. . . 畢業(yè)論文（設計）題 目： 汽車5擋手動變速器設計 學 生：專 業(yè)： 車輛工程 學 號：指導老師： 2014年6月汽車5擋手動變速器設計摘要：變速器是連接發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的至關重要的部分，對它的合理設計能夠保證汽車在各種不的工況下滿足需求，而且他的合理與否決定了發(fā)動機的動力能否高效發(fā)揮。本次針對前置后驅形式設計一臺五檔手動變速器，并且采用三軸式。這次設計主要考慮的是動力輸出平順、傳動效率高、磨損消耗小、使用壽命長。同時在設計時還會盡量考慮工藝的優(yōu)化和經濟性的要求。設計采用三軸式，所以其中設計了一個直接檔，提高傳動效率。變速器的換擋通過鎖環(huán)式同步器實現，同時合理設計了一套與之相匹配的操作機構。在整個過程中，通過基本參數計算出變速器的各種數據，并且嚴格校核，保證能夠滿足設計和使用要求。關鍵詞：變速器 鎖環(huán)式同步器 中間軸Design on Car 5 Manual TransmissionAbstract： Transmission is connecting to the engine and transmission system is the important part with its reasonable design can ensure the normal order of the vehicle under various conditions, and he is reasonable or not determines the power of the engine can be efficient.This design for the front drive form a three shaft five file manual mechanical transmission, the design main consideration is power output smooth consumption, high transmission efficiency, wear small, long life of service. At the same time also will try to consider in the design of process optimization and economy requirements.Because of using three axis type, so designed a direct file, improve transmission efficiency. Transmission shift by the lock ring synchronizer, at the same time, the reasonable design a set of matching operator. Through the basic parameter to calculate the transmission of all kinds of data, another checking strictly, guaranteed to meet design ， use requirements.Keywords：transmission synchronizer intermediate shaft目錄1 緒 論11.1本次設計的目的與意義11.2變速器的發(fā)展現狀21.3變速器設計面臨的主要問題21.4畢業(yè)設計任務與要求32 變速器的總體方案確定42.1變速器的功用與設計要求42.2變速器傳動機構的型式選擇42.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器傳動方案42.2.2倒檔布局方案62.3零部件結構方案分析72.3.1齒輪型式72.3.2變速器軸82.3.3變速器軸承的選擇83 變速器主要參數的選擇與齒輪設計93.1變速器各檔傳動比的確定93.1.1主減速器傳動比的確定93.1.2最低檔傳動比計算93.1.3變速器各檔速比的配置113.1.4中心距113.1.5變速器的外形尺寸123.1.6齒輪參數的選擇123.1.7各檔齒輪計算143.2齒輪設計與計算193.2.1齒輪材料的選擇原則193.2.2變速器齒輪強度校核193.3軸的結構和尺寸設計303.3.1軸的工藝要求303.3.2初選軸的直徑313.4軸的強度校核323.4.1軸的剛度驗算333.4.2軸的強度計算413.5軸承選擇與壽命計算463.5.1輸入軸軸承的選擇與壽命計算464 變速器同步器與操縱機構的設計514.1同步器設計514.1.1同步器類型的選取514.1.2接近尺寸和分度尺寸514.1.3滑塊寬度、嚙合套缺口寬度514.1.4同步器裝配間隙524.2 同步鎖環(huán)主要尺寸確定534.3 同步器校核544.3.1同步器同步時間校核544.4變速器的操縱機構564.4.1變速器操縱機構的功用564.4.2變速器操縱機構的要求564.4.3換檔位置575. 