车辆工程毕业设计152五菱宏光手动变速器设计

车辆工程毕业设计152五菱宏光手动变速器设计 五菱宏光手动变速器设计 系部名称: 汽车工程系 专业班级: 车辆工程 学生姓名: 指导教师: 职 称: The Graduation Design for Bachelor's Degree WuLing HongGuang Manual Transmission Design Candidate:WangEnTong Specialty:Vehicle engineering Class:BW07-6 Supervisor:ZhaoGuoQian advanced experimental teachers Heilongjiang Institute of Technology 摘 要 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。 因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。 本文设计研究了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些件进行了选型。变速器的传动设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。 关键字:变速器;设计;齿轮;轴;校核 ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of three-axis five block manual tran mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords : Transmission; Design; Gear; Axis;Checking 目 录 摘要 ..............................................................................................................错误～未定义书签。 ABSTRACT...............................................................................................错误～未定义书签。 第1章 绪论 .............................................................................................错误～未定义书签。 1.1选题的背景................................................................................错误～未定义书签。 1.2目的及意义.................................................................................................................. 2 第2章 总体方案设计 .......................................................................................................... 3 2.1汽车参数的选择 ............................................................................................................... 3 2.2变速器设计应满足的基本要求 ....................................................................................... 3 2.3传动机构布置方案分析 ................................................................................................... 3 2.3.1固定轴式变速器 .................................................................................................... 3 2.3.2倒档布置方案 ........................................................................................................ 4 2.3.3其它问题 ................................................................................................................ 6 2.4齿轮形式 ........................................................................................................................... 7 2.5换挡机构形式 ................................................................................................................... 7 2.6变速器轴承 ....................................................................................................................... 8 2.7本章小结 ........................................................................................................................... 9 第3章 变速器设计和计算 ................................................................................................. 10 3.1档数 ................................................................................................................................. 11 3.2传动比范围 .....................................................................................错误～未定义书签。 3.3各档传动比的确定 .........................................................................错误～未定义书签。 3.3.1主减速器传动比的确定 ........................................................错误～未定义书签。 3.3.2最低档传动比的确定 ............................................................错误～未定义书签。 3.3.3各档传动比的确定.................................................................错误～未定义书签。 3.3.4中心距的选定 ........................................................................错误～未定义书签。 3.3.5变速器的外形尺寸 ................................................................错误～未定义书签。 3.4齿轮参数 .........................................................................................错误～未定义书签。 3.4.1模数的选取 ............................................................................................................ 14 3.4.2压力角 .................................................................................................................... 15 3.4.3螺旋角 .................................................................................................................... 15 3.4.4齿宽......................................................................................................................... 16 3.4.5齿顶高系数 ............................................................................................................ 17 3.4.6变位系数的选择原则 ............................................................................................ 17 3.5各档齿数的分配 ............................................................................................................. 18 3.5.1确定一档齿轮的齿数 ............................................................................................ 18 3.5.2对中心距进行修正 ................................................................................................ 20 3.5.3确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数 ............................................................ 