基于proe与ansys的奇瑞a516轿车变速器设计毕业论文

黑龙江工程学院本科生毕业设计绪论1.1选题的目的和意义汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分。由于汽油机额定转矩对应的速度范围很小,而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化，因此要用齿轮传动来适应驾驶时车速的变化。变速器是传动系的主要部件,它的性能对整车的动力性、燃油经济性以及乘坐舒适性等方面都有十分重要的影响。手动机械变速器可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、传动效率高、故障率相对较低、经济性好、环保性强、物美价廉,因此在市场上仍占有一席之地，开发手动机械变速器也适应当代世界经济的发展和需要。随着科技的高速发展，节能与环境保护、应用新型材料、高性能及低成本都可将作为汽车新型变速器的研究方向。1.1.1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[1]。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。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。变速器传动机构有两种分类方法。根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，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。1.1.2汽车变速器的发展现状教练车都是手动早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传递形式是很简单的，一般都采用皮革作衬垫的油浴离合器。汽车自动变速器作为一种新型的传动器，最早是1939年由通用公司奥兹莫比尔部开发的。自20世纪40年代起人们就不遗余力地发展自动变速器1940年奥兹莫比尔采用液力自动变速器，这是在批量生产的美国汽车上最早采用的全自动变速器，也是第一台现代意义上的自动变速器。1948年，自动变速器已经发展到与行星传动组成一体的液力变矩器。1983年，丰田汽车公司生产了A140E型自动变速驱动桥。这是第一种电控换挡自动变速器，开创了变速器发展的新趋势。在我国上海通用汽车公司在其生产的别克轿车上装备了4T65-E型电控自动变速器，这是我国第一家汽车公司将自动变速器作为标准装备装于轿车。世界最大的手动变速器制造商德国ZF公司预测说，到2012年北美市场出售的汽车中将只有6%是手动挡，欧洲与美国的情况不同，有机构预测，到2013年欧洲有52%的汽车还是手动挡，配备自动手动的变速器将只有10%,配备无级变速器的将占2%,配备双离合变速器的将占16%，欧洲人崇尚节能环保，喜欢开小型车，更青睐手动变速器的经济燃油性。而在日本变速器市场，CVT的市场占据绝对优势。在我国，虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年中高档的汽车是不会轻易放弃手动变速器的。另外，现在在我国的汽车驾校中，变速器的，除了经济适用轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些之外，关键是能够让学员打好基础以及锻炼驾驶协调性。1.2设计的内容及方法本次设计的变速器是在原有奇瑞A516的变速器的基础上，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与选择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。6、设计流程图。图1.1设计流程图变速器传动机构与操纵机构的布置2.1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。2.1.1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。而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同[5]。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。综上所述，由于此次设计的君威2.0变速器是中档轿车变速器，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。2.1.2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，倒档传动采用图2.1f所示方案。图2.1倒档布置方案2.1.3零部件结构方案分析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[6]。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：（2.1）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1.25～1.40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μm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。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易[7]。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。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，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与μm，硬度不低于58～63HRC。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[8]。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。2.2变速器操纵机构布置方案2.2.1概述根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求[9]：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。