結 論60致 61參考文獻6261 / 651 緒 論1.1本次設計的目的與意義隨著經濟實力和科學技術的不斷的發(fā)展，汽車工業(yè)不斷發(fā)展，逐漸成為我國重要的工業(yè)產業(yè)，汽車的使用已經遍布我國的大江南北。而隨著中國加入WTO，老百姓生活水平和日常需求的不斷增長，各類汽車與汽車用品等高級消費品已進入普通老百姓的家庭。圖1-1 00年到13年汽車生產和增長率圖1-2 00年到13年汽車銷售和增長率在我們國家，汽車算是先進行業(yè)，起步比起其他發(fā)達國家就晚了。隨著我們汽車工業(yè)不斷的發(fā)展，同時各式各樣的汽車行業(yè)也在持續(xù)快速的發(fā)展?，F如今的汽車設計師面臨的緊迫問題，包括經濟性，扎實工作，性能優(yōu)良的設計，并契合我國汽車狀況。1.2變速器的發(fā)展現狀汽車變速箱的發(fā)展已經超過百年，其歷程主要是了從單純的手動方式成長為先進的自動。目前世界上的各個汽車公司的汽車使用各種不同類型的變速器。它們自己獨立的優(yōu)點和缺點：MT最為省油、經濟實用、具有很高的操控樂趣，同時也要求更高技術；AT燃油消耗最多，駕駛容易、乘坐更為舒適、零部件也很可靠；AMT融合之前二者長處，換擋時會有間歇的動力暫停，乘坐會有不舒服感；無級變速器構造簡單、高效大功率、車速穩(wěn)定，傳動帶不耐用，不能承受較大的載荷；DCT燃油消耗比較低而且乘坐舒適性良好，手動變速器進化而來的先進變速器。 在中國國，據調查2007年手動變速器占據的市場比重為74%，擁有較大的市場份額。這些年來自動變速器的市場使用情況越快越好，用戶群不斷提高，而且還會繼續(xù)提高，尤其是針對乘用車用戶這些年來女性駕駛員越來越多，動檔變速器更是深受這類女性群體的追捧。我們國家，自動檔變速器的客戶增長是還是十分可觀的。但手動檔變速器的低燃油消耗，以與獨特的駕駛體驗和操縱快感是不容忽視的，同時中國的各大駕校在對學員的駕駛技術教學中使用的普遍還是手動檔。針對中國變速器市場發(fā)展趨勢，歸納目前變速器的發(fā)展具有以下幾個規(guī)律： 一、在時間，手動檔變速器還是保持市場的主流，而AT擁有廣闊的增長空間。二、中國的汽車市場情況是多樣的并且具有一定的復雜因素，變速器還會保持多元化發(fā)展，短時間不會產生最后的唯一贏家。三、展望未來，我們的自主汽車相關企業(yè)應該更多的聚焦DCT，它一定會有有非常好的前景。1.3變速器設計面臨的主要問題汽車，高速發(fā)展的產物，工業(yè)不斷的的高速前進，隨著世界燃油儲備的下降和價格的日漸上漲，針對汽車的各種配件和技術更加人性化和先進，變速器還要考慮許多問題：1綠色節(jié)能、環(huán)保低排放、高效實用，多元豐富的變速器，必是變速器甚至汽車工業(yè)發(fā)展面臨著的一個重大問題。2為什么AT會發(fā)展的那么迅猛，是因為有很簡易的操縱。但同時也減少了駕車時駕駛員所擁有的操縱的趣味。因此，既要保證駕駛體驗和操縱快感，同時，操作起來不會變的復雜，這也是一個不容忽視的問題。3設計更簡單的結構、燃油消耗更低，效率更高，至始至終都是變速器設計要達到的目的。1.4畢業(yè)設計任務與要求這次畢業(yè)設計的目的是完成一臺用于發(fā)動機前置后輪驅動的越野車上的五檔手動變速器的設計和修正，選用長城哈弗H3作為參考。所要設計的是一臺用作前置后驅手動五檔機械式變速器，采用三軸式布局。對變速器設計的主要任務有：1、 選擇變速器類型；2、 確定變速器的基本參數；3、 計算變速器的齒輪參數，并校核；4、 計算變速器的軸的參數，并校核；5、 選擇并計算同步器和換擋機構；6、 變速器三維建模。2 變速器的總體方案確定2.1變速器的功用與設計要求變速器的作用就是能變換一、二軸轉矩比，歸屬于齒輪傳動。它是汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于改變從發(fā)動機的曲軸傳出的動力，其中包括轉矩和轉速，目的是為了保證平穩(wěn)起步、與時根據需求加速或減速、正常行駛、適應各種行駛工況下對動力輸出的要求。另外，變速器的作用還要求能夠倒車、空擋滑行、動力中斷。變速器設計需要具備如下要求。1. 保證汽車的動力足夠，滿足經濟高效。在汽車統(tǒng)一設計時，根據汽車實際情況、發(fā)動機參數和汽車具體的使用要求，選擇恰當的檔數與傳動比，來實行這一要求。2. 設置空檔，是為了能將發(fā)動機與傳動系長時間分離用來滿足實際要求；設置倒檔，使發(fā)動機正常運轉而車輪倒退。3. 工作平順，操作輕便。汽車在行駛過程中，不會發(fā)生跳檔、脫檔的安全隱患。4. 質輕體小。主要有中心距決定。應采用各種有利措施降低中心距。5. 噪聲小。可選用斜齒輪，或者加以適當變位，提升制造工藝。7. 零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設計要求。2.2變速器傳動機構的型式選擇變速器類型豐富多樣的，有不同的分類方式，大致可分為：有極、無極、不同檔、兩軸式、三軸式等 2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器傳動方案如圖2-1所示，就是三軸式，它的輸入軸為第一軸，輸出軸與中間軸的對應檔位齒輪嚙合，輸入、輸出軸同心。