20 3.5.4确定其他各档齿数及变位系数 ............................................................................ 21 6 3.5.5确定倒档齿轮齿数及变位系数 ............................................................................ 23.6本章小结 ......................................................................................................................... 28 第4章 变速器的校核 ........................................................................................................... 29 4.1齿轮的损坏形式 ............................................................................................................. 29 4.2 齿轮强度计算 ................................................................................................................ 28 4.2.1齿轮弯曲强度计算................................................................................................. 28 4.2.2齿轮接触应力计算................................................................................................. 30 4.3轴的结构设计 ................................................................................................................. 32 4.4轴的强度验算 ................................................................................................................. 33 4.4.1轴的刚度的计算..................................................................................................... 33 4.4.2轴的强度的计算..................................................................................................... 38 4.5轴承寿命计算 ................................................................................................................. 41 4.6本章小结 ......................................................................................................................... 44 第5章 同步器的设计 ........................................................................................................... 45 5.1 锁销式同步器 ................................................................................................................ 45 5.1.1锁销式同步器结构 ................................................................................................ 45 5.1.2锁销式同步器工作原理 ........................................................................................ 45 5.2锁环式同步器 ................................................................................................................. 46 5.2.1锁环式同步器结构 ................................................................................................ 46 5.2.2锁环式同步器的工作原理 .................................................................................... 46 5.2.3锁环式同步器主要尺寸的确定 ............................................................................ 47 5.3 本章小结 ........................................................................................................................ 49 第6章 变速器操纵机构 ...................................................................................................... 50 6.1直接操纵手动换挡变速器........................................................................................ 50 6.2远距离操纵手动换挡变速器.................................................................................... 50 6.3本章小结.................................................................................................................... 51 结论 .............................................................................................................................................. 52 参考文献 .................................................................................................................................... 53 致谢 .............................................................................................................................................. 54 附录 .............................................................................................................................................. 55 第1章 绪 论 1.1选题的背景 近几年国内外汽车工业迅猛发展，车型的多样化和个性化已经成为汽车发展的趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，特别是对轻型商用车而言，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，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大。国产商用车所装配的变速器主要以国产手动档变速器为主，变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进挡数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。汽车变速器是影响整车动力性、经济性、舒适性的重要总成，国内外的汽车制造与销售数据显示，人们对汽车驾乘的舒适性越来越重视。国内商用车市场的快速发展，2008年全国载货汽车保有量为10、465、404辆，与2007年相比，增加722、181辆，增长7.41%。其中轻型载货汽车5、863、787辆，贡献度最大的车型是轻型货车，轻型货车对商用车销量的贡献度为44.16%，其次是重型货车和微型货车，其贡献度分别为19.89%和12.93%。汽车变速器的使用寿命与整车基本相当，售后维修市场对变速器总成的需求仅占少数，故此可将轻型商用车市场近似为它的变速器配套市场空间。随着全球能源及原材料价格的不断上涨，汽车销售价格的下降，要求汽车变速器向着体积小质量轻、承载能力大、结构紧凑上发展。这就要求零件设计结构机械性能也要相应有所改变，向着小巧紧凑高强度，高刚性方向改进，进而也要求有新技术新工艺来保证能够制造出来。目前许多变速器生产企业正在研发一些能大幅提高离合器、同步器寿命和行车安全性，且保留了传统有级机械变速器传动效率高、体积小、机构简单、使用可靠、易于制造、成本低、燃油消耗少和维护与使用费用低、多档位、大速比变化范围改善了汽车的动力性、燃油经济性和换档平顺性的变速器。现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。无级变速机构由两组锥形轮组成，包括一对主动锥形轮(锥形轮组1)和一对被动锥形轮(锥形轮组2) 同时有一根链条运行在两对锥形轮V形沟槽中间，链条的运动如同动力传递单元。锥形轮组1由发动机的辅助减速机构驱动，发动机的动力通过链条传递给锥形轮组2直至终端 1 驱动。在每组锥形轮中有一个锥形轮可以在轴向移动，调整链条在锥形轮的工作直径并传递速比。