1、直接操纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。2、远距离操纵手动换档变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。3、电动自动换档变速器20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档，这种变速器成为电动自动换档变速器[10]。由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换档变速器。2.2.2典型的操纵机构及其锁定装置图2.3为典型的操纵机构图定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。1、换档机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。2、防脱档设计互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：（1）互锁销式图2.4是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。图2.4，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.4，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。图2.4互锁销式互锁机构（2）摆动锁块式图2.5为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。（3）转动钳口式图2.6为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用[11]。图2.5摆动锁块式互锁机构图2.6转动钳口式互锁机构操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。本次设计属于前置前轮驱动的轿车，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。2.3本章小结本章主要介绍了变速器传动机构和操纵机构的类型，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、操纵机构的布置方式、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3.1变速器主要参数的选择本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，奇瑞A516整车主要技术参数如表3.1所示：表3.1奇瑞A516MT整车主要技术参数发动机最大功率87.5kw车轮型号195/55R185V发动机最大转矩147N·m最大功率时转速6150r/min最大转矩时转速4300r/min最高车速185km/h总质量1290kg变速器形式手动五档3.1.1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4～5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4～5个档或多档。载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t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间的比值小。因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器。3.1.2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0.7～0.8。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3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。本设计最高档传动比为0.77。3.1.3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[12]：（3.1）mmrad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=150mm；b=111mm；L=261mm；d=35mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm五档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=166mm；b=95mm；L=261mm；d=60mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）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=166mm；b=95mm；L=261mm；d=35mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm倒档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=216mm；b=45mm；L=261mm；d=30mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）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=216mm；b=45mm；L=261mm；d=30mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）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。