將一二軸直接聯動，形成直接檔。這個時候，齒輪、軸承與中間軸都不承受載荷，且通過第一、第二軸傳遞轉矩。所以，該檔具有很高的傳動效率，同時噪音也非常小，三軸式變速器具有這樣一個主要優(yōu)點。當然它也有相應的缺點：只有直接檔的效率比較高。圖2-1 轎車三軸式四檔變速器1.第一軸；2.第二軸；3.中間軸如圖2-2所示，就是二軸式。與前者來比較，它具有結構簡單、布置緊湊的優(yōu)點。只有最高檔外傳動效率較低。如圖所示，每個檔的同步器都裝在二軸軸上，原因是這樣裝同步器很方便；但是高檔的同步器可裝在一軸的后端。兩軸式變速器在高檔運轉時，齒輪和軸承都會受到不同的負荷，故會產生較大噪聲，也增加了磨損，這是它不好的地方。，低檔傳動比的上限（ig=4.04.5）會受到很大限制。圖2-2 兩軸式變速器1.第一軸；2.第二軸；3.同步器本次考慮的汽車是將發(fā)動機放在前面，使后輪作為主動輪，所以選用三軸式變速器圖2-3 中間軸式五檔變速器傳動方案2.2.2倒檔布局方案倒檔常用結構方案采用如下方式：圖2-4a在所以前進檔的傳動中，依次添加一個傳動，構造就變得相對簡單，但齒輪受到相反方向的變應力作用。這種布置方式多用在轎車和輕型貨車的四檔變速器中。圖b方案的好處是可以降低中間軸尺寸，但此時這樣換擋也變得困難了。圖2-4c的方案容易產生換擋錯亂。圖2-4d的方案針對前者的不足進行了優(yōu)化，所以多用在在貨車變速器中。圖2-4e把中間軸上的一檔和倒擋齒輪加工為一體。圖2-4f的方案就很合適于齒輪副都采用常嚙合齒輪，也讓換擋變得輕便。 故選用2-4F。圖2-4倒擋布置方案2.3零部件結構方案分析2.3.1齒輪型式變速器的齒輪常用直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。倒檔常用直齒圓柱齒輪主，對于直齒圓柱齒輪，斜齒圓柱齒輪有更長的使用壽命、平穩(wěn)的運轉、更低的工作噪聲，故此次設計倒檔為直齒輪，其余各個檔用斜齒輪。設計為一個或兩個獨立的齒輪和軸，通過不同的連接方式連接。過小的齒輪尺，又要求和軸分離，它的徑直徑到齒根圓的厚度b（圖2-5）就會降低齒輪的強度。所以通常b大于輪齒危險面的寬度。只要軸上的齒輪運轉平穩(wěn)，輪轂寬度，可以盡可能取大些，至少滿足要求： （2.1）式中：花鍵徑。質量越強越好，厚度只要滿足強度，盡量設計得薄些。尺寸為D2的1.251.40倍。圖2-5 變速器齒輪尺寸控制圖齒輪表面粗糙度越低，噪聲越少，齒面磨損越緩慢，延長了齒輪壽命。2.3.2變速器軸變速器軸大多通過軸承安置在變速器殼的相應孔。也可以根據實際安裝條件將輸出軸直接裝在殼體孔上，保證牢靠。如果采用通過齒輪的移動來換檔，連接就利用矩形花鍵，從而對中性良好并且滑動也方便。中間軸通過平鍵連接二者。輸出軸與齒輪則要保持一定的相對轉動。同步器一般通過矩形花鍵連接。倒檔軸壓入殼體孔，是固定不動的光軸，用螺栓固定。綜上所述，設計變速器軸時要仔細考慮安裝的方便。另外，還要關注工藝上的問題。2.3.3變速器軸承的選擇軸承也是變速器設計中非常重要的一部分，他能保證其中各個部件的相對運動和承受各種載荷。所以設計是要綜合考慮軸承的使用，包括軸承的承載、安裝位置、相對運動需求等。 3 變速器主要參數的選擇與齒輪設計表3.1長城哈弗H3基本參數主減速比最高時速輪胎型號發(fā)動機型號最大扭矩最大功率最高轉速車長排量整備質量4.782190km/h35/70R164G63S4M170/300090kw6000r/min4650mm2.0L1720kg3.1變速器各檔傳動比的確定3.1.1主減速器傳動比的確定行駛速度與轉速具有如下關系： （3.1） 式中：行駛速度（km/h）； 發(fā)動機轉速（r/min）； 車輪滾動半徑（m）； 變速器傳動比； 主減速器傳動比。查表1.1：該車極速=190km/h；超速檔就是最高檔；發(fā)動機轉速=6000（r/min）；輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格235/70 R16 得到= 235*0.7+16*25.4/2=367.7 (mm)此次設計選擇五檔作為超速檔，傳動比為0.75.傳動比計算公式轉換為：3.1.2最低檔傳動比計算選擇最低檔傳動比時，要綜合實際車型的基本參數，如爬坡度、附著系數、承載能力和車輪半徑等進行參考。 設計以當時就按照汽車在最大爬坡度時的工況下進行，這個時候該車的全部動力用來推動汽車爬坡。用公式表示如下： （3.2）式中：G 汽車滿載重量(N)； 滾動阻力系數 =0.010.02；發(fā)動機最大扭矩(N·m)； 主減速器傳動比； 變速器傳動比； 傳動效率（0.850.9）；R 車輪滾動半徑；最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）由公式（3.2）得： （3.3） 已知：；r=0.367m； N·m；g=9.8m/s2；，整備質量是1720kg，滿載質量得1720+65*5+10*5=2095kg；把以上數據代入（3.3）式： 一檔是產生最大動力輸出，保證驅動輪不會打滑。用公式表示如下： （3.4）式中：驅動輪路面法向反力，； 驅動輪與地面間附著系數；一般取0.50.6。