毕业设计 一台用于轿车上的手动变速器

毕业设计(论文)2XXX毕业设计说明书中文摘要本设计的任务是设计一台用于轿车上的手动变速器。本设计采用三档变速最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可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档(包括一个超速档五档)和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。本次2XXX毕业设计说明书prominentmerits:Firstly,thetransmissionefficiencyofthedirectdrivekeepsoffhigh,bigergearratioofthefirstgearwhenthecenterdistanceissmalAccordingtothecontour,track,wheelbase,thesmallestgroundclearancparametersofthemaxpower,themaxtotothebasicparametersofthecertainsaloon,cratio.Accordingtotheaboveparameters,combiningtheknowledgeofautomobiledesign,automobiletheory,parametersofthegearboxandprooftherationalityofthedesign.toworkundertheadvantageousoperatingmode;②Underthepremiseofthethepowertransmission,tomaketheenginestart,idle,andisadvantafsynchronizertorealizeshiftgears.Keyword:Automobile;Transmissiongearbox;Gear;gearratio2XXX毕业设计说明书 11.1变速器的概述 11.2变速器的种类 11.3机械式变速器的特点 4第二章变速器传动机构布置方案 52.1传动机构的布置方案分析 52.1.1固定轴式变速器 52.1.2倒档的布置方案 82.2变速器零、部件结构方案分析 92.2.1齿轮型式 92.2.2换档结构型式 92.2.3变速器轴承形式 2.2.4齿轮变位系数的选择原则 2.2.5其他问题 第三章变速器主要参数选择 3.2齿轮参数 3.2.1模数的选取 3.2.2压力角α 3.3各档齿数的分配与计算 3.3.1一档齿轮齿数的确定 3.3.2二档齿轮齿数的确定 3.3.3三档齿轮齿数的确定 15XXX毕业设计说明书3.3.5倒档齿轮齿数的确定 3.3.6各档齿轮参数表 第四章变速器的设计与计算 4.1齿轮的损坏形式 4.2齿轮的强度计算 4.3轴的强度计算 4.3.1初选轴的直径 4.3.2轴的强度验算 4.3.3校核各挡齿轮处轴的强度和刚度 第五章同步器的设计 _-5.1惯性式同步器 5.2锁环式同步器 5.2.1锁环式同步器的结构 5.2.2锁环式同步器的工作原理 5.3同步器重要参数的确定 第六章变速器的操纵机构 参考文献 一………………35 第一章绪论1.1变速器的概述我们知道，汽车发动机在一定的转速下能够达到最好的状态，此时发出的使用中还是需要有不同的速度，这样就产生了矛盾增扭，而增速又要减扭呢?在相同情况下，发动机输出的功率是不变的，功率可以表示为那么变速器的具体作用是什么?1)改变传动比，扩大驱动轮的转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的形式条件、2)在发动机的旋转方向不变的前提下，是汽车能倒退行驶；3)利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够启动、怠速，并是变速器便于换挡或进1)保证汽车有必要的动力性和经济性2)设置空挡，用来切断发动机向驱动轮的动力传输3)设置倒档，使汽车能倒退行驶4)设置动力输出装置，需要时能进行功率输出5)换挡迅速、省力、方便6)工作可靠。汽车在行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱档以及换挡冲击等现象发生7)变速器应当有高的工作效率8)变速器的工作噪声低此外，变速器还要满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易和维修方便等要求。1.2变速器的种类2XXX毕业设计说明书手动变速器(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),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为例，卡车用来运输，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型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特情况来看，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”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。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。自动变速器(AutomaticTransmission),利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。