（6）计算五档齿轮齿数及传动比 （3-12） （3-13）已知：=70mm，=0-66，=1.5，；将数据代入（3-12）、（3-13）两式，齿数取整得：，所以五档传动比为：（7）计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为=23，输入轴齿轮齿数=12，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （3-14）已知：，把数据代入（3-14）式，齿数取整，解得：，则倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：mm输出轴与倒档轴之间的距离：m

22、m取 变速器结构参数优化优化设计是减轻质量减小体积的有效方法，通过减轻质量从而达到节约成本的效果，目前该技术广泛应用于汽车设计中。一个良好的变速器除了拥有良好的动力性，还应该具备体积小质量轻的特点16。图 3-2 matlab优化结果根据优化后各档齿轮齿数的分配及传动比的计算（1）一档齿数及传动比的确定一档传动比为： 取整为标准中心距。（2）二档齿数及传动比的确定 （3-15） （3-16）已知：=80mm，=2.5，=2.25，；将数据代入（3-15）、（3-16）两式，齿数取整得：，。（3）计算三档齿轮齿数及传动比 （3-17） （3-18）已知：=80mm，=1.3，=2，；将数据代入（

23、3-17）、（3-18）两式，齿数取整得：，。（4）计算四档齿轮齿数及传动比 （3-19） （3-20） 已知：=80mm，=1，=1.75，；将数据代入（3-19）、（3-20）两式，取整得：，。（5）计算五档齿轮齿数及传动比 （3-21） （3-22）已知：=80mm，=0.75，=1.5，；将数据代入（3-21）、（3-22）两式，取整得：，。（6）计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为=23，输入轴齿轮齿数=12，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （3-23）已知：，把数据代入（3-23）式，齿数取整

24、，解得：，则倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：mm输出轴与倒档轴之间的距离：mm变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声17。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。本次设计螺旋角定为：一档至五档，倒档 根据设计手册及相关图表得：（1）一档齿轮的变位当 A0=80 Z1=13 Z2=48 时，查得总变位系数X=0.522 变位系数分配为X1=0.324 X2=0.198（2）二档齿轮的变位 当 A0=80 Z3=19

25、Z4=47 时，查得总变位系数X=0.522 变位系数分配为X3=0.311 X4=0.211（3）三档齿轮的变位当 A0=80 Z5=33 Z6=43 时，查得总变位系数X=0.522变位系数分配为X5=0.296 X6=0.226（4）四档齿轮的变位当 A0=80 Z7=43 Z8=43 时，查得总变位系数X=0.522变位系数分配为X7=0.270 X8=0.252（5）五档齿轮的变位当 A0=80 Z9=57 Z10=43 时，查得总变位系数X=0.522变位系数分配为X9=0.234 X10=0.288（6）倒档齿轮的变位输入轴与倒档轴之间：当 A0=47 Z11=12 Z12=23

26、 时，查得总变位系X=0.200变位系数分配为X11=0.17 X12=0.03输出轴与倒档轴之间： 当 A0=90 Z12=23 Z13=44 时，查得总变位系数X=-0.12 变位系数分配为X12=0.03 X13=-0.15变速器齿轮强度校核齿轮材料的选择原则（1）满足工作条件的要求。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。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对。如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，

27、大、小轮应采用不同钢号材料。（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮18。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击

28、载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为5862HRC。变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） （3-24）式中：圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）， ，为法向模数（mm）；斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，=1.50；齿面宽（mm）； 法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图3-2中查得； 重合度影响系数，=2.0。图 3-3 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3-24），整理得到 （3-25）（1）一档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；X1=0.324；，查齿形系数图3-3得：

29、y=0.152，把以上数据代入（3-25）式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；X2=0.198；，查齿形系数图3-3得：y=0.162，把以上数据代入（3-25）式，得：MPa（2）二档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；X3=0.311；，查齿形系数图3-2得：y=0.157，把以上数据代入（3-25）式，得： MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；X4=0.211；，查齿形系数图3-3得：y=0.175，把以上数据代入（3-25）式，得：MPa（3）三档齿轮校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；X5=0.296；，查齿形系数图3-3得：y=0.159，把以上数据代入（3-25）式，得

30、：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；X6=0.226；，查齿形系数图3-3得：y=0.162，把以上数据代入（3-25）式，得：MPa（4）四档齿轮的校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；X7=0.27；，查齿形系数图3-3得：y=0.161，把以上数据代入（3-25）式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；X8=0.252；，查齿形系数图3-3得：y=0.163，把以上数据代入（3-25）式，得：Nmm（5）五档齿轮的校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；X9=0.234；，查齿形系数图3-3得：y=0.171，把以上数据代入（3-25）式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；X10=0.