两组锥形轮必须保持相同的调整，以保证链条始终处与涨紧状态，使传递扭矩时锥形轮接触充分的压力。采用无级变速器可以节约燃料，使汽车单位油耗的行驶里程提高30%。通过选择最佳传动比，获得最有利的功率输出，它的传动比比传统的变速器轻，结构更简单而紧凑。世界各大汽车制造商正竞相开发无级变速器。专家预计2008至2009年间无级变速器将成为世界各大汽车制造商的技术开发重点。 1.2 目的及意义 通过一步步的计算和校核来改善变速器的工作状态，使其达到理想的舒适性并减小工作时的噪声。传统的变速器设计设计方法一般是根据性能要求利用经验取初值，然后计算其强度，传动质量指标等，如不符合要求根据经验公式改变某些参数，继续计算直至符合所有的条件与要求。通过本题目的设计，可综合运用所学知识对轻型商用车的手动变速器进行设计。由于本题目模拟工程一线实际情况，通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而可以提高解决实际问题的能力，综合提高自身的设计和制造水平。 本设计研究基本内容是研究轻型商用车的机械变速器的组成、结构与原理，弄清楚同步器、齿轮、轴等零部件之间的配合关系。选择标准齿轮模数在总当数和一档传动比确定后，合理分配各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图，根据经验公式初步计算出所有轴的基本尺寸，对每个档位下对轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构与尺寸，绘制出各个轴的结构与尺寸，对现有传统变速器的结构进行改进、完善，最终完成变速器的零件图和装备图的绘制。利用计算机辅助设计软件绘制变速器的各零件的零件图，并完成变速器的总装配图。在此次设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案进行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设计。 2 第 2 章 总体方案设计 2.1 汽车参数的选择 变速器设计所需的汽车基本参数如下表: 表2.1 设计基本参数表 发动机最大功率 63kw 最高车速 140km/h 总质量 2880kg 最大转矩 108N?m 2.2 变速器设计应满足的基本要求 对变速器如下基本要求: 1)保证汽车有必要的动力性和经济性。 2)设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 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。 )工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象 6 发生。 7)变速器应当有高的工作效率。 除此以外，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。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。 2.3 传动机构布置方案分析 2.3.1 固定轴式变速器 固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。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。与中间轴式变速器比较，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。因两轴式变速器不能设置直 3 接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。所以我选择的是中间轴式的变速器。 图2.1，分别示出了几种中间轴式五挡变速器传动方案。它们的共同特点是:变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命;在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离(中心距)不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比;挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮(一挡)可以采用或不采用常啮合齿轮传动;多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差别。 图2.1a所示方案，除一档和倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图2.1b，c，d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动;图3.1d所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，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。以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。 发动机前置后轮驱动的货车采用中间轴式变速器，为加强传动轴刚度，可将变速器后端加中间支撑。 中间轴和第二轴都有三个支承。如果在壳体内，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 2.3.2 倒挡布置方案 与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中 4 图2.1 中间轴式五挡变速器传动方案 间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。 图2.2为常见的倒挡布置方案。图2.2b所示方案的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。图2.2c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2.2d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.2c所示方案。图2.2e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.2f所示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，有的货车倒挡传动采用图2.2g所示方案。其缺点是一，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。 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，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，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再 5 图2.2 倒挡布置方案 图2.3 倒挡轴位置与受力分析 布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。 除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，如图2.3所示。 2.3.3 其他问题 经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。 某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于1(为0.7~0.8)的超速挡，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶1km所需发动机曲轴的总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速挡会使传动效率降低，噪声增大。 6 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造精度等。 2.4 齿轮形式 与直齿圆柱齿轮比较，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。我的设计中一挡和倒挡用的是直齿轮，其他挡都是斜齿轮。 2.5换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术(如两脚离合器)，时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。 由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。 因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，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。同上述两种换挡方法比较，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。 使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。 自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种: 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 7 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。 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。 本次设计锁定机构采用自锁、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。 2.6变速器轴承 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。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 8 图2.5 摆动锁块式互锁机构 图2. 6转动钳口式互锁机构 汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，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。 变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6~20mm，下限适用于轻型车和轿车。 滚针轴承，滑动轴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。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。 在本次设计中由于工作条件的需要主要选用了圆锥滚子轴承、深沟球轴承和滚针轴承。 