2XXX毕业设计说明书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，让驾自由变换降档(-)或加档(+),如同手动档一样。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。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换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有2～7个从市场走向来看，虽然无级变速器是一个技术分量比较高的部件，但是也已经走进了普通轿车的“身体”之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了CVT无级变速器，既方便又省油，且售价也仅在9.68～11.68万元。而且奇瑞汽车销售公司表示QQ无级变速器型年底上市。看来无级变速器在中档车中的运用将越为广泛。1.3机械式变速器的特点2XXX毕业设计说明书承数少，所以结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等有点。表1-1变速器设计的主要参数车身参数长/宽/高车重轴距前轮距后轮距最小离地间隙车身结构掀背车车门数5座位数5个油箱容积行李箱容积发动机排量(cc)排量(L)工作方式自然吸气气缸排列形式L汽缸数4个每缸气门数2个压缩比气门结构缸径冲程马力最大功率(kW)最大功率转速最大扭矩(N·m)最大扭矩转速(rpm)发动机特有技术无燃油汽油燃油标号93号供油方式多点电喷缸体材料铁2XXX毕业设计说明书缸盖材料铝环保标准变速箱变速箱名称3挡手动挡位个数3个变速箱类型底盘转向驱动方式前置前驱前悬挂类型麦弗逊式独立悬架后悬挂类型纵向托臂式扭力梁助力类型纠错机械式液压动力车轮制动前制动器类型碟式后制动器类型鼓式前轮胎规格后轮胎规格前轮辋规格后轮辋规格主减速比：4.82XXX毕业设计说明书第二章变速器传动机构布置方案机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不2.1传动机构布置方案分析2.1.1固定轴式变速器(1)两轴式变速器固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器得到广泛应用。其两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作燥声增大，容易损坏，还有，受结构限制，两轴式变速器与一挡速比不可能设计的很大。对于前进挡，d)图2-1示出用在发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案，其特点是：变速器合齿轮传动；图2-1f中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并且用同步器换档；同步器多数用在输装在输入轴后端，如图2-1d,e所示；图2-1d所示方案有辅助支撑，用来提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声。图2-1f所示方案为五挡全同步器式变速器，以此为基础，只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代，即可改变为四挡变速器，从而形成一个系列产品。2XXX毕业设计说明书(2)中间轴式变速器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图2-2中间轴式三档变速器如图2-2中的中间轴式三档变速器示例的区别为：图2-2a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档。第二轴为三点支承，前端部和后端分别支承在变速器壳体和附加壳体上。图2-2a所示的传动方案又能达到提高中间轴和第二轴刚度的目的；图2-3c所示传动方案的二，三，四档用常啮合齿轮传动，而一档如图2-3中间轴式五档变速器传动方案中，图2-3a所示方案中，除一，倒挡用直齿滑动齿轮2XXX毕业设计说明书样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低噪声外还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。图2-4a所示方案中的一挡，倒挡和图2-4b所示盖CSd图2-3中间轴四档变速器传动方案图2-4中间轴式六挡变速器传动方案2XXX毕业设计说明书变速器用图2-3c所示的多支撑结构方案，能提高轴的刚度。这时如用在轴的平面上可分开的壳体，就能很好的解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-3c所示方案的高档2.1.2倒挡布置方案与前进挡相比，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采动路线中加入一个中间传动齿轮的方案。da图2-5倒档布置方案图2-3为常见的倒挡布置方案。图2-3b所示方案的优点是倒挡时利用了中间轴上的图2-3c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2—3d所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图2-3c所示方案。图2-3e所示方案是将中间轴上的一倒挡齿轮做成一体，将齿宽加长。