3.4.2轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：计算输入轴的支反力：NNN已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm1、垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即：（3.26）将有关数据代入（3.26）式，解得：=2932.04N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：（3.27）（3.28）将相应数据代入（3.27）、（3.28）两式，得到：3、计算垂直面内的弯矩B点的最大弯矩为：N·mmN·mmN·mmB点的最小弯矩为：N·mm4、计算水平面内的弯矩N·mm5、计算合成弯矩N·mmN·mm轴上各点弯矩如图3.6所示：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(3.29)式中：（N.m）；——轴的直径（mm），花键处取内径；——抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.29）式，得：MPaMPa在低档工作时，400MPa，符合要求。图3.6输入轴的弯矩图对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：NNN已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm，c=50mm主动锥齿轮的受力分析：（3.30）式中：——发动机输出的最大转矩；——锥齿轮齿宽中点处的直径；——一档传动比。NNN1、垂直面内支反力对A点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即：（3.31）将有关数据代入（3.31）式，解得：=998.39N同理，对C点取矩，由力矩平衡公式：，可解得：N2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：（3.32）（3.33）将相应数据代入（3.32）、（3.33）两式，得到：N，N3、计算垂直面内的弯矩A点的弯矩为：N·mmB点的弯矩为：N·mmN·mmN·mmD点弯矩为：N·mm4、计算水平面内弯矩：A点的弯矩为：N·mmB点的弯矩为：N·mmN·mm5、计算合成弯矩N·mmN·mmN·mm轴上各点弯矩如图3.7所示：图3.7输出轴弯矩图把以上数据代入（3.29），得：MPaMPaMPa在低档工作时，400MPa，符合要求。3.5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，，h3.5.1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30305型号轴承KN，KN。1、变速器一档工作时N，N轴承的径向载荷：=2932.04N；N轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=2NNN所以NN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3.4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ⅠⅡⅢⅣⅤ轿车普通级以下3113069410.532076.54<1182368中级以上3112277410.5210.5874<10.532076.5510.52418.5755<10.521557.525查表3.4可得到该档的使用率，所以：h所以轴承寿命满足要求。3.5.2输出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轴承型号为：右轴承采用30305型号KN，KN左轴承采用30210型号KN，KN变速器一档工作时：一档齿轮上力为：N，N锥齿轮上的力：NNN轴承的径向载荷：=1346.03N；N轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=2NNN所以NN2、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：NNh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。3.6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；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。变速器同步器的设计同步器有常压式、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，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。惯性式同步器中有锁销式、锁环式、滑块式、多片式、和多锥式几种。锁销式同步器锁销式同步器结构图5.1所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环2和齿轮3上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套1的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对的移动。在惯性式同步器中，弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。锁销式同步器工作原理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，作轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，如图4.1所示，由于齿轮3的角速度和滑动齿套1的角速度不同，在摩擦力矩作用下琐销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。由于和不等，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。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=|-|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，此时滑动齿套和锁削上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。1-滑动齿套2-同步环3-齿轮4-锁销5-钢球6-销7-弹簧图4.1锁销式同步器结构方案锁环式同步器锁环式同步器结构如图4.2锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是做在锁环1或4上的齿轮和做在啮合套7上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换挡的中间位置，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，而缺口的尺寸要比滑块宽一个接合齿。