2.7 本章小结 本章首先先确定了设计变速器所需的汽车主要参数以及设计变速器所应满足的基本要求，对自己的设计也有了一定的。然后又对变速器的传动机构和档位的布置 9 形式的进行了简单的介绍，分析了各个传动方案的优缺点，选取了合理高效的的传动方案和一些在设计变速器时常遇的问题，为后面齿轮和轴的计算打下了良好的基础。最后对齿轮的形式做了介绍和优缺点的比较，通过以上比较合理的选择齿轮形式。分析了几种换挡形式，和容易出现的问题，并提供了相关的解决方法，最后很据轴的工作条件和工作状态，对轴承也形式也做了选择。 10 第3章 变速器设计和计算 3.1 挡数 增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。 在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。 近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用4~5个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用4~5个挡位或多挡。装载质量在2~3.5T的货车采用5挡变速器，装载质量在4~8T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。本设计为5挡变速器。 3.2 传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在3~4之间，轻型货车在5~6之间，其他货车则更大。 3.3 各档传动比的确定 3.3.1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: rnu,0.377 (3.1) aiig0 u式中 ——汽车行驶速度(km/h); a n ——发动机转速(r/min); r ——车轮滚动半径(m); i ——变速器传动比; g i ——主减速器传动比。 0 iuv由上文可知最高车速==140km/h;最高档为超速档，传动比=1;车轮g5amaxamax 11 滚动半径由所选用的轮胎规格170/70R14得到=296.8(mm);发动机转速r=n=6684.5(r/min);由公式(3.1)得到主减速器传动比计算公式: np nri,0.377,5.34 0iuga3.3.2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,max 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)。用公式表示如下: ,Tiimax0egt (3.2) ,Gfcos,，Gsin,maxmaxr 式中 G ——车辆总重量(N); ——滚动阻力系数，对良好路面μ=0.01~0.02; f T——发动机最大扭矩(N?m); emax i——主减速器传动比; 0 i——变速器传动比; g ,——为传动效率(0.85~0.9); t R ——车轮滚动半径; ,16.7,——最大爬坡度本设计为能爬30%的坡，大约。 max 由公式(3.2)得: ,,,GGr(cos，sin)maxmaxi (3.3) ,g1Ti,emax0t ,T,108i,5.34f,0.012已知:m=2880kg;;,,16.7;r=0.2968m; N?m;;emax0max 2,,0.9g=9.8m/s;，把以上数据代入(3.3)式: t ,,(2880，9.8，0.012，cos16.7，2880，9.8，sin16.7)，0.2968i,,4.82 1g108，5.34，0.9 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 12 式表示如下: ,Tiiegtmax01,F, nr ,Frn (3.4) i,g1Ti,emax0t 式中 F——驱动轮的地面法向反力，; F,mgnn1 ——驱动轮与地面间的附着系数;对混凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间。 ,, 取0.55，把数据代入(3.4)式得: , 2880，9.8，0.55，0.2968i,,8.876 g1108，5.34，0.9 所以，一档转动比的选择范围是: 4.82,i,8.876 g1 初选一档传动比为5.1。 3.3.3 各档传动比的选定 变速器的?档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时 用超速挡，在本设计中最高档即为超速挡。中间档的传动比理论上按公比为 iiggmax1(其中n为档位数)的几何级数排列，实际上与理论值略有出入，,,,,nn11qiiggminn 因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 iiiii5.13124144,,,,qq,,,1.5 i1iiii52345 i5.11i,,,3.42q1.5 i3.42i,,,2.26 3q1.5 i2.263i,,,1.54q1.5 3.3.4中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算: 13 3 (3.5) A,KTi,Aemax1g 式中 ——变速器中心距(mm); A ——中心距系数，商用车=8.6~9.6; KKAA ——发动机最大输出转距为210(N?m); Temax ——变速器一档传动比为5.1; i1 ,——变速器传动效率，取96%。 g 3，108，5.1，0.969.0=72.78mm A, 商用车变速器的中心距在80,170mm范围内变化。所以根据计算结果，初取A=72mm。 3.3.5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用: mm L,(4.0~4.4)A,(4.0~4.4)，72,288~316.8 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K应取给出系数的上限。为方便，A取整。设计的是五挡变速器，初定轴向壳体尺寸为300mm。 3.4 齿轮参数 3.4.1 模数的选取 遵循的一般原则:为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽;为使质量小，增加数，同时减少尺宽;从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小;对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。 低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器 m的接合齿模数相同。其取用范围是:乘用车和总质量在1.8,14.0t的货车为2.0,a 3.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。 m初选齿轮模数 =3.0mm 14 齿轮法向模数 =3.0mm mn 3.4.2 压力角 , 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低;较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对商用车，为加大重合度已降低噪声，取小些。 ,变速器齿轮压力角为 20 啮合套或同步器的接合齿压力角用30? 3.4.3 螺旋角 , 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。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。试验还证明:随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提 ,高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因 ,,此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15,25为宜;而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的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，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。 根据图3.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件 F,Ftan, (3.6) a1n11 F,Ftan, (3.7) a2n22 由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足 Fr,Frn11n22 ,tanr11, (3.8) tan,r22 式中，F，F为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力，F，F为作用在中间轴齿轮a1a2n1n2 15 1、2上的圆周力;r，r为齿轮1、2的节圆半径;T为中间轴传递的转矩。 12 最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。 图3.1 中间轴轴向力的平衡 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用: ,商用车中间轴式变速器为 20,30? ,初选的螺旋角=25 , 3.4.4 齿宽b 应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。 考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。 KKK直齿:b=m， 为齿宽系数，取为4.5~8.0 取=6 CCC KmKK斜齿:b=，取6.0~8.5 ，取=6 CnCC K第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，可取大些，使接触线长度增加、接触应力降C 低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。 Km，直齿 b==63=18mm C 16 ，斜齿 b==63=18mm KmC 3.4.5 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。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大;但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75,0.80的短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，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。 3.4.6 变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时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。