图2-3f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的无论使两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处，有足够大的刚性，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2XXX毕业设计说明书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。为防止以外挂如倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需要克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。本次设计的变速箱是手动四档两轴式变速箱，器传动方案如上图2-1b所示，考虑到缩小轴向的尺寸，故将器倒档置于一、二档得结合套上，具体布置如下图2-6所示。2.2变速器零、部件结构方案分析2.2.1齿轮型式变速器所用的齿轮有斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮虽然制造时复杂、工作时有轴向力，但因其使用寿命长、工作平稳、噪音小而仍然得到广泛的使用。变速器中的长啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使长啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮用于低档和倒档。本次设计中除一、倒档，其余全为斜齿圆柱齿轮2.2.2换档结构型式变速器换档结构型式有直齿滑动齿轮、啮合套、同步器等三种。汽车行驶时各档齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动齿轮方法换档，会在齿轮端面产生冲击，并伴有噪音。这使齿轮端面磨损加剧并过早损坏。同时使驾驶员精神紧张，而换档时的噪音又使汽车的舒适度减低。只有驾驶员用熟练的技术，使齿轮换档时无冲击，才能克服上述缺点。但是，该瞬间驾驶员注意力被分散，影响行使安全性。因此尽管这种换档方法2XXX毕业设计说明书使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术熟练程度无关，从而提高汽车的加速性、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、同步环使用寿命较短等缺点，但仍然得到2.2.3变速器轴承形式于何处应当采用什么轴承，是守结构限制并所受的载荷的点不同而不同。用圆柱滚子轴承来承受径向力，而后端采用外圆有挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。因此，锥轴承不适合用在线膨胀系数较大的铝合金壳体上。滚针轴承、滑动轴套主要用在齿轮和周不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。并使工作噪声增大。滑动轴套的优点是易制造、成本低。此次设计中采用圆柱滚子轴承。2.2.4齿轮变位系数的选择原则2XXX毕业设计说明书齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。何谓变位?即通过改变标准刀具对齿轮毛坯的径向位置或改变标准刀具齿槽宽后切制的齿形为非标准渐开线齿形的齿轮。采用变位齿轮，除了避免根切和配凑中心距之外，它还影响齿轮强度，使用平稳性，耐磨性、抗校核能力及齿轮的啮合噪声。齿轮的变位分为高度变位和角度变位两类。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮齿根部分的强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变为的缺点就是不能痛风石增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具备了高度变位的优点，又避免饿其缺点。总体变为系数ξ=ξ+ξ2越小，一对齿轮的齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯曲强度越低。但是由于齿轮的刚度减少，易于吸收冲击振动，故噪声会小一点。另外，ξ。值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但有利于较低噪声，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷的着力点距齿根越近，弯曲力矩越小，相当于齿根强度的提高，由于齿根减薄而产生的消弱强度的因素也有所抵消。根据上述的理由，为降低噪声，对于变速器中除去一档、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高档和一档齿选用较大的ξ值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的ξ可取1.0以上。在本次设计中考虑到根切问题，一挡和倒挡采用变位齿轮，其他齿轮不选用变位。可按照下面的公式来确定：2.2.5其他问题因为变速器在低档工作时有较大的力，所以典型的两轴式变速器的低档，布置在靠近后支撑处，然后按照从低档到高档顺序不止各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，有能保证容易装配。多数情况下，输出轴和输入轴及其上面的零部件是通过变速器壳体上方孔口设计在变速器壳体下方或者侧面。输入轴上做在轴上的齿轮外径，应该比壳体前壁轴承孔的尺寸小，因为它要经过该孔装。变速器整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。