更具所選車型：前軸承載kg；取0.5，代入公式3-4：所以，一檔傳動比的選擇圍是：故一檔傳動比為4.38。3.1.3變速器各檔速比的配置按等比級數分配五個檔傳動比，即：3.1.4中心距 三軸式變速器，中心距A就是輸出軸與中間軸的位置差：式中：A 變速器中心距（mm）； 中心距系數；發(fā)動機最大扭矩1； 一檔傳動比為4.38； 變速器傳動效率，取95%。 乘用車=8.99.3（8.99.3）=（8.9-9.3）8.91=79.3082.87mm通常乘用車中心距為6080mm。初取A=80mm。3.1.5變速器的外形尺寸變速器的橫向尺寸，有具體的齒輪布置和操作機構確定。轎車五檔變速器外形軸向尺寸為（3.03.4）Amm初選長度為270mm。3.1.6齒輪參數的選擇1.模數選取齒輪模數時一般要遵循如下原則：為了降低噪聲，則應選用小模數，大齒寬；如果減輕質量，與前者反之；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用同一種模數；模數的不同有利于提高強度；低擋齒輪選用大一些的模數，其他檔位選用另一個一樣模數。乘用車，更主要的是降低工作噪聲；對于貨車，主要的減輕重量，故該參數可選得大些。 乘用車模數以該車排量作為主要參考，通過3.2可知，選取模數為，因為乘用車主要是降低噪聲，所以前進檔所有檔均采用斜齒輪。為了優(yōu)化制造工藝上，變速器中的各個結合套的模數是一樣的，取23.5之間。本設計取2.5。2.壓力角壓力角越小，則重合度更高，傳動平順性更好，噪聲更??；反之，輪強度更高。國家規(guī)定的標準壓力角為20°，因此通常采用的壓力角是20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等不同值，一般選用30°的壓力角。為了加工方便，所以全部采用標準壓力角20°。3.螺旋角螺旋角越大，齒輪嚙合的重合度越高，所以工作更加平順、噪聲更低。 螺旋角在30°以增大時，輪齒強度相應增大，如果還持續(xù)加大，接觸強度隨著上升，但彎曲強度會突降。螺旋角選用圍：乘用車變速器： 兩軸式變速器為20-30度 中間軸式變速器為22-34度貨車變速器：18-26度本次設計螺旋角初選30°.要注意選擇斜齒螺旋角，目的是抵消軸上的對稱軸向力。所以，中間軸上的所有齒輪全部為右旋，其余軸的全部斜齒輪反過來，殼體就可以通過軸承蓋承受它的軸向力。4.齒寬齒寬則是對變速器的大部分參數都有影響。齒輪寬度直接關系齒輪的承載能力，b越大，承載能力越高。實踐證明，齒寬持續(xù)增大，達到一定值后，載荷分配會變得很不均勻，卻降低齒輪承載能力。所以，只要齒輪的強度達到要求，齒寬要適當選擇小的，這樣也可以讓變速器的質量減輕，軸向尺寸也相應變小。齒寬一般由齒輪模數來選定：斜齒，取為6.08.5，本次取6.2mm 5.齒頂高系數齒頂高系數直接關系著齒輪的工作情況。齒頂高系數越小，齒輪重合度越小，而工作噪聲變大；輪齒受的彎矩降低，輪齒的彎曲應力同樣相應的變小。由于齒輪加工精度提高，該系數一般取為1.00。如果齒輪嚙合的重合度，齒根強度要求提高，可根據實際要去大于1。本設計取為1.00。3.1.7各檔齒輪計算中心距、螺旋角、模數等參數初步確定后，依據檔數，傳動比和布置開始對各檔齒輪進行計算。圖3-1 五檔變速器示意圖1.一檔齒數與傳動比的確定一檔傳動比為：確定一檔齒數，求出中間軸齒輪的傳動比，首先要求齒輪和，一檔齒數和， 直齒斜齒 （3.5）對于乘用車，中間軸上一擋齒數可在圍選取，本設計取，初選， 代入公式（3.5）得到：取整得46，則。2.對中心距A進行修正取整得mm，為標準中心矩。3、常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數確定而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： （3.6）已知各參數如下：；代入式（3.6）得到：取整：所以一檔傳動比為：4、二檔齒數的確定已知：由式 由上公式變形 （3.7） （3.8）所以二檔傳動比為：5、三檔齒數的確定已知：由式子 由上公式變形 （3.9）（3.10）解得：所以三檔傳動比為：6、五檔齒數的確定已知：由式子由上公式變形 （3.11）（3.12）解得：所以五檔傳動比為：7、倒檔齒數的確定通常，倒檔和一檔的傳動比相似，在本設計中倒檔傳動比取4.29。而中間軸倒檔齒輪一般略小于一檔主動齒輪齒數，取。一般，倒檔軸齒輪齒數為21-23，這里=23。由：可計算出中間軸、倒檔軸的距離為：二軸與倒檔軸之間的距離確定：取整75mm.表3-4各檔齒輪的參數一檔齒輪二檔齒輪三檔齒輪五檔齒輪常嚙合齒輪倒檔齒輪齒輪號91078563412中間軸齒輪12倒檔齒輪13第二軸齒輪11齒數30162521202612341432142326分度圓 直徑103.9255.42111.672.7469.2890.0641.57117.7848.50110.85426918齒頂高3333333333333齒根高3.753.753.753.753.753.753.753.753.753.753.753.753.75全齒高6.756.756.756.756.756.756.756.756.756.756.756.756.753.2齒輪設計與計算3.2.1齒輪材料的選擇原則1、滿足工作條件的要求不同的工作條件，齒輪傳動有不同的要求，所以材料的選擇也有不同的要求。