锁环式同步器工作原理换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，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，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，并由滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图4.3a）,使啮合套的移动受阻，同步器处在锁止状态，换挡的第一阶段工作至此已完成。换挡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，完成了换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而图4.2锁环式同步器1、4—锁环2—滑块3—弹簧圈5、8—齿轮6—啮合套座7—啮合套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挡力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合(图4.3b)完成同步换挡。图4.3锁环式同步器工作原理a)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—滑块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）接近尺寸b同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离b（图4.4），称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.2～0.3mm。（2）分度尺寸a滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距a（图4.4）,称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸，应予以控制。（3）滑块转动距离c（图4.5）滑块在锁环缺口内转动距离c影响分度尺寸a。滑块宽度d、滑块转动距离c与缺口宽度尺寸E之间的关系如下E=d+2c（4.1）图4.4接近尺寸和分度尺寸1—啮合套接合齿2—滑块3—锁环4—齿轮接合齿滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系如下c（4.2）式中，为滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）；为接合齿分度圆半径。（4）滑块端隙滑块端隙系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，如图5.6所示，同时，啮合套端面与锁环端面的间隙为，要求>。若<,则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸b<0,此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以通过同步环，而使同步器失去锁止作用。为保证b>0,应使>，通常取=0.5mm左右。锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙（图4.6），并可称之为后备行程。预留后备行程的原因是锁环的摩擦面会因摩擦而磨损，并在接下来的换挡时，锁环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若锁环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现锁环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取=1.2～2.0mm。在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.2～0.5mm。图4.5滑块转动距离1—啮合套2—锁环3—滑块4—锁环缺口图4.6滑块端隙4.3本章小结本章主要介绍了同步器的几种形式，并着重介绍了惯性式同步器的锁销式同步器和锁环式同步器，对它们的结构和工作原理进行了介绍，最后对锁环式同步器主要尺寸如何确定进行了简单的介绍，确定了同步器的主要尺寸。第5章变速器传动机构的三维设计5.1Pro/E软件简介Pro/E是美国PTC公司的产品，它较早把“特征”和“特征添加”的概念和方法运用在三维模型的创建中，具有基于特征的全参数化的强大三维建模功能。当前国内大部分企业CAD技术已经得到广泛应用，但也只是实现了辅助绘图的目标。因为CAD是辅助设计，既然是设计就不但要想到产品的机械模型，还应该想到产品的结构设计、运动分析、优化设计和生产加工等，只要这样才能发挥CAD的真正作用。要真正做到这一点，单凭二维CAD是不够的，必须采用三维CAD才更加科学合理。与二维CAD相比三维CAD有其显而易见的优点：（1）能建立与实物完全相同的数字样机；（2）辅助进行复杂机构与新产品设计；（3）真正实现参数化驱动；（4）能自动或方便的检查数字样机的干涉和间隙；（5）自动生成工程图；（6）自动计算重量和重心；（7）提高设计效率；（8）为实现系列化、通用化、标准化设计提供便利条件；（9）数字模型为CAM/CAE提供了运用基础；（10）提升企业技术水平与形象，便于与客户交流。当今比较流行的三维结构设计软件有Pro/E、UG、CATIA等，其中UG、CATIA的曲面造型能力比较强大，建模方式则更加灵活，尤其是CATIA，在航天业和汽车业很受青睐。而Pro/E是基于特征的全参数化软件，采用的是单一数据库管理系统，零件模型、装配模型、制造模型工程图之间是全相关的，一个地方的尺寸更改后，其他与之有继承关系的模型中业会相应更改，能够为参数化驱动提供很好的条件。而且Pro/E与各大分析、仿真软件接口能力特别强，如与ANSYS等软件Pro/E都有专门的接口模块与其实现无缝连接，具有良好的兼容性。相比较而言，Pro/E对计算机硬件的要求没有UG、CATIA的高，且具有复杂零件的实体造型、曲面设计、产品大装配和装配检查的能力，为本课题的研究提供有利的条件。5.1.1变速器输出轴模型的建立1、建立新文件单击工具栏中的新建文件夹按钮，在弹出的“新建”对话框中选择“零件”单选按钮，并取消“使用缺省模板”复选框，在“名称”文本框输入新建文件名tire。