机械式变速器

手动变速器的初步设计设计要求本设计的目的是设计一台用于5t中型载货汽车上的FR式的手动变速器。根据货车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。

具体设计方案一机械式变速器方案的确定变速器传动机构的结构分析与型式选择中间轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用，对比如下表。优点缺点中间轴式变速器直接档的效率高，磨损及噪音也最小，在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比。除直接档外其他各档的传动效率有所下降。两轴式变速器省去了中间轴，在一般档位只经过一对齿轮就可以将输入轴的动力传至输出轴，所以传动效率要高一些。任何一档都要经过一对齿轮传动，所以任何一档的传动效率又都不如三轴变速器直接档的传动效率高。因为设计的汽车采用发动机前置，后轮驱动，因此这里选择中间轴式变速器。下面是几种常用的布置方案。图1-1中间轴式六档变速器传动方案以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。倒档传动方案下面是几种常用的倒档布置方案图

1-2常用方案方案分析1-2b其优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而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。1-2c能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。1-2e方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。1-2f方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度。1-2g其缺点是一档、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。图1-2为常见的倒挡布置方案。上表是对相关常用倒档方案的分析，本设计采用图1-2f所示的传动方案。变速器主要零件结构的方案分析齿轮型式斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。换档结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。类型特点直齿滑动齿轮换档直齿滑动齿轮换档结构简单、紧凑，但换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等，除一档、倒档外很少采用。啮合套换档啮合套换档，齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高齿轮的强度和寿命。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。同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，同时操纵轻便，缩短换档时间，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，轴向尺寸增加，铜质同步环使用寿命短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。因此本设计采用同步器换挡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：将啮合套做得长一些（如图1-4a）或者两接合齿的啮合位置错开（图1-4b）,这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1〜3mm。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。将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.3〜0.6mm），这样，换档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1-5）。将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜2o~3o），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力（图1-6）。这种结构方案比较有效，采用较多。图1-4防止自动脱档的结构措此段切薄加工成斜面图1-6防止自动脱档的结构措施皿本设计中所选用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图1-7所示：44图1-7锁环式同步器1、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6一滑块;7-止动球;8-卡环;9一输出轴;10、11-齿轮二变速器主要参数的选择与主要零件的设计2.1变速器主要参数的选择档数和传动比范围的确定近年来，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4〜5个档位的变速器。本设计也采用5个档位。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。最大爬坡度要求的变速器I档传动比由下式计算.〉mgWmaxY'—上时式中m——汽车总质量；g——重力加速度；Wmax――道路最大阻力系数；rr――驱动轮的滚动半径；Temax一一发动机最大转矩；i0主减速比；n----汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件Tin八—max-<G2pr求得的变速器I档传动比为：i<wTmax/式中G^---汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；代---路面的附着系数，计算时取件0.5〜0.6。中间档的传动比理论上按公比为：q=的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位TiYgmin间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。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、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：A=Ka3厂AImax式中Ka——中心距系数。对轿车，KA=8.9〜9.3；对货车，KA=8.6〜9.6；对多档主变速器，Ka=9.5〜11；ATIm5――变速器处于一档时的输出扭矩：Imax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。齿轮参数的选择(1)齿轮模数第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mnm=0.47mm一档直齿轮的模数mm=0.33寸裳mm(2)齿形、压力角a、螺旋角。和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。表2-1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角、.项目车型齿形压力角a螺旋角&轿车高齿并修形的齿形14.5°，15°，16°16.5°25°〜45°一般货车GB1356-78规定的标准齿形20°20°〜30°重型车同上低档、倒档齿轮22.5°，25°小螺旋角根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b=(4.5〜8.0)mm斜齿b=(6.0〜8.5)mm2.2各档传动比及其齿轮齿数的确定确定一档齿轮的齿数一档传动比i=勺•ZgiZ1Z10为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和Z£：2Az-——£m确定常啮合齿轮副的齿数Z.Z_2=iX-10-19而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等A=%（Z1+Z2）2cosp由此可得：Z+Z=2Acospn根据所得的数据再去确定其他档位的齿数2.3齿轮变位系数的选择三变速器齿轮的强度计算与材料的选择3.1齿轮的强度计算与校核齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力Gw—FASwbty式中，。卬——弯曲应力（MPa）；.前――一档齿轮10的圆周力K――应力集中系数bKf----摩擦力影响系数b齿宽（mm）t端面齿距（mm）y----齿形系数，在下图中选取

齿形系数图当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为:ZgZ2gemaxZZ（1）斜齿轮弯曲应力FK——1——i—wbtyKi二档齿轮圆周力:2T

=F=——g

d8齿轮接触应力=0.418bFE(11+一齿形系数图当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为:ZgZ2gemaxZZ（1）斜齿轮弯曲应力FK——1——i—wbtyKi二档齿轮圆周力:2T

=F=——g

d8齿轮接触应力=0.418bFE(11+一F——圆周力在（N），F=2T/d；----节点处的压力角（°）；p----齿轮螺旋角（°）;E----齿轮材料的弹性模量（MPa）；b齿轮接触的实际宽度，20mm；p『pb――主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮：p=rsin以p=rsin以bb斜齿轮：p,=«sina）/cos2Pp=（rsina）cos2P其中，r、。分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷七响作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力p.见下表：表3-1变速器齿轮的许用接触应力齿轮p./MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900〜2000950~1000常啮合齿轮和高档1300〜1400650~700通过计算可以得出各档齿轮的接触应力四变速器轴的强度计算与校核4.1变速器轴的结构和尺寸的确定4.2轴的校核第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为PT9550000T广W'0眼3"-[T」T

式中：tt——扭转切应力，MPa；T----轴所受的扭矩，N・mm；W轴的抗扭截面系数，mm3;P――轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；:t^]——许用扭转切应力，MPa。轴的刚度其计算公式为：…一T中=5.73x104一GI式中，T----轴所受的扭矩I=兀d4/32；G----轴的材料的剪切弹性模量IpI=兀d4/32；轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力F、径向力F及轴向力F可按下式求出：traf=2L2td_2Titan以F—emaxrdcosPF_2TitanPad式中i----至计算齿轮的传动比d----计算齿轮的节圆直径a——节点处的压力角P-—-螺旋角七max----发动机最大转矩轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度fc和在水平面内的挠度f可分别按下式计算尸Fa2b2f=—1——3EIL式中，F----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）1F----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）E----弹性模量（MPa）I惯性矩（mm4），I=兀d4/64,d为轴的直径（mm）；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）。五变速器同步器和操纵机构的设计同步器的结构的选择本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图锁环式同步器1、9-变速器齿轮2-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-结合套同步环主要参数的确定同步环锥面上的螺纹槽锥面半锥角a摩擦锥面平均半径R锥面工作长度b同步环径向厚度锁止角p同步时间t变速器操纵机构的设计如下图所示六档变速器操纵机构1六枯度透春匪纵机杓

1，兀乎拔典似巳的控买主一三图耕tu-啪殊|岛二，二梏拨耳"-侧型捷夏5__二情推工鞘,*'二，日椅援ESIhie五、六挡遂31物』11-挨挡站门/_度斐f