對于一般動力傳輸齒輪，所用材料必須保證很高的強度和耐磨性，并且齒輪表面硬度要求很高，齒芯又比較軟。2、選擇材料配對如果硬度350HBS，要求成對齒輪使用壽命差不多，大齒輪要求比小齒輪硬度略低3050HBS。大、小輪用不同材料，可以使抗膠合能力得到提升，。3、加工工藝與熱處理工藝根據齒輪的大小有不同的工藝要求，大尺寸通常用鑄鋼、鑄鐵；略小尺寸，用鍛鋼。小尺寸，要求不高，用圓鋼作毛坯。根據齒面的軟硬程度不同也有不同的工藝，軟齒面，一般用中碳合金鋼，先熱處理，后切齒；硬齒面，用低碳合金鋼，先切齒，后進行表面淬火，得到齒面硬，輪芯韌，最后需進行磨齒。一般進行過滲氮處理，齒面不容易變形，不需要磨齒。常嚙合齒輪因其傳遞轉矩大于其他軸的齒輪，且持續(xù)轉動，磨損多，都選擇硬齒面，小的齒輪20 GrMnTi滲碳處理之后再經過淬火。大的齒輪，用40 Gr調質后表面淬火。一檔，受到的沖擊載荷更大，要求抗彎強度高。一檔所用齒輪與常嚙合齒輪相似；其他檔位小的用40 Gr調質后表面淬火，大的用45號鋼調質后表面淬火。3.2.2變速器齒輪強度校核各軸的轉矩：一軸轉距 N·mm中間軸轉距=388.57N·mm二軸各檔轉距：一檔齒輪N·mm二檔齒輪N·mm三檔齒輪N·mm五檔齒輪N·mm1、斜齒齒輪輪齒彎曲強度計算 （3.13） 式中：圓周力（N），；計算載荷（N·mm）；節(jié)圓直徑（mm）；法向模數（mm）;為斜齒輪螺旋角；應力集中系數，=1.50；齒面寬（mm）；法向齒距，；齒形系數，按當量齒數在齒形系數圖3.2中查得；重合度影響系數，=2.0。圖3.2 齒型系數圖以上參數代入3-13得到： （3.13） 負荷計算選用發(fā)動機對應輸入軸的最大轉矩，通常許用應力大于180小于350MPa，而用直齒的倒檔齒輪為4 00850MPa 1）一檔齒輪校核已知參數：，=2.0N·mmN·mm查齒形系數圖得：y=0.163查齒形系數圖得：y=0.156 代入公式得MPaMPa，小于350Mpa，所以合格。2）常嚙合齒輪彎曲強度校核已知參數：；N·mm,N·mm查齒形系數圖得：y=0.132查齒形系數圖得：y=0.146代入公式（1.2）得MPaMPa，符合180350Mpa，故合格。3）二檔齒輪彎曲強度校核已知參數：，N·mm,N·mm查齒形系數圖得：y=0.154查齒形系數圖得：y=0.151代入公式得MPaMPa，滿足180350Mpa，故合格。4）三檔齒輪彎曲強度校核已知參數：，N·mm,N·mm查齒形系數圖得：y=0.154查齒形系數圖得：y=0.151；代入公式得MPaMPa，滿足180350Mpa，于是合格。5）四檔齒輪彎曲強度校核已知參數：，；N·mm,N·mm查齒形系數圖得：y=0.131查齒形系數圖得：y=0.138代入公式得，滿足180350Mpa，故合格。2、直齒齒輪輪齒彎曲強度計算本設計中僅倒檔為直齒輪傳式中： 彎曲應力； 圓周力（N），； 應力集中系數，為1.5； 計算載荷（N·mm）； 節(jié)圓直徑（mm）； 摩擦力影響系數 齒寬（mm）； 端面齒數（mm），為模數； 齒形系數；整理得： （3.14） 已知參數：，主動齒輪為1.1，從動齒輪為0.9；N·mm查齒形系數圖3.2得：；代入公式得 在400-850圍，所以合格。3、斜齒輪齒輪接觸應力 （3.15）式中： 輪齒接觸應力（）；F 齒面上的法向力（N），；F1 圓周力，；Tg 計算載荷（N·mm）； 節(jié)圓直徑（mm）； 節(jié)點處壓力角； 齒輪螺旋角；E 齒輪材料的彈性模量（）； 齒輪接觸寬度（mm）；，曲率半徑（mm），直齒，斜齒，； 節(jié)圓半徑（mm）。作用載荷就是第一軸上的載荷，許用接觸應力見下表3-5：表3-5變速器的許用接觸應力齒輪滲碳齒輪液體滲氮共滲齒輪一檔、倒檔190020009501000常嚙合、高檔130014006507001）一檔齒輪接觸應力校核已知條件：，N·mm,N·mm,Nmm 將已知數據代入公式3.15得：，都小于，所以合格。（2）常嚙合齒輪接觸應力校核已知條件：，N·mm,N·mmN,Nmm將已知數據代入公式3.15得到：，都小于1300MPa，所以合格。3）二檔齒輪已知條件：，N·mm,N·mmNNmm將已知數據代入公式2.2得到：，都小于13001400，所以合格。4）三檔齒輪已知條件：，N·m,N·mNNmm將已知數據代入公式得到：，小于1300-1400, 所以合格。5）四檔齒輪已知條件：，N·m，N·mNNmm將已知數據代入公式3.15得到：，都小于13001400 ，所以合格。4、直齒倒檔齒輪接觸應力校核已知條件：N·m將已知數據代入公式3.15得到：NNNmm，,均小于1900-2000，所以滿足設計要求。3.3軸的結構和尺寸設計軸是用來傳遞扭距的關鍵部件，它也關系著整個變速器的使用壽命，變速器運轉時，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。所以軸要具有很高的剛度和強度以滿足要求。