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 17 更据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一档、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。 3.5 各挡齿轮齿数的分配 在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。 图3.2 五挡变速器传动方案 3.5.1 确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比 z，z210i, (3.9) 1z，z19 zzzzzz如果，齿数确定了，则与的传动比可求出，为了求，的齿数，先91091021 z求其齿数和 h z直齿=2A/m (3.10) h zmcos,斜齿=2A/ (3.11) hn z，因为一挡用的是直齿轮，所以=2A/m=272/3=48 h 计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可 zzizz能取小些，以便使/的传动比大些，在已定的情况下，/的传动比可分配小910211 些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。 18 中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。在 选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。商用车中间轴式变速器一挡传动比 =5~6时，中间轴上一挡齿轮数可在15~17间取，货车在12~17间取。 i1 因为=5.1取中间轴上一挡齿轮=17 输出轴上一挡齿轮=-=48-17=31 zzzzi10109h1 '根据确定的中心距A求啮合角: , m'cos,,(z，z)=0.9397 cos,9102A z319,,1.82根据齿数比u= z1710z参数 9 分度圆直径d=zm=313=93mm ， **h 齿顶高 =m=m=3mm( =1) hhaaa **hh 齿根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm cfa dh 齿顶圆直径=d+2=(z+2)m=99mm aa dh 齿根圆直径=d-2=(z-2.5)m=85.5mm ff ()d，dz，zm910910 中心距 A= =72mm ,22z参数 10 分度圆直径d=zm=17，3=51mm **hhh 齿顶高 =m=m=3mm( =1) aaa **hh 齿根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm cfa dh 齿顶圆直径=d+2=(z+2)m=57mm aa dh 齿根圆直径=d-2=(z-2.5)m=43.5mm ff ()d，dz，zm910910 中心距 A= =72mm ,22 19 两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，合齿高度不变。 3.5.2 对中心距进行修正 因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变位zzhh系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。故修正后中 心距A取72mm 3.5.3 确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数 zz102求出传动比 (3.12) ,i1zz19 z172,5.1 z311 而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即 A=/2 (3.13) m(z，z)cos,n12 ,zz72=3(+)/2cos25 21 zz 求得常啮合齿轮齿数为 =12 =32 12 z参数 1 mm 分度圆直径d=z=z/=39.72mm cos,tn **hmmhh 齿顶高 ===3mm( =1) annaan ***hmcch 齿根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) fnnnan dh 齿顶圆直径=d+2=45.72mm aa dh 齿根圆直径=d-2=33.72mm ff ()，，ddzzm12n12,, 中心距 A=72.82mm 22cos, z参数 2 mmcos, 分度圆直径d=z=z/=105.92mm tn **hmmhh 齿顶高 ===3mm( =1) annaan 20 *** 齿根高 h=(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) mcchfnnnan 齿顶圆直径=d+2=111.92mm dhaa 齿根圆直径dh=d-2=-99.92mm ff ()，，ddzzm12n12 中心距 A=72.82mm ,,22cos, z，z29核算 i,=4.86 在误差允许范围内 1z，z110 3.5.4 确定其他各挡的齿数及变位系数 ,二挡齿轮是斜齿轮螺旋角与常啮合齿轮,不同 82 z12z71,i ,3.4， (3.14) 2zz3282 m(z，z)78nA, (3.15) 2cos,8此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式: ,zztan722,，(1) (3.16) ,z，zztan8128 ,联解上述三式，采用试凑法，当螺旋角为时，解(3.14)、(3.15)得: 15 z,25z,18求得二挡齿轮齿数为 : 代入上式近似满足轴向力平衡 78 (z，z)m'78nA,,66mm 凑配中心距 ,2cos8 所以需变位 'aa，72,66y,,,2 nm3n tana,,ntana,a,20a,20.64 tntcos, a66',cosa,cosa,cos20.64,0.8578 tt'a72 ,'30.42a = t 21 z，z'78 x,(inva,inva),2.387n,tt2tanan x,1.2x,1.1821 =0.387 ,y,x,yn,n z参数 7 zm7n 分度圆直径 =77.65mm d,cos, '2az'7 节圆直径 == 60.25mm (u==1.39) d1z(u，1)8 * 齿顶高 =1.793mm h,(h，x,,y)maannnn **h 齿根高 ==0.21mm (h，c,x)mfannnn ** 全齿高 =5.607mm h,(2h，c,,y)mannnn * 齿顶圆直径 =88.408mm d,d，2(h，x,,y)maannn **d,d,2(h，c,x)m 齿根圆直径 =77.23mm fannnnz参数 8 zm8n 分度圆直径 d,=55.90mm cos, z''7dd 节圆直径 == u=83.75 (u==1.39) 21z8 * 齿顶高 h,(h，x,,y)m=5.466mm aannnn **h 齿根高 =(h，c,x)m=0.15mm fannnn **h,(2h，c,,y)m 全齿高 =5.607mm annnn * 齿顶圆直径 d,d，2(h，x,,y)m=66.778mm aannn **d,d,2(h，c,x)m 齿根圆直径 =55.6mm fannnn 22 图3.3选择变位系数线路图 ,z,20z,23同理:三挡齿轮齿数 时近似满足轴向力平衡关系 ,,19566 (z，z)m'56nA,,68mm 凑配中心距 ,2cos6 所以需变位 'aa，72,68y ,,,1.3 nm3n tana,,ntana, a,20 a,21.05 tntcos, a68',cosa,cosa,cos21.05,0.8814 tt'a72 ,'28.185a = t z，z'56x,(inva,inva), 1.5923 ,ntt2tanan x,0.796x,0.796 12 23 =0.2923 ,y,x,yn,n 参数 z5 zm5n 分度圆直径 =63.457mm d,cos, '2az'5 节圆直径 == 77mm (u==0.87) d1z(u，1)6 * 齿顶高 =4.51mm h,(h，x,,y)maannnn **h 齿根高 ==1.362mm (h，c,x)mfannnn ** 全齿高 =5.87mm h,(2h，c,,y)mannnn * 齿顶圆直径 =69.20mm d,d，2(h，x,,y)maannn ** 齿根圆直径 d,d,2(h，c,x)m=60.733mm fannnnz 参数 6 zm6n 分度圆直径 =72.98mm d,cos, z''5dd 节圆直径 =u=66.99mm (u==0.87) 21z6 * 齿顶高 =4.51mm h,(h，x,,y)maannnn **h 齿根高 ==1.362mm (h，c,x)mfannnn ** 全齿高 =5.87mm h,(2h，c,,y)mannnn * 齿顶圆直径 =82.00mm d,d，2(h，x,,y)maannn **d,d,2(h，c,x)m 齿根圆直径 =70.256mm fannnn 24 , 四挡齿轮齿数 时近似满足轴向力平衡关系 z,15z,28,,22.66344 (z，z)m'34nA,,69mm 凑配中心距 ,2cos4 所以需变位 'aa，72,69 y,,,1nm3n tana,,n tana,a,20a,21.52tntcos, a69',cosa,cosa,cos21.52,0.8915 tt'a72 ,'26.93 = at z，z'34 1.157 x,(inva,inva),,ntt2tanan x,0.57x,0.5712 ,y,x,y=0.157 n,n z 参数 3 zm3n 分度圆直径 d,=48.76mm cos, '2az'3d 节圆直径 == 93.51mm (u==0.54) 1z(u，1)4 * 齿顶高 h,(h，x,,y)m=4.239mm aannnn **h 齿根高 =(h，c,x)m=2.04mm fannnn **h,(2h，c,,y)m 全齿高 =6.279mm annnn * 齿顶圆直径 d,d，2(h，x,,y)m=57.238mm aannn **d,d,2(h，c,x)m 齿根圆直径 =44.68mm fannnn 25 参数 z4 zm4n 分度圆直径 =91.03mm d,cos, z''3 节圆直径 == 50.49mm (u==0.54) dud12z4 * 齿顶高 =4.239mm h,(h，x,,y)maannnn **h 齿根高 ==2.04mm (h，c,x)mfannnn ** 全齿高 =6.279mm h,(2h，c,,y)mannnn * 齿顶圆直径 =99.51mm d,d，2(h，x,,y)maannn ** 齿根圆直径 d,d,2(h，c,x)m=86.95mm fannnn3.5.5 确定倒挡齿轮齿数及变位系数 z倒档齿轮选用的模数往往与一档相近，倒档齿轮的齿数一般在~23之间 2113 ,初选z,23 计算中间轴与倒档轴的中心距 