单击“新建”对话框中的“确定”按钮，进入零件设计工作界面。2、使用拉伸工具建立输出轴轴（1）单击按钮，打开拉伸特征操控板。各选项设置如下图5.1；图5.1轮胎基体拉伸特征操控板的设置（2）单击按钮，点击编辑按钮，选择FRONT基准面为草绘平面，RIGHT基准面为视图方向参照；（3）单击“草绘”按钮，进入草绘工作环境。绘制如下图5.2所示的拉伸截面；（4）单击按钮，返回拉伸特征操控版，单击按钮，完成拉伸特征的建立，如下图5.3所示。图5.2输出轴基体的草绘图5.3拉伸出输出轴基体3、使用拉伸工具建立轴花键（1）单击按钮，打开拉伸特征操控版。各选项设置如图5.4所示；图5.4拉伸特征操控板的设置（2）单击基准按钮，建立一个基准面；（3）单击“草绘”按钮，进入草绘工作环境。绘制如下图5.5所示；（4）单击按钮，返回拉伸特征操控版，单击按钮，花键建立完成如图5.6所示。图5.5输出轴花键的草绘图5.6输出轴花键5、重复轴拉伸和花键命令最后完成输出轴图5..8输出轴5.1.2变速器输入轴模型建立重复5.1.1拉伸命令建立输出轴，如图5.9所示。图5.9输入轴5.2变速器齿轮模型的建立（1）输入齿轮的各项参数：齿数：tooths；模数：mn；压力角：angle；螺旋角：helix；变位系数：xn；齿高变动系数：teeth_change_modulus；径向间隙径向间隙系数：c_modulus；齿顶高系数：ha_modulus；齿宽：teeth_width；齿厚等于齿槽宽的圆的直径：dse；如图5.10所示。（2）编辑齿轮关系式：见“软件下载”区；如图5.11所示。图5.10参数列表图5.11关系列表（3）插入基准曲线（草绘）：FRONT平面作为草绘平面，绘制4个圆，圆的直径分别设定为：da,db,df,dse；完成后如下图5.12所示：图5.12草绘平面图5.13渐开线生成（4）插入基准曲线（从方程）：选取坐标系后选柱坐标选项，输入渐开线方程：/*柱坐标

x=t*sqrt((dx/db)^2-1)

y=180/pi

r=0.5*db*sqrt(1+x^2)

theta=x*y-atan(x)

z=0点击确定如图5.13所示（5）创建拉伸特征（齿顶圆拉伸）：FRONT平面为草绘平面，进入草绘模式后按“使用边”命令选取直径等于da的圆创建拉伸截面，如图5.14；图5.14拉伸平面图5.15基准轴（6）插入基准轴A_2：过柱面，选上面创建的柱面，完成如图5.15：插入基准点PNT0：用曲线相交选项创建基准点如下图5.16：图5.16点PNTO图5.17平面DTM1（8）插入基准平面DTM1：穿过轴A_2，穿过点PNT0，完成如图5.17：（9）复制第4步创建的渐开线：先以DTM1平面作为基准镜像，再旋转360/tooths/2度，完成如图5.18：图5.19复制后的渐开线图5.20DTM2、DTM3（10）插入基准平面DTM2，DTM3：DTM1平面绕轴A_2旋转360/tooths/4得到DTM2，再创建DTM2平面的法向平面并穿过轴A_2得到DTM3平面，如图5.20所示：（11）创建扫描轨迹：A）插入基准曲线：选DTM3平面作为草绘平面画一段线与DTM2平面相交角度为helix；B）插入基准曲线（投影）如图5.21：图5.21扫描轨迹图5.22创建齿槽（12）用扫描创建齿槽：选取上面的投影线作为扫描轨迹，扫描截面：由两根渐开线分别和齿根圆用倒圆角的方式创建，圆角半径设为pf；完成后如图5.22：（13）复制齿槽：如图5.23：图5.23复制齿槽图5.24生成矩阵（14）组阵列齿槽，完成后如图5.24：（15）剪切齿的两端（各切掉3mm),完成后如5.25图：图5.25齿轮的生成5.3变速器传动机构模型的虚拟装配5.3.1Pro/E基本装配约束利用Pro/E装配约束，可以制定一个元件相对于装配体（组件）中其他元件（或装配环境中基准特征）的放置方式和位置。装配约束的类型包括匹配（Mate）、对齐（Align）和插入（Insert）等。在Pro/E中，一个元件通过装配约束添加到装配体中后，它的位置会随着与其有约束关系的元件的改变而相应的改变，而且约束设置作为参数可随时修改，并可与其他参数建立关系方程，这样整个装配体实际上是一个参数化的装配体。1、主要装配约束（1）匹配（Mate）约束可使装配体中的两个平面（表面或基准平面）重合并且朝向相，也可以使两个平面离开一定的距离。（2）对齐（Align）约束可使装配体中的两个平面（表面或基准平面）重合并且朝向相同方向。也可以使两条轴线同轴，或者使两个点重合等特点。（3）插入（Insert）约束可使两个装配元件中的两个旋转面的轴线重合等特点。2、装配模型的一般创建过程（1）新建装配文件选择新建文件，单击类型中组件按钮，其他为默认值。（2）装配第一个零件选择下拉菜单插入→元件→装配命令。完成第一个零件的导入。（3）装配第二个零件①引入第二个零件同上一步引入要装配的第二个零件。②放置第二个零件前的准备。可通过装配选项卡中的移动命令，将零件放置在适合的位置，为添加零件间的约束做好准备。移动命令的操作界面如图5.26所示。图5.26装配体移动和约束选项卡③完全约束放置好的第二个零件。在放置界面的约束类型表框中，定义第二个元件与一个元件间的约束关系约束选项卡，如图5.26所示。5.3.2变速器传动机构的部分装配图和爆炸图通过研究变速器的工作原理，同时，还要考虑变速器轴和齿轮各部件间的配合关系，这些约束对变速器传动机构的动态特性都有很大的影响。但是，在仿真过程中我们首先只考虑汽车直线行驶的工况。所以装配时可以先忽略这些因素的影响。根据上一节的装配过程完成整体模型的部分装配图和装配爆炸图。如图5.27、图5.28所示。图5.27总体装配图图5.28总体装配图爆炸图5.4装配模型干涉检查装配模型中如果存在运动干涉，将不能进行正常的动态分析或得不到正确的分析结果。所以，在Pro/E环境中完成驱动桥整体模型装配后，需进行干涉检查。以确保后面进行动态仿真分析时，各个零件间不存在运动干涉。Pro/E软件可以自动的对装配模型进行干涉分析，并生成相应的信息报告。干涉分析的设置过程：图5.29总体装配图选择Pro/E环境中，菜单中的分析菜单下选择：→模型→全局干涉，过程如图5.30所示。在Pro/E环境中，会出现如图5.31所示的菜单选项，选择进行分析。分析完成后，如果不存在运动干涉全局选型卡将自动关闭。如果存在干涉的情况则如图5.32所示信息。图5.30干涉检查设置过程图5.31全局干涉选项卡通过全局干涉检查分析后，得出变速器传动机构模型中的各个零件间是否存在运动干涉。针对检查存在的运动干涉，返回Pro/E的建模环境对存在干涉的零件模型的特征进行修改。