对于典型的两轴式变速器，通过控制轴的长度既控制档数，可以作到有足够的刚性。通常壳体是整体的，有些地方设计有加强筋板。壳体前或后壁轴承孔之间的连接部分应当留有足够的尺寸。内装操纵机构的变速器盖，用螺栓固定到壳体上，装配后的变速器结构刚度，还与该螺栓的扭紧程度有关。2XXX毕业设计说明书第三章变速器主要参数选择3.1中心距A的选定已知桑塔纳2000手动变速器的一档传动比在3.5左右，先取i=3.5,Temax=155N.m四档五档六档3.2齿轮参数2表3-1汽车变速器齿轮的法向模数m货车的最大总质量mt模数m₁/mm表3-2汽车变速器常用的齿轮模数第一系列第二系列表3-1汽车变速器齿轮的法向模数m。车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车已知此次所设计的变速器是桑塔纳2000手动四速变速器，发动机的排量是1.8V,为中倒挡选用模数为m=3mm,其余各档的模数m=2.75mm3.2.2压力角α强度。实验证明：对于直齿轮，压力角在28°是强度最高，超过28°时强度增加的不多；2XXX毕业设计说明书对于斜齿轮，压力角在25°时强度最高。实际上因国家规定的标准压力角为20°,所以变速器的齿轮采用的压力角普遍是20°。啮合套或同步器的结合压力角有20°、25°、30°等，但普遍使用30°的压力角。所以此次设计中的齿轮锁采用的压力角为20°,同步器的压力角为30°。斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意他对齿轮工作噪声、角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度继续上升。因此从高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望有过大的螺旋角，以15°~25°为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增中间轴式变速器22°~34°两轴式变速器为20°~25°通常根据齿轮模数m(mn)的大小来确定齿宽b:采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿轮的工作宽度初选是可取2~4mm。3.3各档齿数的分配与计算3.3.1一档齿轮齿数的确定桑塔纳2000手动四速两轴式变速器，已知：发动机输出功率p=74千瓦，转速n=5200r/min,最大扭矩Te=155N.M,排量1.8V,载荷平稳，可靠性一般。i₁=错误!未找到引用源。为了求Z₁和Z₂的齿数，先求其齿数和Z,公式如下：(2)选取中间轴一档的齿数2XXX毕业设计说明书轿车两轴式变速器一档传动比i=3.5～3.8时，一档的齿数在Z=11～17,由于所设计为一般中级轿车，载荷平稳、可靠性要求一般。一档齿轮传动比i=3.5,模数m=3mm,取一档主齿轮齿数Z=11。由于齿数为11,将会发生根切，故需要对其进行变位，变位系数ξ=(17-Z)/17=(17-11)/17=0.36取整后Z₂=39,重新计算i₁=Z₂/Z=39/11=3.5453.3.2二挡齿轮齿数的确定i₂=错误!未找到引用源。(3-3)根据初选的中心距A=74,模数为m=2.75。初选螺旋角β=20°带入上式(3-2)中，Z₁=错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。2'先取二挡的传动比i₂=1.8,则带入式(3-3)中得到，2.8Z₃=48Z₃=17.14,取Z=17则Z₁=48-17=31.然后对中心距A进行修正由于齿轮齿数取整后会使中心距发生变化，固需要重新计算中心距：为了方便检测，故中心距应当取整，取A=75mm。由于中心距发生了变化则需要对螺旋角β进行修正，β=20.27°=20°16′12''。由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为i₂=31/17=1.8233.3.3三档齿轮齿数的确定i₂=错误!未找到引用源。(3-4)先取三档的传动比为ig=1.2,则带入式(3-4)中得到，2.2Zs=48Z₅=21.8,取Zs=22则Z=48-22=26.螺旋角不变，为β=20°16’12'’由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为i₃=26/22=1.1893.3.4四档齿轮齿数的确定2XXX毕业设计说明书该挡为最高档，选用超速挡，传动比在0.7~0.9之间，初选四档的传动比为i₁=0.85,则带入式(3-5)中得到，1.85Z;=48Z;=25.94,取Z=26则Z=48-26=22.螺旋角不变，为β=20°16′12'’由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为i=22/26=0.8463.3.5确定倒档齿轮齿数之间，可选倒档齿轮齿数Z₁=22,为避免齿轮9,与齿轮10齿顶圆的接触，故将齿数Z取初选倒档的传动比为i=3.2,i=Z₀Z₁/Z₁₁Zg,计算倒档齿轮与输出轴的中心距A'′=(Zio+Z₁)m/2=(35+22)×3/2=85.5mm由于Z的齿数为11会发生根切，对其进行变位，变位系数x=(17-11)/17=0.36验证中心距：为了保证齿轮10与齿轮9不发生接触，则其两者齿顶圆直径之和必须小d₁g=m(Z+2+x)=3×(11+2+d₁o=m(Z+2-x)=3×(35+2-02A-(d₄g+d₀)=150-(40.08+109会发生运动干涉，故采用短齿齿轮，齿顶高系数h₄取0.8,再代入上两式，dg=m(Z+1.6+x)=3×(11+1.