南骏车负重下坡气推挡怎么会脱挡_百度知道
南骏车负重下坡气推挡怎么会脱挡
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波箱换挡锁档机构有问题或者一档同步环磨损。请到修理店检查一下。
你好，可能是变速箱故障，到4s看一下
你好，建议去检修一下。
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出门在外也不愁同步器。另外，针对齿轮作用力的 不同， 在不同的轴上选择合适的轴承。 利用软件AUTCAD完成变速器总成图、 第一轴、 第二轴、中间轴、各个挡齿轮及同步器的设计。 随着我国汽车行业的迅猛发展， 人们对汽车的需求也越来越高。 通过对轿车车变 速器的设计，我了解到变速器在汽车结构中具有着重要的作用，因此变速器结构的 改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。关键词：汽车；变速器；齿轮AbstractsAs a automobile commonly used by commercial vehicles，in modern society occupies a pivo- tal position．And the transmission gearbox is one of most important parts in the automobile transmission system structure，automobile's advance，the backlash，the growth rate，the deceleration must depend on the transmission gearbox transmission to realize．Moreover the transmission gearbox also has the very important influence in automobiles power and the fuel oil efficiency． This design is mainly gear's size computation and the examination，the axis size's calcul-ation and the position's determination，the choice design satisfies its bearing capacity the syn- chromesh. Moreover，in view of the gear action's difference, chooses the appropriate bearing on the different axis．Completes the transmission gearbox unit chart，the first axis，the second axis, the intermediate shaft using software AUTCAD, to keep off the gear and the synchromesh design one by one． Along with our country automobile profession rapid development，the people are also g- etting higher and higher to automobile's demand，Through to the truck transmission gearbox's design，I understood the transmission gearbox is having the vital role in the automobile struct- ure，so the transmission gearbox structure improvement is having the profound significance to the automobile profession development and the progress．Keyword: A T G目录摘要 ABSTRACT 第1章 绪 论 ---------------------------------------------1 1.1变速器的概述------------------------------------------1 1.2 变速器的种类 -------------------------------------------1 1.3机械式变速器的特点 ---------------------------------------4 第二章 变速器传动机构布置方案-----------------------------5 2.1传动机构的布置方案分析 ---------------------------5 2.1.1固定轴式变速器-----------------------------------5 2.1.2倒档的布置方案--------------------------------------8 2.2变速器零、部件结构方案分析 ----------------------------9 2.2.1齿轮型式 ----------------------------------------9 2.2.2换档结构型式 ---------------------------------------9 2.2.3变速器轴承形式 -------------------------------10 2.2.4齿轮变位系数的选择原则 -------------------------11 2.2.5其他问题 ------------------------------------11 第三章 变速器主要参数选择 ----------------------------------12 3.1中心距A的选定 -----------------------------------12 3.2齿轮参数 -----------------------------------------12 3.2.1模数的选取 -------------------------------------12 3.2.2压力角α ----------------------------------------13 3.2.3螺旋角β ---------------------------------------14 3.2.4齿宽b ----------------------------------------14 3.3各档齿数的分配与计算 -------------------------------14 3.3.1一档齿轮齿数的确定---------------------------------143.3.2二档齿轮齿数的确定--------------------------------15 3.3.3三档齿轮齿数的确定--------------------------------15 3.3.4四档齿轮齿数的确定---------------------------------15 3.3.5倒档齿轮齿数的确定--------------------------------16 3.3.6各档齿轮参数表--------------------------------16 第四章 变速器的设计与计算 -------------------------------17 4.1齿轮的损坏形式 ---------------------------------17 4.2齿轮的强度计算 ---------------------------------17 4.3轴的强度计算 ---------------------------------------20 4.3.1初选轴的直径 ---------------------------------------21 4.3.2轴的强度验算 ------------------------------------21 4.3.3校核各挡齿轮处轴的强度和刚度 -------------------22 第五章 同步器的设计 ----------------------------------30 5.1惯性式同步器----------------------------------30 5.2锁环式同步器 -------------------------------------30 5.2.1锁环式同步器的结构 ---------------------------30 5.2.2锁环式同步器的工作原理 -----------------------31 5.3同步器重要参数的确定---------------------------------31 第六章 变速器的操纵机构 --------------------------------34 参考文献 ------------------------------------------------35 致 谢 ------------------------------------------------------36第一章 绪论1.1变速器的概述 变速器的概述变速器作为传递力和改变汽车车速的主要装置，现在对其操纵的方便性和档位数方面的要 求愈来愈高。目前，四、五档特别是五档的变速器的用量有日渐增加的趋势。同时，六挡变速 器的装车率也在上升。 变速器是用于改变发动机的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种路障的 不同条件下对驱动车轮牵引力级车速不同要求的汽车总成。设置变速器的目的是在各种行驶状 况下，是汽车获得不同的牵引力和速度，同时是发动机在最有利的工作范围内工作。因此它的性能直接影响到汽车的动力性和经济性。 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，此时发出的功率你较大，燃 油经济性也比较好。因此，我们希望发动机总能在其最佳状态下工作。但是，汽车在实际使用 中还是需要有不同的速度，这样就产生了矛盾。这个矛盾需要通过变速器来解决。 变速器的作用用一句话来概括就是变速变扭，即减速增扭或增速减扭。为什么减速可以增 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N=ωT， 其中ω是传动角速度，T是扭矩。当N固定的时候，ω和T是成反比的。所以减速必增扭，反之亦 然。汽车变速器的就是根据变速器变速变扭的原理，分成各个档位对应不同的传动比，以适应 不同的运行状况。 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、如起 步、加速、上坡等，同时是发动机机在最有利的情况下工作； 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行动 力输出。必要时变速器还有动力输出功能。 对于变速器提出如下基本要求： 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 变速器的种类变速器有传动机构和操纵机构组成。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分 为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手/自一体变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。 一、手动变速器(MT) 手动变速器（Manual Transmission）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)，所以说它是有级变速器。 曾有人断言， 繁琐的驾驶操作等缺点， 阻碍了汽车高速发展的步伐， 手动变速器会在不久“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来看，笔者 认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为 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足够的牵引 力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器， 虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情 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”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。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，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手 动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，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。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来 说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适 用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是 手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。 二、自动变速器（AT） 自动变速器（AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程 度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽 车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭， 从而达到自动变速的目的。 