反复的重复上述步骤，直至装配模型中不存在运动干涉。图5.32存在运动干涉的情况5.5本章小节通过查找变速器知识的相关资料，应用三维制图软件Pro/E建立了变速器传动机构模型在Pro/E环境下进行三维模型的虚拟装配，并对装配好的模型进行干涉检查，为后续的变速器轴ANSYS有限元分析做好充分准备。变速器关键零件ANSYS有限元分析6.1Pro/E与ANSYS模型数据传递在CAD/CAE两个领域中，最具有代表性的应用软件分别是Pro/E和ANSYS。Pro/E是目前市场占有率最大、用户最多的三维软件，它拥有强大的实体和曲面造型功能，是基于特征的全参数化软件，采用的是单一的数据库管理系统，零件模型、装配模型、制造模型工程图之间是全相关的，一个地方的尺寸修改后，其他与之有继承关系的模型中也会相应的更改，能够为参数化驱动提供很好的条件。Pro/E软件包也包括工程分析模块，它的主要作用是进行有限元分析，但该功能模块相对于一些专业的有限元分析软件，不仅提供的单元数量少，网格划分能力弱，而且求解的结果处理也相对繁琐，因此对于零件进行工程分析，用户大多采用专业软件ANSYS。ANSYS是目前世界顶端的有限元商业应用程序，是融结构、流体、电场、磁场、声场分析与一体的大型通用有限元分析软件，它具有以下特点：（1）强大的网格划分功能；（2）强大的加载求解能力；（3）强大的后处理能力。与其它有限元软件相比，ANSYS的通用性更强，它所具有的强大有限元分析功能很适合对载运车辆轮胎在不同压力场和温度场下的应力应变分布状况进行研究，尤其是与Pro/E软件之间有专用的模型数据转换接口，两种软件之间能够实现兼容性很好的无缝连接，可以将Pro/E中建立的轮胎三维模型方便的导入到ANSYS中，充分发挥两个软件各自的优势，能够更加准确的获得仿真的结果。因此，用Pro/E完成轮胎的三维建模，然后将模型导入ANSYS中进行工程分析是完成轮胎CAD/CAE较好的一条途径。通过Pro/E和ANSYS这两个工具的强强结合，充分发挥两者各自的优势来研究开发复杂机械系统虚拟样机是当前国内多数研究群体的首选方案。6.1.1Pro/E与ANSYS间模型转换方式当前CAD/CAE软件开发的专业化分工程度越来越高，要求实现不同软件系统的集成，避免出现“自动化孤岛”。而不同软件组成集成系统的关键问题就是数据转换（这里主要指将Pro/E的模型数据转入ANSYS并在其中进行分析）。目前在这两个软件之间的数据转换主要有两中方法：通过中间数据格式进行转换以及通过专门接口软件进行直接转换。1、通过IGES中间标准格式转换IGES是一种被普遍接受的中间标准格式，用来在不同的CAD和CAE系统之间交换几何模型。ANSYS的IGES输入能力在工业界中是最强的。而且，因为过滤器程序可以输入部分文件，所以用户至少可以输入模型的一些部分。而在Pro/E中也可以将建立的PRT文件方便地另存为IGES文件。因此通过IGES格式进行这两个软件之间的数据转换是比较常用的方法。但这种方法是间接的转换方法，因此，如果Pro/E中建立的模型特征过多或结构复杂，那么再生成的IGES文件就会不完整，在输入ANSYS后会造成分析结果不准确。使用IGES中间标准格式有个缺点：导入模型相当耗费时间，消耗的时间与模型的复杂程度成正比。因此我们要寻求一种直接的转换方式。2、通过接口软件进行转换ANSYS软件安装选项中包含与Pro/E软件的接口模块ConnectionforPro/E，此模块不仅能将Pro/E模型数据转换给ANSYS，同时也提供了以执行部件为基础的参数化优化设计的功能。该功能允许从建立以部件为基础的参数化Pro/E模型开始，用ANSYS程序对其进行优化，并以一个优化的模型结束，而且仍是以部件为基础的参数化模型。对于直接转换，我们可以得到更多的好处，比如可以方便修改模型和分体划分网格，这些对于ANSYS后处理都是很有帮助的。这也是本课题选择的方法。6.1.2配置Pro/E—ANSYS接口ANSYS在默认的情况下是不能直接对Pro/E中的pat及asm文件进行直接转换的，必须通过以下对ANSYS设置连接过程进行激活模块：鼠标点击“开始→程序→ANSYS8.0→Utilities→ANS_ADMIN”，选择configurationoptions→OK，接下来的对话框顺序选取。ConfigurationConnectionforPro/E→OK，ANSYSMultiphysics&WIN32→OK，完成后ANSYS提示已在自己的安装目录中成功生成configanscon文件，记下configanscon的路径。在接下来出现的对话框中“Pro/EngireerInstallationpath”选项后输入Pro/E的起始安装路径如“C：\Pro-gramFiles\proeWildfire2.0”：“LanguageusedwithPro/Engineer”选项用默认的usascii，点击OK。出现对话框提示在Pro/E目录下建立了一个protk.dat文件，点击确定完成配置。然后将configanscon拷贝到Pro/E的安装路径。最后，将ANSYS的路径追加到path，如“C：\ProgramFiles\AnsysInc\SharedFiles\bin\intel”运行Pro/E，在Pro/E软件的工具菜单后面出现了ANSYS8.0，则说明连接成功了。6.1.3通过接口将Pro/E模型导入到ANSYS软件在Pro/E软件里通过与ANSYS建立好的数据接口将图形直接导入到ANSYS里，变速器输出轴的导入过程如图6.1所示图6.1将输出轴模型导入ANSYS软件6.2输出轴ANSYS分析过程6.2.1前处理有限元法的前处理包括绘制几何图形、划分单元网格、读取点坐标值、准备材料性质参数、确定边界条件及选择计算步长等。对于变速器输出轴结构的有限元分析，绘制变速器输出轴材料分布图是必备的，可以按照材料分布图划分单元。对于二维分析，在变速器输出轴材料分布图上划分单元就可以满足要求。若进行三维分析则要在二维分析的基础上增加周向坐标。材料性质包括橡胶、帘线的弹性模量、泊松比以及按复合材料计算的弹性常数。由于本研究的建模过程是在Pro/E软件中完成的，所以首先通过已经建立好的数据接口将Pro/E输出轴及模型分别导入到ANSYS软件中。1、定义单元类型在进行有限元分析时，首先应根据分析问题的几何结构、分析类型和所分析的问题精度要求等，选定适合具体分析的单元类型，设定方式如下图6.2所示。图6.2单元类型的设定2、定义材料属性轴的材料为45钢，弹性模量值EX=2.0e11，泊松比PRXY=0.25。