如果剛度不足，軸會由于彎曲作用而變形， 直接影響齒輪能否正確嚙合。3.3.1軸的工藝要求 輸出軸軸頸一般作為軸承滾道，必須有足夠的硬度，滿足HRC5863圍。 如果軸選用高頻或滲碳鋼，螺紋部分不要淬硬，防止過脆產生裂紋。如果軸有階梯形式，盡量使工藝簡單，階梯少。 綜合考慮軸選用材料為20 CrMnTi。3.3.2初選軸的直徑變速器的中心距明確，輸出與中間兩軸中部直徑為0.45*A，最大直徑：輸出軸，中間軸，。輸入軸花鍵部分直徑d： （3.16）式中：K 經驗系數；發(fā)動機轉距（N·mm）。1）第二軸和中間軸中部直徑=(0.450.6)mm選取d=40mm的取值：2）中間軸長度初選：3)第二軸長度初選：4)第一軸長度初選：K=4.0-4.6mm5）軸最小直徑的確定對實心軸，其強度條件為： （3.17） 式中： 軸傳遞的轉矩N·mm，=102N·m；軸的抗扭截面模量(mm3)； 軸傳遞的功率（kw），=60kw； 軸的轉速，=3000；許用扭轉剪應力（）：表3-6 軸常用集中材料的與A值軸的材料Q235-A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/15-2520-3525-4535-55A值149-126135-112126-103112-97由式3.17得到軸直徑的計算公式： （3.18）中間軸為合金鋼，通過表3.6查得A為100；P為90kw；。代入式（3.18）得取為35mm。3.4軸的強度校核 軸的受力如圖3-3所示：圖3.3變速器受力圖3.4.1軸的剛度驗算軸的尺寸已經初步確定，軸剛度和強度便可以開始驗算。為了得到輸入軸的支點反力，需要先求輸出軸的支點反力。檔位的不同，受力情況完全不同，故必須進行所有檔位的驗算。驗算時，軸可以作為鉸接支承的梁。輸入軸上受到的轉矩取。軸的撓度和轉角的計算，按材料力學的相關公式計算。只需對齒輪不同位置處軸的撓度和轉角計算。軸的受力如圖3-3所。軸在垂直面，水平面，轉角為， （3.19） （3.20） （3.21） 式中：徑向力（N）；圓周力（N）；彈性模量（），=2.1×105；慣性矩（mm4），對于實心軸，；直徑（mm），花鍵處取平均值；、為齒輪到支點處、的長度（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。 軸的撓度為=0.050.10mm，=0.100.15mm。轉角小于0.002rad。圖3.4變速器的撓度和轉角1）變速器在一檔工作時二軸和中間軸的剛度第一軸軸上受力分析NNN中間軸軸上受力分析NNNNNN第二軸軸上受力分析NNN二軸軸剛度校核：將各已知參數代入公式3.19得到：N,mm,mm,mm,mm各已知參數代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmmrad所以變速器第二軸在一檔工作時滿足剛度要求。中間軸一檔處軸剛度校核：各已知參數代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mm各已知參數代入公式（3.20），（3.21）得到：mm所以變速器中間軸在一檔工作時滿足剛度要求。中間軸常嚙合齒處軸剛度校核：各已知參數代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mmmm各已知參數代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmmrad所以變速器在一檔時中間軸符合剛度要求。（2）變速器在二檔工作時二軸和中間軸的剛度第一軸軸上受力分析：NNN中間軸軸上受力分析：NNNNNN第二軸軸上受力分析：NNN二軸軸剛度校核：各已知參數代入公式（3.19）得到：N, mm, mm, mm, mmmm各已知參數代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmmmmrad所以變速器二軸在二檔工作時滿足剛度要求。中間軸二檔處軸剛度校核：各已知參數代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mm,mm各已知參數代入公式（3.20），（3.21）得到：mm0.1067在mm在圍所以符合要求。mmrad3）變速器在三檔工作時二軸和中間軸的剛度中間軸軸上受力分析：NNNNNN第二軸軸上受力分析：NNN二軸軸剛度校核各已知參數代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mmmm各已知參數代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmmmmrad所以變速器二軸在三檔工作時滿足剛度要求。中間軸三檔處剛度校核各已知參數代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mm,mm各已知參數代入公式（3.20），（3.21）得到：mmmmmmrad所以變速器在三檔時中間軸符合剛度要求。（4）變速器在五檔工作時二軸和中間軸的剛度中間軸軸上受力分析：NNNNNN第二軸軸上受力分析：NNN二軸剛度校核各已知參數代入公式（3.19）得到：N,mm,mm,mm,mm,mm,各已知參數代入公式（3.20），（3.21）得到：mm<mm所以滿足要求。