31、288；，查齿形系数图3-3得：y=0.163，把以上数据代入（3-25）式，得：MPa对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350MPa，以上各档均合适。轮齿接触应力校核 （3-26）式中：轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度（mm）；，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；、 主从动齿轮节圆半径（mm）。表3-2 变速器齿轮许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950

32、-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700（1）一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（3-26）可得：MPa（2）二档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm； N 同一档，将以上数据代入（3-26）可得：MPa（3）三档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（3-26）可得：MPa（4）四档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数

33、据代入（3-26）可得：MPa（5）五档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（3-26）可得：MPa以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，所以各档均合格。倒档齿轮的校核由于采用斜齿故与前五档校核相同（1）齿根弯曲疲劳许用应力计算倒档输入齿轮：已知：Nmm；mm；X11=0.17；，查齿形系数图3-2得：y=0.162，把以上数据代入（3-25）式，得：MPa（2）齿面接触疲劳许用应力的计算19已知：Nmm；MPa；N同一档，将以上数据代入（3-26）可得：MPa所以倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均合格。轴的结构和尺寸设计变速器在工

34、作时，要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：式中： 经验系数，=4.04.6； 发动机最大转矩（Nm）。输入轴花键部分直径：=20.7723.89mm初选输入、输出轴支承之间的长度=260mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径： （3-27）式中： d 轴的最小直径（mm）； 轴的许用剪应力（MPa）；P 发动机的最大功率（kw）；N

35、发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（3-27）式，得：mm所以，选择轴的最小直径为25mm。轴的强度验算轴的刚度计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。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。图 3-4 变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图3-4所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： （3-28） （3-29） （3-30）式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； 弹性模量（MP

36、a），=2-1105 MPa； 惯性矩（mm4），对于实心轴，； 轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； 支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。一档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=23mm；b=220mm；L=243mm；d=35mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到： mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=23mm；

37、b=220mm；L=243mm；d=43mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：mmmmmmrad二档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=66mm；b=177mm；L=243mm；d=45.5mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=66mm；b=177mm；L=243mm；d=40mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：mmmmmmrad三档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=89；b=

38、154mm；L=243mm；d=70mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：=mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=89mm；b=154mm；L=243mm；d=38mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：mmmmmmrad四档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=132mm；b=111mm；L=243mm；d=80mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方

39、向相反。已知：a=132mm；b=111mm；L=243mm；d=35mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：mmmmmmmm五档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=160mm；b=83mm；L=243mm；d=91mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=160mm；b=83mm；L=243mm；d=32mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：mmmmmmmm倒档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算

40、：已知：a=183mm；b=60mm；L=243mm；d=32mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：mmmmmmmm输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=183mm；b=60mm；L=243mm；d=28mm，把有关数据代入（3-28）、（3-29）、（3-30）得到：mmmmmmmm由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：图 3-5 输入轴上作用力计算输入轴的支反力：NNN已知：a=23mm；b=220mm；L=243mm；d=35mm，（1）垂直面内支反力 对B

41、点取距：FAY（a+b）+Fa1*r1-Fr1*b=0代入得：FAY=2683N 对A点取距：FBY（a+b）-Fa1*r1-Fr1*a=0代入得：FBY=519.9N（2）水平面内的支反力 对B点取距：FAX（a+b）-Ft1*b=0 代入得：FAX=7486.6N 对A点取距：FBX（a+b）-Ft1*b=0 代入得：FBX=782.7N（3）计算垂直面内的弯矩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之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 （3-31）式中：（Nm）；轴的直径（mm），花

42、键处取内径； 抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3-31）式，得：MPa在低档工作时，400MPa，符合要求。计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：NNN已知：a=23mm；b=220mm；L=243mm；d=43mm 对输出轴校核： 图 3-6 输出轴上作用力（1）垂直面内支反力 对B点取距：FAY（a+b）+Fa2*r2-Fr2*b=0代入得：FAY=1860.6N 对A点取距：FBY（a+b）-Fa2*r2-Fr2*a=0代入得：FBY=402.3N（2）水平面内的支反力 对B点取距：FAX（a+b）-Ft2*b=0 代入得：FAX=5289.4N 对A点取距：FBX（a+b）-Ft2*b