6.2.2网格划分在ANSYS软件中调入变速器输出轴的三维实体模型，分别划分网格，其精度均为10，分析和实践,模型采用三维5节点实体单元,分别用52006个实体单元和85272个节点代替原实体模型,其有限元模型如图6.3所示图6.3输出轴网格划分6.2.3有限元的约束与加载根据具体问题选择有限元程序，处理过程由计算机完成。完成输出轴约束的建立和加载过程如下图6.4所示。输出轴的两端进行约束，分别加载输出轴的力如图6.4（a）所示，为变速器中间加力检查外界对他的冲击。所以对输出轴左端轴承位点进行X、Z方向自由度的约束,对输出轴右端轴承位置的4个节点约束其X、Z方向的自由度。输出轴约束的建立和加载过程如下图6.6所示。图6.6（a）各部分加载力图6.6（b）建立约束图6.6（c）进行加载6.2.4查看结果1、查看输出轴的变形及应力结果。（1）查看输出轴变形结果，变形为0.754×10mm,如下图6.7所示。图6.7输出轴变形结果（2）查看输出轴应力结果1）X轴方向应力为17.8MPa，如图6.8所示。图6.8X轴方向应力Y轴方向应力为50.5MPa,如图6.9所示。图6.9Y轴方向应力3）Z轴方向应力为25.8MPa，如图6.10所示。图6.10Z轴方向应力4）查看输出轴总应力结果为52.7MPa，如下图6.11所示图6.11总应力图6.2.5结果分析1、输出轴本体材料为宝钢产的B510L1汽车用钢:弹性模量为2×MPa;泊松比为0.3;屈服应力为355MPa;屈服极限为610MPa。约束情况:对两端进行x、z方向自由度的约束,。输出轴的满载轴荷为147kN,轴的载荷分别以面力方式施加在变速器壳体部位。查看输出轴形结果，变形为0.754×10mm,查看出轴总应力结果为52.7MPa400MPa内，合格。6.3本章小结本章在掌握有限元法的基本原理和操作方法的前提下，考虑了载荷、约束和力对变速器输出轴的影响。输出轴的应力分析，并在此基础上得出结论所设计的变速器传动机构是否合理，主要进行了用ANSYS对轴进行变形和应力分析，分析结果符合本设计要求。结论变速器是汽车上的一个重要组成部分，它的技术参数直接影响整车的性能，其参数必须经过严格计算，有些部件还要进行试验，以检验它的可靠性。以奇瑞A516汽车主要技术指标，发动机功率转速及车辆行驶环境为依据，通过计算已有的数据得出变速器的各项参数。从而设计一台符合要求的汽车变速器。所设计的变速器，中心距为73mm，最大输入扭矩为147，该变速器有五个前进挡、一个倒挡，都采用锁环式同步器换挡，各挡的传动比分别为一挡是3.08、二挡是2.26、三挡是1.58、四挡是1.13，五挡是0.77、倒挡是2.85。本设计说明书从发动机选择开始，综合地考虑使用、经济、工艺、安全性等方面的设计要求，确定合理的设计方案，进而对变速器二轴和操纵机构进行设计，并对一些部件进行必要的校核。并且通过CAD软件进行绘图，运用Pro/E软件进行三维传动机构的建模，利用ANSYS对轴进行有限元分析，共画了1张总成图和5张零件图。手动变速器结构比较经典，以它的工作可靠、制造成本低、拆装容易、维修方便等众多优点在市场上仍然有着相当大的竞争力。但是，它也存在传动比变化范围小、操纵麻烦等缺点。它的发展趋势应该是向着智能化、集成化、高性能、低成本、微型化、应用新型材料、应尽量节能与环境保护。参考文献[1]陈家瑞.汽车构造(上，下册)[M].北京：人民交通出版社，1994.[2]高维山.变速器[M].北京：人民交通出版社，1990.[3]李君，张建武，冯金芝，雷雨龙，葛安林.电控机械式自动变速器的发展、现状和展望[J].汽车技术，2000(03).[4]晓青.汽车变速器的百年变迁[J].汽车运用，2003(12).[5]YolaroHalamuraetal.Actualconceptualdesignprocessforanintelligentmachiningcenter[J].AnnalsoftheCIRP,1995(44)：123-128.[6]刘海江，于信汇，沈斌.汽车齿轮[M].上海：同济大学出版社，1997.[7]孙恒，傅则绍.机械原理[M].北京：高等教育出版社，2000.[8]郑四发，连小珉，蒋孝煜.系列化汽车变速器设计中模型参数化的研究[J].汽车，2004（5）.[9]谢进，丁剑飞，陈永.基于功能、约束和结构的机构概念设计.机械设计与研究[J]，1999（2）：33-55.[10]徐海山，汤梦蕊.变速器电动自动换档机构的设计[J].机械工程师，2002(4)：68-72.[11]JonathanS,Cohone1al.Aformverificationsystemfortheconceptualdesignofcomplexmechanicalsystems[J].Engineeringwithcomputers1994(10)：33-44[12]余志生.汽车理论[M].北京：机械工业出版社，2000.[13]蔡炳炎，徐勇，林宁.机械式汽车变速器的速比配置分析[J].机械研究与应用2005-04：25-26.[14]王望予.汽车设计（第四版）[M].北京：机械工业出版社，2004.[15]刘惟信.汽车设计[M].北京：清华人学出版社，2001.[16]黄雄健，欧艺.轻型货车变速器优化设计[J].广西工学院学报，2000,(03).[17]徐灏.机械设计手册[M].北京：机械工业出版社，2000.[18]王特典，卫家嵋.工程材料[M].南京：东南大学出版社，1996.[19]龚桂义.渐开线圆柱齿轮强度计算与结构设计[M].北京：机械工业出版社，1992.[20]郑修木，冯冠大.机械制造工艺学[M].北京：机械工业出版社，1997.[21]赵世琴，黄宗益，陈明.惯性式同步器的结构分析[J].《起重运输机械》2000(5).致谢时光飞逝，岁月如梭，还有一个月的时间，就要离开这个我学习和生活了四年的母校——黑龙江工程学院，离开了培养我四年的各位老师和领导。 首先要感谢指导我完成这次毕业设计的导师王强老师，感谢他这学期以来对我的辛勤指导。导师严谨的治学态度和精益求精的务实学风使我终身受益，他渊博的知识和对问题敏锐的洞察力是我终身追求的目标。感谢院系各级领导为我们提供了良好的教学设施和学习环境，使我大学四年受益匪浅。另外，还要感谢在设计过程中给予指导和帮助的其他老师和同学，特别感谢在百忙之中抽出时间为我们答辩的各位老师。同时祝愿我们的学校越办越好！