mmrad所以變速器二軸在五檔工作時滿足剛度要求。3.4.2軸的強度計算（1）各軸的支反力一檔：第二軸垂直平面支反力如圖3-5：圖3-5第二軸垂直平面支反力由得：mm,mm,mm,NN第二軸水平面的支反力如圖2.2：由得：N由 得：N第一軸垂直方向支反力如圖3-5：N第一軸水平方向支反力如圖3-5：N中間軸垂直方向支反力由得：mm,mm,mm,N由得：N中間軸水平方向支反力由得：N由得：N（2）各軸的彎曲變形計算齒輪受到徑向力和軸向力，受到這些力會產生彎曲變形，受到圓周力影響水平面產生彎曲變形。通過支反力和求得之后，計算、。其應力為： （3.22） 式中：（Nm）； 軸的直徑（mm） 花鍵處取徑；抗彎截面系數（mm3）；.在低檔工作時，400MPa。變速器的一軸和中間軸用與齒輪一樣的材料，二軸用45號鋼。一檔中間軸垂直方向彎矩計算圖3-6 一檔中間軸垂直方向受力、剪力圖、彎矩圖N,N,Nmm,mm,mm一檔中間軸垂直方向彎矩如圖：AB段BC段CD段一檔中間軸水平方向彎矩計算：圖3-7一檔中間軸水平方向受力圖、剪力圖、彎矩圖N,N,N,N,mmmm,mm,CD段BC段AB段N·mm代入公式3.22得：,所以符合設計要求。一檔二軸垂直方向彎矩計算：圖3-8 一檔二軸垂直方向受力圖、剪力圖、彎矩圖N,N,N ,一檔二軸水平方向彎矩計算：圖3-9 一檔二軸水平方向受力圖、剪力圖、彎矩圖N,N,N,N·mm 將計算結果代入公式（3.22）得：所以符合要求。3.5軸承選擇與壽命計算軸承壽命的要求按下式計算。 （3.23）式中：S=轎車30萬km，貨車與大客車25萬Km，h3.5.1輸入軸軸承的選擇與壽命計算初選軸承型號通過設計手冊得軸承30205 ；kn，kn。1、變速器一檔工作時N，N軸承的徑向載荷：=2926.43N；N軸承部軸向力： 查得：Y=1.6NNN所以NN計算軸承當量動載荷查機械設計手冊得到，通過機械設計手冊得到；，通過機械設計手冊得到當量動載荷：NN為支反力。h表3-7 各檔相對工作時間或使用率車型檔位數最高檔傳動比/%變速器檔位轎車普通級以下3113069410.532076.54<1182368中級以上3112277410.5210.5874<10.532076.5510.52418.5755<10.521557.525根據表3-7，所以：h所以軸承壽命滿足要求。3.5.2輸出軸軸承的選擇與壽命計算1、初選軸承型號通過機械設計手冊：右邊的軸承選用型號30205KN，KN左邊的軸承選用型號30206KN，KN變速器一檔工作時：一檔齒輪上力為：N，N軸承的徑向載荷：=2926.43N；N部軸向力： 查得：Y=1.6所以NN2、計算軸承當量動載荷查機械設計手冊得到，查機械設計手冊得到：；，查機械設計手冊得到：當量動載荷：NNh根據表3-7，于是 h 所以軸承壽命滿足要求。圖3-10輸入軸圖3-11 輸出軸圖3-12 中間軸圖3-13 三軸裝配圖4 變速器同步器與操縱機構的設計4.1同步器設計4.1.1同步器類型的選取對于鎖環(huán)式同步器，軸向尺寸就比較大，同時具有很高的鎖止安全性，抵抗磨損能力也很強、嚙合傳遞性也很優(yōu)良?；瑝K式同步器運轉可靠，機構結實，布置會受到很大的限制，承載能力小，鎖止面容易磨損，所以通常用于輕型車。 鎖銷式同步器，摩擦面在外端，容易布置和調節(jié)，但機構過長，而且鎖止面易摩損，通常用在中、重型貨車變速器。外錐式同步器更大的摩擦力，同步過程可以極快的被完成。但造價高昂，常用在高級轎車中。綜合衡量，本次設計選擇鎖環(huán)式同步器。4.1.2接近尺寸和分度尺寸慣性式同步器中:接近尺寸b和分度尺寸a，如圖3.10。a就是滑塊的側邊與鎖環(huán)缺口側面接觸時，二者中心線間的距離。b嚙合套齒與同步環(huán)接合齒軸向距離。通常接近尺寸b=0.2 0.3m m。分度尺寸是接合齒的0.25倍的周節(jié)，=9.42. b和a可以使同步器處于要求鎖止位置，必須嚴格控制。圖4-1 分度尺寸a與接近尺寸b1嚙合套齒 2.滑塊 3.同步鎖環(huán) 4.齒輪接合齒本設計中同步器：a=2.355；b=0.25。4.1.3滑塊寬度、嚙合套缺口寬度圖4-2示出嚙合套和同步環(huán)在鎖止面最優(yōu)接觸的正投影，用這個來確定轉動距離c。通過圖4.2可得如下關系:式中：Rf-接合齒分度圓半徑;Ru-滑塊軸向移動后外半徑。確定h后，因為H=E:圖4-2滑塊與缺口的轉動間隙1.嚙合套 2.同步鎖環(huán) 3.滑塊 4.滑塊槽同步器設計中Ru=21.5mm Rf=22.5mm；本文計算得：c=2.25mm； 當取h=9mm，此時可得E=13.5mm。4.1.4同步器裝配間隙同步器換檔應該沒有沖擊，即使正常磨損，依然保持工作有效，同步器裝配尺寸選擇應該合適。如圖4.3所示?；瑝K端隙1不能太大，如果1>2，就會使得換檔時摩擦錐面還沒有與嚙合套接觸，就與同步環(huán)齒端鎖止面相貼合，接近尺寸 Z<0，此時同步環(huán)卻是浮動的，就不會產生摩擦力矩，嚙合套迅速通過同步環(huán)，同步器就沒有鎖止作用。