6+d₁o=m(Z+1.6-x)=3×(35+1.6-03.3.6各挡齿轮参数表一、倒挡的齿宽系数应取得稍微大些，因此去K=8,所以一、倒档的齿宽b=km=8×其余各挡的齿宽系数取k=6,b=km,=6×2.75/cosβ=15.99,挡数从动齿轮齿数主动齿轮齿数中间齿轮齿数齿宽b螺旋角β传动比i一挡302XXX毕业设计说明书二挡三挡四挡倒挡302XXX毕业设计说明书第四章变速器的设计与计算4.1齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换挡齿轮端部破坏以及齿轮折断发生在以下几种情况：齿轮收到足够大的冲击载荷作用，造成齿轮弯曲折断；齿轮在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中极其少见，而后者出现的多些。齿轮工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细小裂纹中的润滑油压升高，并导致裂纹扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致齿轮折断。用移动齿轮的方法完成的换挡的低档和倒档出论，由于换挡时两个进入啮合的齿轮的存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用下的情况使齿面间的润滑油膜遭到破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称之为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现的较少。4.2齿轮的强度计算(1)直齿轮弯曲应力σ直径(mm);K₀为集中应力系数，可取近似值Ko=1.65;Kr为摩擦力影响系数，主、从动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K=1.4从动齿轮K=0.9;b为齿宽(mm);t为端面齿距(mm)t=πm,m为模数；y为齿形系数，如图(4-1)所示。应为齿轮的节圆直径为d=mz,式中z为齿数，所以将上述有关参数带入(4-1)后得到当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒档得许用弯曲应力在400~850MPa,承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。2XXX毕业设计说明书云u.Z图4-1齿形系数图(假定载荷作用在齿顶a=20°,f₀=10)输入轴上的齿轮其T=T,输出轴上的齿轮其T=iTm计算一档主动齿轮：齿数z₁=15,已知其正变位为0.36,根据上图，取得y=0.153齿宽系数Kc=8,带入式(4-2),一挡的许用弯曲应力为400~850Mpa。计算一档从动齿轮：齿数z₂=39,已知其负变位为0.36,根据上图，取得y=0.128齿宽系数Kc=8,带入式(4-2),一挡的许用弯曲应力为400~850Mpa。计算倒主动齿轮Z:齿数Z=11,已知其正变位为0.36,根据上图，取得y=0.153齿宽2XXX毕业设计说明书满足许用弯曲应力要求。计算倒从动档齿轮Zo:齿数zo=35已知其负变位为0.36,根据上图，取得y=0.123齿宽系数Kc=8,的许用弯曲应力为400~850Mpa。满足许用弯曲应力要求。(2)斜齿轮弯曲应力σ式中，式中，σw为弯曲应力(MPa);F₁为圆周力(N),F₁=2T₄/d;T为计算载荷(N.mm);d为节圆直径(mm)d=(mz)/cosβ,m,为法向模数(mm);K。为集中应力系数，可取近似值K₀=1.50;b为齿宽(mm);t为法向齿距(mm)t=πm;y为齿形系数，可按当量齿数Z=Z/cosβ在上图中查得；K₄为重合度影响系数，K₄=2.0。将上述有关参数带入(4-3)后得到当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合和高档齿轮，许用应力在180~350MPa的范围。在计算常啮合齿轮时由于没有采用变位，所以主、从动齿轮的弯曲应力大小只差在y上，而y随着当量齿数的增大而减小，所以计算时只要计算该对齿轮中弯曲应力大的，即齿数小的那个齿轮即可。计算二挡常啮合齿轮齿轮的弯曲应力已知Z=17,K=6,β=20.27°,Zn=20.6,从表中查的y=0.128带入式(4-4)满足许用弯曲应力要求。计算三档常啮合齿轮的弯曲应力已知Z=22,K=6,β=20.27°,带入式(4-4)从表中查的y=0.137满足许用弯曲应力要求。2XXX毕业设计说明书计算四档常啮合齿轮的弯曲应力已知Z₄=22,K=6,β=20.27°带入式(4-4)从表中查的y=0.137满足许用弯曲应力要求。2.齿轮接触应力σσ;=0.418错误!未找到引用源。式中，σ;为齿轮的接触应力(MPa);F为齿面法向力(N);a为节点处压力角(°);E为齿轮材料的弹性模量(MPa);b为齿轮接触的实际宽度；pz、pv为主、从动轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮pz=rsina、p=rsina,斜齿轮pz=(r,sina)/cosβ、p=(rsina)/cosβ;r₂、r₄为主、从动轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷Tmx/2作为计算载荷时，变速器的许用接触应力见下表齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档常啮合齿轮和高档输出轴上的齿轮其T=Tem/2正常啮合齿轮的节圆直径d等于分度圆直径所以d=mz,齿轮所选用的材料为20GrMnTi,表面渗碳处理，弹性模量E=210000(Mpa)将各参数带入式(4-5)后计算得出：一挡齿轮的接触应力为：1301.52MPa倒挡齿轮的接触应力为：1408.12MPa二挡齿轮的接触应力为：1197.93MPa三挡齿轮的接触应力为：1010.77Mpa四挡齿轮的接触应力为：929.77Mpa参照上表，计算所得出的数据满足齿轮的许用接触应力。