43、=0 代入得：FBX=551.3N把以上数据代入（3-31），得：MPa 在低档工作时，400MPa，符合要求。轴承选择与寿命计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。式中，h输入轴轴承的选择与寿命计算初选轴承型号根据机械设计手册选择30205型号轴承KN，KN。变速器一档工作时：N，N轴承的径向载荷：=2852.063N；N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6NNN所以N，N计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，查机械设计手册得到； ，查机械设计手册得到；当量动载荷：NN为支反力。h表 3-

44、3 变速器各档的相对工作时间或使用率车型档位数最高档传动比/%变速器档位轿车普通级以下3113069410.532076.541182368中级以上3112277410.5210.587410.532076.5510.52418.575510.521557.525查表3-3可得到该档的使用率，所以：h所以轴承寿命满足要求。输出轴轴承的选择与寿命计算（1）初选轴承型号根据机械设计手册选择轴承型号为：右轴承采用30205型号KN，KN左轴承采用30208型号KN，KN变速器一档工作时：一档齿轮上力为：N，N轴承的径向载荷：=2825.063N；N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6NN所

45、以N，N（2）计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，查机械设计手册得到：； ，查机械设计手册得到：当量动载荷： N Nh查表3-4可得到该档的使用率，于是h所以轴承寿命满足要求。本章小结本章主要对变速器的主要参数进行了选择，基本上完成了变速器主要尺寸的计算及优化，使变速器体积最小；同时对变速器各档齿轮进行弯曲疲劳强度和接触疲劳强度校核、对输入轴、输出轴的基本尺寸进行了设计；完成了轴的刚度和强度校核，以及完成了各轴轴承校核。介绍了同步器的功用并设计。变速器壳体设计及三维图同步器设计同步器的功用及分类目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，

46、使之在最短的时间内达到同步状态。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）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。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。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。惯性式同步器惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。（1）锁环式同步器结构如图4-1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环

47、1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿21。1、4-锁环（同步环） 2-滑块 3-弹簧圈 5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套图 4-1 锁环式同步器（2）锁环式同步器工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环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速度差，致使在锥面上作用有摩

48、擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图4-2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态。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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。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，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图4-2b），完成同步换档。（a） 同步器锁止位置 （b） 同步器换档位置1-锁环 2-啮合套 3-啮合套上的接合套 4-滑块图 4-2

49、锁环式同步器的工作原理锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。锁环式同步器主要尺寸的确定（1）分度尺寸锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸和是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。（2）锁销端隙 锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩擦锥环端面之间的间隙为，要求。若，则换档时，在摩擦锥面尚未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻

50、因摩擦锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证0，应使，通常取=0.5mm左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。一般应取=1.22.0mm，取为1.6mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm。主要参数的确定（1）摩擦因数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数有关。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值大，则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

51、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0.1。（2）同步环主要尺寸的确定1、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。一般取=68。=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市就很少出现咬住现象。本设计取=7。2、摩擦锥面平均半径设计得越大，则摩擦力矩越大。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，以及取大以后还会影响同步器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，尽可能将取大些。

52、3、锥面工作长度缩短锥面长度，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。4、同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，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，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。（3）锁止角 锁止角选取得正确，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已有结构的锁止角在2642。变速器壳体变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动

53、齿轮齿顶之间留有58mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油螺塞采用永久磁性螺塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造。CATIA装配图CATIA是 HYPERLINK /doc/4383850.html t _blank 汽车工业的事实标准，是欧洲、 HYPERLINK /doc/1011162.html t _b

54、lank 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（end to end ）的解决方案。CATIA 涉及产品、加工和人三个关键领域。根据以上数据画出三维图主要包括：输入轴、输入轴齿轮、输出轴、输出轴齿轮、同步器、拨叉、操纵机构、箱体、螺母、放油螺栓等10部分。图 4-3 三维设计总装图本章小结本章主要简单介绍了变速器壳体应该满足的要求,对一些变速器附件进行了选择。并最终画出三维设计图。结论汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。本设计是依据现有生产企业生产车型的北汽e系列手动挡变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