為了讓同步環(huán)即使受到一點磨損后，可以正常運作，同步環(huán)的端面、接合齒端面保證適當的間隙2。通常取 1=0.5mm，2=1.52 mm。本次設計取2 =1.7mm。圖4-3 同步器裝配尺寸確定4.2 同步鎖環(huán)主要尺寸確定(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 螺紋槽螺線的頂部寬窄，影響它的油膜潤滑效果和磨損情況。圖4-34a適合于輕、中型汽車；圖4-3b可用于重型汽車。一般泄油槽數為612，寬度為34mm。圖4-4 同步器螺紋槽形式(2)錐面半錐角摩擦錐面半錐角不能過小，否則容易自鎖，當tan不會自鎖。通常=6°8°。=6°時，摩擦力矩就很大了，如果表面粗糙度達不到要求，會產生粘著現象；在=7°時極少產生。此次設計綜合考慮選擇7°。(3)摩擦錐面平均半徑R R受到其他零件的尺寸，以與整體結構布局的極大限制，R不能取大，否則限制同步環(huán)厚度。在設計要求下R可取得適當大些。本次取R為5060mm。(4)錐面工作長度b （4-1）綜合考慮b取5mm。(5)同步環(huán)徑向厚度徑向方向的厚度同樣受到其他零件和布局的約束，不應過大，但前提是要求同步環(huán)具有足夠的強度。乘用車同步環(huán)厚度比貨車小取得小，選用優(yōu)質材料，并用先進加工工藝，能夠加大材料的屈服強度和疲勞壽命。 此次同步器徑向寬度取10.5mm。(6)鎖止角正確確定鎖止角，使得換檔的兩個部分之間角速度差為0才會換檔。鎖止角受到諸多要素影響，如摩擦因數、摩擦錐面、鎖止面的半徑以與錐面半錐角等。一般鎖止角是26°46°。本次鎖止角取。(7)同步時間t 同步器工作時，同步的時間小才是最好的。同步時間也受許多因素影響，如轉動慣量，摩擦面上受到的軸向力。軸向力越大大，同步時間越少。同步時間：乘用車高檔是0.150.30秒，低檔是0.500.80秒；貨車高檔是0.300.80秒，低檔是1.001.50秒。4.3 同步器校核4.3.1同步器同步時間校核對乘用車和客車 F t=60N， （4-2）式中位換擋的傳動效率。摩擦力矩m： （4-3）式中，-摩擦錐面錐角1-工作錐面間的摩擦系數R-錐面的平均半徑同步時的摩擦力矩方程式為 （4-4）Jr是一、二軸常嚙合齒輪同時轉動的轉動慣量；簡化計算 （4-5）We為發(fā)動機角速度。根據車型相應檔位的同步時間要求。手柄力對轎車變速器高檔取60。一擋（Ig為4.29）換入二檔（Ig為2.27）， 已知為7°, 為30°，r為50，R為1.5，f為0.1，F=60N，r=500，計算公式得t=0.61s，符合低檔同步時間。在四檔和五檔轉換時計算的滿足要求。圖4-5 同步器4.4變速器的操縱機構4.4.1變速器操縱機構的功用變速器操縱機構作用是確保換擋時同步器和齒輪能夠按照要求的距離移動，從而達到需要檔位，堅決避免同時掛兩個檔。4.4.2變速器操縱機構的要求1要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。a.互鎖的目的是變換要求的變速叉軸時，另外的變速桿叉軸不能移動，該裝置一般有如下幾種：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉動鎖止式、三向鎖銷式。本次選用互鎖銷式，結構如圖4-5所示。b.自鎖裝置的主要用來定位，避免受到一點的作用力或者晃動而脫檔，確保嚙合齒輪以全齒長嚙合，駕駛員也會得到相應的換擋反饋。 該裝置中的鋼球被推入到槽里就能實現定位c.在汽車行駛過程中，要避免錯掛倒擋，從而產生隱患和傳動系統(tǒng)的破壞，所以要設計相應的安全裝置防止這種情況產生。倒檔鎖使駕駛員掛倒檔時產生強烈反饋，防止誤掛倒檔。圖4-6 變速器自鎖與互鎖結構1.自鎖鋼球 2.自鎖彈簧 3.變速器蓋4.互鎖鋼球 5.互鎖銷 6.撥叉軸4.4.3換檔位置換檔位置最重要的原則是為了操縱方便。為此應該注意以下三點： 據換檔次序來安排位置 ； 常用的檔一般放在中間，其它檔放在兩邊位置； 為了防止誤掛倒檔，通常把倒檔放置在最邊上。根據以上三點，本次設計變速器的換檔位置如圖4-6所示：圖4-7變速器的換檔位置圖4-8 撥叉圖4-9 部裝配圖圖4-10 裝配圖5. 結 論 變速器是汽車至關重要的一部分，隨著技術的高速發(fā)展，自動變速器越來越受到歡迎，但是由于手動變速器具有不可比擬的操縱體驗，同時它的各項功能以與工藝已經十分成熟。本次設計依據長城哈弗H3為原型，與之匹配的發(fā)動機型號為4G63S4M。針對此次設計的變速器，它的主要優(yōu)點是：通過大扭矩變化圍廣來滿足各種工況要求，結構簡單，易于操作，維修方便，通過同步器掛擋，使變速器換擋平穩(wěn)，噪聲較小，輪齒耐用。設計中采用了三軸式五檔手動機械變速器，達到高效節(jié)能目的。本次設計的主要成果和結論如下：1.設計的手動變速器為5檔，采用三軸式。傳動比分別為4.29，2.72，1.16，1，0.75。倒檔傳動比為：4.29。2.對各檔的齒輪和軸的強度進行了校核，并且滿足設計要求。3.進行變速器的同步器設計，通過校核滿足要求。4.對變速器操作機構設計。5.根據設計結果，對變速器各個零件建模，完成裝配。設計過程采用了一些開放的標準