综合齿轮的弯曲应力和接触应力，此次设计的齿轮均基本满足强度要求。变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度和心部的高韧性相结合，能大大提高2XXX毕业设计说明书齿轮的耐磨性和抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用刚才及热处理时，可对加工性及成本28MnCr5。渗碳齿轮的表面硬度为58~63HRC,心部硬度为33~48HRC。本次设计中齿轮的材料选用20GrMnTi,一般设计中轴与齿轮的材料选取应相同，所以此次设计中轴的材料也选用20GrMnTi。4.3轴的强度计算变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会发生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，器刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件来初选轴的直径，然后根据公式进行相关的刚度和强度方面的验算。4.3.1初选轴的直径此次设计的变速器为两轴式四档变速器，重强度的方面考虑，一挡齿轮处的输入轴，输出轴部分器受力最大，所以此次的轴的直径应该是最粗的地方，直径初选30mm输入轴花键部分直径d(mm)可按下式初选式中，K为经验系数，K=4.0~4.6;Tmx为发动机的最大转矩(N.m),计算后得出4.3.2轴的强度验算(1)轴的刚度验算对齿轮工作的影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和周在水平面内产生的转角。前者是齿轮的中心距发生变化，破坏了齿轮的正常啮合；后者是齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。在计算时可以按照下式计算：f=错误!未找到引用源。f.-错误!未找到引用源。δ=错误!未找到引用源。2XXX毕业设计说明书F;=错误!未找到引用源。F₂=错误!未找到引用源。F=错误!未找到引用源。轮节圆直径；a为节点处压力角；β为螺旋角；E为弹性模量(MPa),E=2.1×10MPa;I为惯性矩(mm²),对于实心轴，I=πd/64;d为轴的直径(mm),花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上的作用力距支座A、B的距离(mm);L为支座间的距离(mm)。轴在垂直面和水平面挠度的允许值为[f]=0.05~0.10mm,[f.]=0.10~0.15mm。平面的转角不能超过0.002rad。齿轮所在(2)轴的强度计算作用在齿轮是上的径向力和轴向力，是轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力是轴在水平面内弯曲变形。其盈利为o=错误!未找到引用源。为抗弯截面系数(mm²)。4.3.3校核各挡齿轮处轴的强度和刚度在本次设计中，由于是两轴式变速箱，正常工作时只有一对齿轮啮合，所以对其总弯矩的计算可用以下公式：M=错误!未找到引用源。对于斜齿轮，由于多了一项轴向力，且轴向力产生的弯矩为2XXX毕业设计说明书M=错误!未找到引用源。此次设计中，各档齿轮在轴上的分布情况如下图所示：各挡齿轮出轴的直径如下所示：一挡齿轮处轴的直径倒档齿轮处轴的直径二档齿轮处轴的直径三档齿轮处轴的直径四档齿轮处轴的直径1)校核一挡齿轮处轴的强度和刚度，一挡为一对直齿圆柱齿轮的啮合，平均26.5mm,花键内径25.5平均26.5mm,花键内径25.5,压力角α=20°,螺旋角β=0°传动比i=3.545,a=191mm,b=24mm,L=215mm,E=210000MPa,I=πd¹/64=28059.53mm²计算径向力：F=错误!未找到引用源。2XXX毕业设计说明书计算圆周力：F₂=错误!未找到引用源。计算轴向力：本次设计中由于一挡齿轮是直齿，故没有轴向力。=3419.11×191²×24²/(3×210000×2=9393.94×191²×24²/(3×210000×2=错误!未找到引用源。V0.0192+0.052²计算转角：δ-错误!未找到引用源。=3419.11×191×24×(191-24)/(3×210000×2F=错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。√3419.112+9393.942M=错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。√213141.52+155000XXX毕业设计说明书o=错误!未找到引用源。综上计算内容，挂一挡时，轴满足强度和刚度的要求。2)校核倒挡齿轮处轴的强度和刚度，已知d=16.5×2=33mm,T=155N.m,压力角α=20°,螺旋角β=0°传动比i=3.182,a=161mm,b=54mm,L=215mm,E=210000MPa,I计算轴向力：本次设计中由于倒挡齿轮是直齿，故没有轴向力。=3419.11×161²×54²/(3×210000×2计算垂直面挠度：f,错误!未找到引用源。=9393.94×161²×54²/(3×210000×2=错误!未找到引用源。