设 z,15A1312 m(z，z)'1213A,,47.5mmA,55mm有中心距 圆整后取 2 为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有 z,320.5mm以上的间隙，故取满足输入轴与中间轴距离 11 假设当齿轮11和齿轮12啮合时中心距: 'mz，z()'''1112AA,A,0.05==70,A且mm 2 (z，z)m'1112nA,,70mm凑配中心距 2 所以需变位 'aa，72,70y,,,0.66 nm3n ,a,20 n 26 a70, cosa,cosa,cos20,0.9135nt'a72 ,' = 23.99at z，z'1112 =0.0128 x,(inva,inva),ntt2tanan x,0.01x,0.002812 =-0.6472 ,y,x,yn,n z参数 11 z 分度圆直径 d=m=96mm 11 '2az'11 节圆直径 ==98.03 mm (u==0.469) d1z(u，1)12 *=4.97mm 齿顶高 h,(h，x,,y)maannnn **h 齿根高 ==3.72mm (h，c,x)mfannnn ** 全齿高 =8.69mm h,(2h，c,,y)mannnn * 齿顶圆直径 =105.94mm d,d，2(h，x,,y)maannn **d,d,2(h，c,x)m 齿根圆直径 =88.56mm fannnnz参数 12 z 分度圆直径 d=m=45mm 12 z''11dud 节圆直径 ==45.98 mm (u==0.469) 22z12 * 齿顶高 h,(h，x,,y)m=4.95mm aannnn **h(h，c,x)m 齿根高 ==3.74mm fannnn **h,(2h，c,,y)m 全齿高 =8.69mm annnn * 齿顶圆直径 d,d，2(h，x,,y)m=54.9mm aannn 27 ** 齿根圆直径 =37.52mm d,d,2(h，c,x)mfannnn 3.6 本章小结 本章对变速器的档数、传动比的范围进行了介绍并根据自身设计选择了所涉及变速器的档数，结合相应的汽车参数计算出传动比的范围，对变速器齿轮的参数也做了合理的选择，并计算了各档的齿数分配情况，对中心距也做了重新的修正。 28 第4章 变速器的校核 4.1 齿轮的损坏形式 齿轮的损坏形式分三种:轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏。 轮齿折断分两种:轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断;轮齿再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。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 4.2 齿轮强度计算 与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JB179—83，6级 和7级。因此，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。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。 4.2.1 齿轮弯曲强度计算 1) 直齿轮弯曲应力 FKK1,f,, (4.1) wbty T,KFF,2T/d式中，为弯曲应力;为圆周力，;为计算载荷;d为节圆直径;gw,11g KK为应力集中系数，可近似取=1.65;为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点f, KK上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同:主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9;ff t,,mb为齿宽;t为端面齿距，，m为模数;y为齿形系数，如图6-1所示。 mz因为齿轮节圆直径d=，z为齿数，带入式(4-1)得 29 TKK2gf,, (4.2) ,w3,mzKyc 一挡从动齿轮 3TKK22，510，10，1.65，1.1gf,, MP,,814.34MPa,,850aw33,mzKy3.14，3，31，5，0.173c 一挡主动齿轮 3TKK22，125，10，1.65，0.9gf,, MPMP,,297.79,,850aaw33,mzKy3.14，3，17，5，0.173c 倒挡直齿轮作用弯曲应力在400~850N/mm 故直齿轮弯曲应力均符合要求 2) 斜齿轮弯曲应力 FK,1, (4.3) ,wbtyK, mznTmFF,2T/d式中，为圆周力，;为计算载荷;d为节圆直径， ，为d,gn11gcos, KK法向模数;z为齿数;为斜齿轮螺旋角;为应力集中系数，=1.50;b为齿面,,, zz,t,,m宽;t为法向齿距，;y为齿形系数，可按当量齿数在图6-1中查得;an3cos, KK为重合度影响系数，=2.0。 ,, 将上述有关参数代入式(4.3)，整理后得斜齿轮弯曲应力为 ,TK2cosg,, , (4.4) w3,zmyKK,nc 四挡齿轮弯曲应力 3,,TK2cos2，125，10，cos22.6，1.5g,,,,86.73MPMP,250,主动齿轮 waa33,zmyKK,3.14，28，3，0.15，7，2.0nc 3,,TK2cos2，233.33，10，cos22.6，1.5g,,,,224.24MPMP,250,从动齿轮waa33,zmyKK,3.14，15，3，0.15，7，2.0nc TT当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高gemax 30 挡齿轮，许用应力在180,250范围。 符合要求。 MPa 图4.1 齿形系数图 ,,,20(假定载荷作用在齿顶f,1，) ,4.2.2轮齿接触应力计算 轮齿接触应力 FE11δ =0.418 ( + ) (4.5) jbρ ρ zb F1,F式中，F,为轮齿的接触应力;F为齿面上的法向力， ;为圆周力，j1cos,cos, T,F,2T/d;为计算载荷;d为节圆直径;为节点处压力角，为齿轮螺旋角;E,g1g ,,为齿轮材料的弹性模量;b为齿轮接触的实际宽度; 、为主、从动齿轮节点处bz ,,rrsinsinbz,,,,,,rsin,,,rsin,的曲率半径，直齿轮 、，斜齿轮 ， ;zbbbzz22cos,cos, rr 、为主、从动齿轮节圆半径。 bz 一挡齿轮接触应力 31 FE11δ =0.418 ( + ) jbρ ρ zb 35，，，241102.11022 ,，，，0.418(),,,，，，，，，，3463(cos22.6cos20)314sin20346sin20 =1249.9 MPa 四挡齿轮接触应力 FE11δ =0.418 ( + ) jbρ ρ zb 35,,，，，，，，，198102.110273sin20283sin20,，，， 0.418(),,,,，，，，2733(cos22.66cos20)2cos22.662cos22.66 =713.7MP a 校核都在范围之内，符合要求 Temax作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触将作用在变速器第一轴上的载荷2 ,应力见表4.1。 j 表4.1 变速器齿轮许用接触应力 齿 轮 ,MP, ja 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900--2000 950--1000 常啮合齿轮和高挡 1300--1400 650--700 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯取疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。值得指出的是，对齿轮进行强力喷丸处理以后，齿轮弯曲疲劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形;磨齿齿轮精度高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度，使得传动平稳、效率提高;在同样负荷的条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高。 国内汽车变速器齿轮材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、 。渗碳齿轮表面硬度为58,63HRC，芯部硬度为3325MnCr5,48HRC。 32 4.3 轴的结构尺寸设计 变速器轴在工作时承受转矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷的作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的经常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器时主要考虑的问题有: 轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度等。 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dAL范围内选取:对输入轴，=0.16,0.18;对输出轴，0.18,0.21。 d/Ld/L, 输入轴花键部分直径(mm)可按下式初选取: d 3 (4. 6) d,KTemax 式中 ——经验系数，=4.0,4.6; KK T——发动机最大转矩(N.m)。 emax 输入轴花键部分直径为 3=23.78,27.34mm ，，d,4.0，4.61081 初选输入、输出轴支承之间的长度=310mm。 L 按扭转强度条件确定轴的最小直径为 3955010P，33d (4. 7) ,0.2[,]n 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——发动机的转速(r/min)。 得: 339550，10P9550，10633333mm d,,,20.5,0.2[]n0.2，526684.5 所以，选择轴的最小直径为21mm 4.4 轴的强度验算 4.4.1 轴的刚度的计算 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 33 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。 轴的挠度和转角如图4.2所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和ffcs 转角为δ，可分别用下式计算: 图4.2 变速器轴的挠度和转角 22Fab1,f (4.8) c3EIL 22Fab2f, (4.9) s3EIL ，，,Fabba1,, (4.10) 3EIL F式中 ——齿轮齿宽中间平面上的径向力(N); 1 F——齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N); 2 5——弹性模量(MP)，=2.1×10 MP; EEaa 44——惯性矩(mm)，对于实心轴，; I,,d64I d——轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算; ab、——齿轮上的作用力距支座A、B的距离(mm); ——支座间的距离(mm)。 