附录附录A.ManualTransmissionIt’snosecretthatcarswithmanualtransmissionsareusuallymorefuntodrivethantheautomatic-equippedcounterparts.Ifyouhaveevenapassinginterestintheactofdriving,thenchancesareyoualsoappreciateafine-shiftingmanualgearbox.Buthowdoesamanualtransmissionactuallywork?Ahistoryhowsthatmanualtransmissionsprecededautomaticsbyseveraldecades.Infact，upuntilGeneralMotorsofferedanautomaticin1938,allcarswereoftheshift-it-yourselfvariety.Whileit’slogicalformanytypesoftoday’svehiclestobeequippedwithanautomatic――suchasafull-sizesedan,SUVorpickup――thefactremainsthatnothingismoreofathrilltodrivethanatautlysuspendedsportsedan,snortcoupeortwo-sealerequippedwithaprecise-shiftingfive-orsix-speedgearbox．Weknowwhicntypesorcarshavemanualtrannies.Nowlet’stakealookathowtheywork.Fromthemostbasicfour-speedmanualinacarfromthe’60stothemosthigh-techsix-speedoneinacaroftoday,theprinciplesofamanualgearboxarethesame.Thedrivermustshiftfromgeartogear.Normally,amanualtransmissionboltstoaclutchhousing(orbellhousing）,inturn,boltstothebackoftheengine.Ifthevehiclehasfront-wheeldrive,thetransmissionstillattachestotheengineinasimilarfashionbutisusuallyreferredtoasatransaxle.Thisisbecausethetransmission,differentialanddriveaxlesareonecompleteunit.Inafront-wheel-drivecar,thetransmissionalsoservesaspartofthefrontaxleforthefrontwheels.Intheremainingtext,atransmissionandatransaxlewillbothbereferredtousingthetermtransmission.Thefunctionofanytransmissionistransferringenginepowertothedriveshaftandrearwheels(oraxlehalfshaftsandfrontwheelsinafront-wheel-drivevehicle).Gearsinsidethetransmissionchangethevehicle’sdrive-wheelspeedandtorqueinrelationtoenginespeedandtorque．Lower(numericallyhigher)gearratiosserveastorquemultipliersandhelptheenginetodevelopenoughpowertoacceleratefromastandstill.Initially,powerandtorquefromtheenginecomesintothefrontofthetransmissionsandrotatesthemaindrivegear(orinputshaft),whichmesheswiththeclusterorcountershaftgear――aseriesofgearsforgedintoonepiecethatresemblesaclusterofgears.Thecluster-gearassemblyrotatesanytimetheclutchisengagedtoarunningengine，whetherornotthetransmissionisingearorinneutral.Therearetwobasictypesofmanualtransmissions.Thesliding-geartypeandtheconstant-meshdesign.Withthebasic――andnowobsolete――sliding-geartype，nothingisturninginsidethetransmissioncaseexceptthemaindrivegearandclustergearwhenthetransisinneutral.Inordertomeshthegearsandapplyenginepowertomovethevehicle,thedriverpressestheclutchpedalandmovestheshifterhandle,whichinturnmovestheshiftlinkageandforkstoslideagearalongthemainshaft,whichismounteddirectlyabovethecluster.Oncethegearsaremeshed,theclutchpedalisreleasedandtheengine’spowerissenttothedrivewheels.Therecanbeseveralgearsonthemainshaftofdifferentdiametersandtoothcounts,andthetransmissionshiftlinkageisdesignedsothedriverhastounmeshonegearbeforebeingabletomeshanother.Withtheseoldertransmissions,gearclashisaproblembecausethegearsareallrotatingatdifferentspeeds.Allmoderntransmissionsareoftheconstant-meshtype,whichstillusesasimilargeararrangementasthesliding-geartype.However，allthemainshaftgearsareinconstantmeshwiththec