V0.048²+0.132²计算转角：δ-错误!未找到引用源。2XXX毕业设计说明书=3419.11×161×54×(161-54)/(3×210000×2=0.00084rad<[ò]=错误!未找到引用源。√3419.11²+9393.94M=错误!未找到引用源。σ=错误!未找到引用源。综上计算内容，挂倒挡时，轴满足强度和刚度的要求。3)校核二挡齿轮处轴的强度和刚度，已知d=23.375×2=46.75mm,Tm=155N.m,压力角α=20°,螺旋角β=20.27°传动比i=1.823,a=126.5mm,b=88.5mm,L=215mm,E=210000MPa,I=πd'/64=24195.39mm²=2×155000×tg20°/(46.75×计算轴向力：F=错误!未找到引用源。2XXX毕业设计说明书=2572×126.5²×88.5²/(3×210000×2=6631×126.5²×88.5²/(3×210000×2=错误!未找到引用源。V0.0522+0.134计算转角：δ-错误!未找到引用源。=2572×126.5×88.5×(126.5-88.5)/(3×210000×2=0.00033rad<[=错误!未找到引用源。√25722+6631M=错误!未找到引用源。2XXX毕业设计说明书σ=错误!未找到引用源。综上计算内容，挂二档时，轴满足强度和刚度的要求。4)校核三挡齿轮处轴的强度和刚度，已知d=22×2.75=60.5mm,Tm=155N.m,压力角α=20°,螺旋角β=20.27°,a=86.5mm,b=128.5mm,L=215mm,E=210000MPa,I=πd计算径向力：F=错误!未找到引用源。=2×155000×tg20°/(60.5计算轴向力：F=错误!未找到引用源。=1988×128.5²×86.5²/(3×210000×2=5123×128.5²×86.5²/(3×210000×22XXX毕业设计说明书计算转角：δ=错误!未找到引用源。=1988×128.5×86.5×(128.5-86.5)/(3×210000×2FA=错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。√1988²+51232M=错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。√2840852+155000²+56386²σ=错误!未找到引用源。综上计算内容，挂三档时，轴满足强度和刚度的要求。5)校核四挡齿轮处轴的强度和刚度，a=24.5mm,b=190.5mm,L=215压力角α=20°,螺旋角β=20.27°,XXX毕业设计说明书=1682×190.5²×24.5²/(3×21000=4335×126.5²×88.5²/(3×21000=错误!未找到引用源。V0.018²+0.046²计算转角：δ错误!未找到引用源。=1682×190.5×24.5×(190.5-24.5)/(3×21000=0.00064rad<[õ]F=错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。√16822+433522XXX毕业设计说明书M=错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。√1009212+155000²+564132σ=错误!未找到引用源。综上计算内容，挂四档时，轴满足强度和刚度的要求。所以该轴的强度和刚度在工作时都能满足要求。2XXX毕业设计说明书第五章同步器的设计5.1惯性式同步器5.2锁环式同步器5.2.1锁环式同步器的结构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-结合套如图5-1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4或7和齿轮1或9凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是做在锁环4或7上的齿和做在啮合套11上齿2XXX毕业设计说明书5.2.2锁环式同步器的工作原理由滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触(图c),使啮合套的移工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拔环力矩是=使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的结合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合(图d),图5-2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5.3同步器重要参数的确定1.摩擦因数f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，2XXX毕业设计说明书铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短而淘汰。由于黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.12.同步环主要尺寸的确定(1)同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计的窄些，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，是磨损加快。实验还证明：螺纹的齿顶宽对f的影响很大，f随齿顶的磨损而降低，换挡费力，固齿