L 22f,f，f,0.2轴的全挠度为mm。 cs ,,,,ff轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05,0.10mm，=0.10,0.15mm。cs齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 FFF1、计算变速器上个齿轮的圆周力、切向力、轴向力 tar 34 一轴: 2T1F,,5440Nt1 d1 ,Ftant1F,,2185Nr1cos,1 二轴: 2T,21F,,11850Nt9 d9 ,Ftant9F,,4310Nr9 cos,9 2T ,22F,,9458Nt7d7 ,Ftant7F,,3560Nr7cos,7 2T,23F,,7690Nt5 d5 ,Ftant5F,,2960N r5cos,5 2T,24 F,,6640Nt3d3 ,Ftant3F,,2620Nr3cos,3 2T中F,,6170Nt4 d4中间轴: ,Ftant4F,,2430Nr4 cos,4 2T 中F,,1539Nt6d6 35 ,Ftant6F,,5925Nr6cos,6 2T中F,,20093Nt8 d8 ,Ftant8F,,7571N r8cos,8 2T中 F,,22024Nt10d10 ,Ftant10F,,8016Nr10cos,10 2、变速器输入轴的刚度计算 )一档工作时的计算 (1 已知:a=248mm;b=22mm;L=270mm;d=32mm，则有 2222FabFab64，r1r1f ,,c43EIL3E,dL 224763，248，22，64,,0.016,[f],0.05~0.10mm c543，2.1，10，3.14，32，270 2222Fab，6413087，22，248，64t1mm f,,,0.04,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.1，10，3.14，32，270 2222f,f，f,0.016，0.04,0.127,0.2mm cs Fab(b,a)4763，22，248，(248,22)，64,3r1,,,,0.6，10rad,0.002rad 543EIL3，2.1，10，3.14，32，270(2)二档工作时的计算 已知:a=99mm;b=114.5mm;L=214mm;d=46mm，则有 222222FabFab，642117，99，114.5，6422rrf,,, c4543EIL3E,dL3，2.1，10，3.14，46，214 ,0.009,[f],0.05~0.10mm c 36 2222Fab5273，99，114.5，64t2mmf,,,0.023,[f],0.1~0.15ss543EIL3，2.1，10，3.14，46，214 2222f,f，f,0.009，0.023,0.025,0.2mm cs Fab(b,a)2117，99，114.5，(114.5,99)，64,5r2 ,,,,1.26，10rad,0.002rad543EIL3，2.1，10，3.14，46，214(3)三档工作时的计算 已知a=77mm;b=136.5mm;L=214mm;d=42mm，则有 2222FabFab64，r3r3f ,,c43EIL3E,dL 221584，77，136.5，64,3=mm ,8.5，10,[f],0.05~0.10c543，2.1，10，3.14，42，214 2222Fab，643976，77，136.5，64t3mmf,,,0.021,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.1，10，3.14，42，214 222,32f,f，f,8.5，10，0.021,0.022,0.2mm cs Fabba(,)2142.86，77，136.5，(136.5,77)，64,5r3,,,,6.51，10,0.002 54EIL33，2.1，10，3.14，42，214由于四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较 小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。 3、变速器输出轴的刚度计算 (1)一档工作时的计算 已知:a=61mm;b=162mm;L=223mm;d=40mm，则有 2222FabFab64，r1r1f,, c43EIL3E,dL 223788，61，162，64,,0.021,[f],0.05~0.10mm c543，2.1，10，3.14，40，223 2222Fab，647420，61，162，641tmm f,,,0.041,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.1，10，3.14，40，223 2222f,f，f,0.021，0.041,0.046,0.2mm cs Fab(b,a)3788，61，162，(162,61)，64,4r1,,,,3.0，10rad,0.002rad 543EIL3，2.1，10，3.14，40，223(2)二档工作时的计算 已知:a=184mm;b=86mm;L=270mm;d=40mm，则有 37 222222FabFab，643709，184，86，6422rrf,,, c4543EIL3E,dL3，2.1，10，3.14，40，270 mm ,0.043,[f],0.05~0.10c 222222FabFab，649335，86，184，642t2r,,f,,,,0.108,f,0.1~0.15mmss4543EIL,3EdL3，2.1，10，3.14，40，270 2222f,f，f,0.108，0.043,0.089,0.2mm cs Fab(b,a)3709，184，186，(184,86)，64,5r2,,,,2.6，10rad,0.002rad 543EIL3，2.1，10，3.14，40，270(3)三档工作时的计算 已知a=110mm;b=160mm;L=270mm;d=35mm，则有 2222FabFab64，r3r3f ,,c43EIL3E,dL 222898，110，160，64,0.07,[f],0.05~0.10=mm c543，2.1，10，3.14，35，270 2222Fab，647555，110，160，64t3mmf,,,0.11,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.1，10，3.14，35，270 2222f,f，f,0.07，0.11,0.15,0.2mm cs Fab(b,a)2889，110，160，(160,110)，64,4r3,,,,0.3，10rad,0.002rad 543EIL3，2.1，10，3.14，35，270 由于四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较 小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。 4.4.2 轴的强度的计算 1、中间轴校核 发动机转矩T=108 N.m ，2.66,287.28 中间轴转矩T=108 2，Tcos,2Tg111F,,,10278.3542 圆周力N t1dmz1n1 38 ,tannF,F,3872.98 径向力N 11rt,cos1 轴向力N F,Ftan,,2754.08a1t11 (1)绘制轴受力简图(图a) (2)绘制垂直面弯矩图(图b) dL55.9337.5,FF.,.2754.08，,3872.98，ar2222 N F,,,1708.41RAVL337.5 N F,F，F,3872.98,1708.41,2164.56RBVrRAV L337.5 截面C右侧弯矩M,F.,2164.56，,365269.5N.m CVRBV22 L337.5' 截面C左侧弯矩M,F.,1708.41，,288294.2N.m CVRAV22 (3)绘制水平面弯矩图(图C) 10278.2542Ft,,,,5139.17 轴承支反力N FFRAHRBH22 L337.5M,F.,5139.17，,867234.9375 截面C处的弯矩N.m CHRAH22 (4)绘制合成弯矩图(图d) 2222M,M，M,365269.5，867234.93,941019.78 N.m CCVCH ''2222M,(M)，M,288294.2，867234.93,941032.56 N.m CCVCH (5)绘制转矩图(图e) (6)绘制当量转矩图(图f) 转矩产生的扭剪应力按动脉循环变化取a=0.6截面C处的当量弯矩 2222M,M，(aT),941019.78，(0.6，287.28),172.78 N.m ecC (7)校核危险截面C的强度 M172.78ec,,,,40.3MPa,55MPa e3350.1d0.1，35 39 图abcdef 2，输出轴的校核 108，2.66，1.38,399输出轴转矩T=N.m 2T2，399，1000F,,,10276.8N td77.65 FtF,tana,3872.42N rn,cos F,Ftan,,3740.45N at (1)绘制轴受力简图(图a) (2)绘制垂直面弯矩图(图b) dL77.65339,FF.,.3740.45，,3872.98，ar2222F,,,1507.82轴承支反力N RAVL339 40 N F,F，F,3872.98,1507.82,2364.59RBVrRAV 截面C右侧弯矩 L339N.m M,F.,2364.59，,400798.005CVRBV22 截面C左面侧弯矩 L339'N.m M,F.,1507.82，,255575.49CVRAV22 (3)绘制水平弯矩图(c) 轴承支反力 10278.2542Ft,,,,5139.17N FFRAHRBH22 L339截面C处的弯矩M,F.,5138.4，,870958.8N.m CHRAH22(4)绘制合成弯矩图(图d) 2222M,M，M,400798.005，870958.8,958753.4991 N.m CCVCH ''2222M,(M)，M,255575.49，870958.8,958748.4991 N.m CCVCH (5)绘制转矩图(图e) (6)绘制当量转矩图(图f) 转矩产生的扭剪应力按动脉循环变化取a=0.6截面C处的当量弯矩 2222M,M，(aT),958753.4991，(0.6，399),203184.57 N.m ecC (7)校核危险截面C的强度 M203184.57ec,,,,47.38MPa,55MPae330.1d0.1，35 41 图abcdef 4.5轴承寿命计算 v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am 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。 SL, (5.19) vam 430，10L,,3571v,0.6v,0.6，140其中，，h。 amamax0.6，140 C,37C,32.2初选轴承型号根据机械设计手册选择30305型号轴承KN，KN;orr C,50C,43.230306型号轴承KN，KN orr 1、变速器一档工作时 42 N，N F,4310F,11850r9a9轴承的径向载荷 =1066N;N FF,12021AB查机械设计手册得，Y=1.6。 F1066As,,,333.125 N 12Y2，1.6 F12021Bs,,,3756.56N 22Y2，1.6 N s，F,333.125，11850,12183.125N,s,3756.561a92 所以轴承内部轴向力 N F,11850a9 N F,s，F,12183.125，11850,24033.125a71a9 计算轴承当量动载荷p e,0.37查机械设计手册得到 F11850a9,,11.1,e，查机械设计手册得到 x,0.4,y,0.2;F1066A F24033.125a7,,2.0,e，查机械设计手册得到。 xy,,0.4,2F12021B 当量动载荷 P,f(xF，yF) praF式中 ——支反力。 r f,1.4 p p,39410N 1 p,54919N 2 6C10,L,(),198查表4.1可得到该档的使用率，所以h hnP602 0198,3258，0.1,32.58h 0 43 所以轴承寿命满足要求。 6C10,h L,(),198hnP602 2、变速器四档工作时 2TN F,,6398td ,tannN F,F,2534rt,cos f表4.1 变速器各档的相对工作时间或使用率 gi 车型 档位数 最高档变速器档位 传动比 ? ? ? ? ? 4 1 1 3 75 4 <1 1 4 60 货 5 1 1 3 16 75 5 <1 1 3 64 20 6 1 1 2 8 15 70 车 6 <1 1 2 8 70 15 8 <1 0.5 1 0.5 10 15 F,Ftan,,2329N at F轴承的径向载荷:=198N;N F,2898AB 轴承内部轴向力: 查机械设计手册得:Y=2 FBs,,724.5N 12Y FAs,,49.5N 22Y 所以 F,430N a1 F,s，F,3053.5N a21a 计算轴承当量动载荷，查机械设计手册得到。 e,0.3p 44 x,1Fa1,ey,0FA x,0.4F2a,eFy,2B 当量动载荷 P,f(xF，yF)pra f,1.4p N p,3547.61 N p,55812 1066310C1032.2，10,3 L,(),(),2537hh60nP60，320055812 查表4.1可得到该档的使用率，于是 0h 2537,3788，75,24430 所以轴承寿命满足要求。 4.6 本章小结 本章首先讨论了齿轮的损坏形式，并对齿轮强度的计算进行了介绍，对所涉 及齿轮的强度进行的刚度校核和强度校核，最后对轴的尺寸进行了计算，并对其 进行了刚度和强度的验算。 45 第5章 同步器的计算 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。 5.1 锁销式同步器 5.1.1 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。 5.1.2 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5.1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13 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31 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。 ,,,,31 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。 46 1-滑动齿套 2-同步环 3-齿轮 4-锁销 5-钢球 6-销 7-弹簧 图5.1 锁销式同步器结构方案 5.2 锁环式同步器 5.2.1 锁环式同步器结构 如图5.2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。 5.2.2 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5.3a),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 47 图5.2 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5.3b)完成同步换挡。 图5.3 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。 5.2.3 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5.4)，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5.4) ,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5.5)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 48 E=d+2c (5 .1) 图5.4 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 Rt1 c (5. 2) ,4R2 RR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。 12 ,, (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11 ,,,,,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，11222 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112 ,与齿轮接合齿端面应留有间隙(图5.6)，并可称之为后备行程。 3 ,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3 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3 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3 保持在0.2,0.5mm。 49 图5.5 滑块转动距离 1—啮合套 2—锁环 3—滑块 4—锁环缺口 ,图5.6 滑块端隙 1 5.3 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。 50 第6章 变速器操纵机构 设计变速器操纵机构时，应满足以下要求: 1. 换档时只允许挂一个档。 2.在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置(如图6-1所示)。 3.汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。 根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。 变速器操纵机构应当满足如下主要要求:换挡时只能挂人一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。 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、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。 6.1 直接操纵手动换挡变速器 当变速器布置在驾驶员座椅附近，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挡功能的手动换挡变速器，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，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。 6.2 远距离操纵手动换挡变速器 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，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器称为远距离操纵手动换挡变速器。 图6.1示出远距离操纵手动换挡变速器的工作原理简图。这时要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速杆支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换挡传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利影响。 51 综上所述，根据直接操纵手动换挡方案的优点，故本设计选用直接操纵手动换挡方案。 图6.1 远距离操纵手动换挡变速器工作原理简图 6.3 本章小结 本章介绍了变速器的几种操纵形式，对几种操纵形式的原理进行了介绍，并分析它们的优缺点选择了合理、简单、高效的变速器的操纵形式。 52 结 论 对于本次设计的变速箱来说，其特点是:扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用同步器挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求;变速器挂档时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。在以后的工作和学习中，我会继续学习和研究变速器技术，以求其设计更加合理和经济。 变速器的传动比为1.0，五挡为直接挡且是最高挡,使用直接挡，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上,变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多,五挡变速器可提高发动机的功率利用率、汽车的燃油经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。 变速器设计计算中，齿轮的损坏形式主要有:轮齿折断、齿面疲劳剥落、移动换挡齿轮端部破坏及齿面胶合。在对轮齿强度计算中，轮齿弯曲强度和轮齿接触应力都符合了要求。 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，对轴进行刚度和轴的强度计算也都基本达到了要求。 变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。 53 参考文献 [1] 刘海江，于信汇，沈 斌.汽车齿轮[M].上海:同济大学出版社，1997. 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