在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽 车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上， 这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有 时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，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。 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友 驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀， 难以发挥自动档汽车的优势。 三、手动/自动变速器（AMT） 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，让驾驶者也能享受手 动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档 (+)，如同手动档一样。 自动―手动变速系统向人们提供两种驾驶方式―为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤 时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变 速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样 对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。虽然这种二合 一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度 1.3L CVT 两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那Speedgear EL这些 “二合一”的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还比较低的。 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。 四、无级变速器 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。汽车变速 器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人 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样用齿轮变速， 而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服 普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，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个档。而无级变速器能在一定范 围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在 任何转速下自动获得最合适的传动比。 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。 本次设计的变速器为手动变速器。1.3机械式变速器的特点 机械式变速器的特点机械式变速器结构简单，维修维护方便，造价低廉，窗洞效率高，工作可靠性强。机械式 变速器分为两轴式和中间轴式。两轴式多用于发动机前置的前驱的乘用车上，中间轴式为发动 机前置后驱和后置后驱的中型货车上。中间轴式机械效率低，噪声大。为两轴式轴和轴承数少， 所以结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等有点。 本次设计中的所选择的汽车及其主要参数如下所示：表1-1 变速器设计的主要参数项目参数车型名称 基本参数 变速箱 常X宽X高 车体结构（mm） 百公里加速（S） 总质量Kg 发动机布置 发动机最大功率 排量 发动机最大扭矩 驱动方式桑塔纳2000 GSi时代骄子1.8（SVW7182HFi） 4速 手动 23 三厢轿车 14.4 1140 纵置，前置 74Kw@5200转/分 1.8 155N.m @3800转/分 前轮驱动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，故在不同形 式的汽车上得到广泛的应用。2.1传动机构布置方案分析 传动机构布置方案分析2.1.1固定轴式变速器 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。其中， 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。 与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小和容易布 置等优点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时燥声也低。因两轴 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，两轴式变 速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反;而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动 方向相同。图2-1 两轴式变速器的传动方案图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：变速器输出 轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或双曲面齿轮，发 动机横置时则采用圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他挡位均用常啮合齿轮传 动；图2－1f中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并且用同步器换档；同步器多数用在输出轴上，这是 因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器装在输入轴上有困难，而高挡的同步器可以装在输入轴后端， 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。 （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后 轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支撑在发动机飞轮上,第一轴上的花键用来装设离 合器的从动盘,而第二轴的末端经花键与万向节连接。 图分别示出了几种中间轴式变速器的传动方案。各种传动方案的共同特点是:变速器的第一 轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴支撑在第一轴的后端的孔内,并且保持两轴轴线在同一直线上,经啮合套将它们连接后可得到直接挡。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,可达到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要高于其它挡 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;档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,挡位低的齿轮（一档） 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它挡位的换档机构,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。 在除直接挡以外的其它挡位工作时,中间轴式变速器的 传动效率略有降低,这是它的缺点。 在挡数相同的情况下,中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数,轴的支撑方式,换挡方式和倒 挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别。图2-2 中间轴式四档变速器如图2-2中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别为：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，前端支承在第一轴的末端孔内，轴的 中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，而一档和倒档 用直齿滑动齿轮换档，第二轴为支承点。 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换 挡外,其余各挡为常啮合齿轮传动。图2-3b、c、d所示的方案的各前进挡均采用常啮合齿轮传动。 图2-3d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所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡, 其余各挡均为常啮合齿轮。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以上各方案中,凡采用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承用车采用中间轴式变速器,为缩短传动轴长度,将第二轴加长置于 附加壳体内,如果在附加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 尺寸及提高中间轴和输出轴的刚度。 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2－3 c所示方案的高档从动齿轮 处于悬臂状态,同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里,而中间挡的同步器布置在 中间轴上是这个方案的特点。 2.1.2倒挡布置方案 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，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换挡。为了实现倒挡传动，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。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一挡齿 轮，因而缩短了中间周的长度；但倒挡时要求有两队齿轮同时进入啮合，使倒挡困难，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齿轮，换挡更为轻便。为 了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2－3g所示方案；其缺点是 一，倒挡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。 变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也大，并导致变速器轴产生较大的 挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此，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，以便 改善上述不良状况， 然后按照从低挡到高挡的三顺序布置各挡齿轮，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 靠 近 轴 的 支 撑 处 。 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。图2-6 两轴式手动四档变速器布置方案2.2变速器零、部件结构方案分析 变速器零、 变速器零2.2.1齿轮型式 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 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结构简单。 除一档、倒档外已很少使用。 由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮啮合状态，所以可用啮合套换档。这时，因同时承受 换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档。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 旋转部分的惯性力矩增大。因此，这种换档方法，目前只在某些要求不高的档位大货车变速器 上使用。 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，但仍然得到广泛的应用。 2.2.3变速器轴承形式 变速器轴承形式 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、滑动轴承等。至于 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。 汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承受限制，常在布置上有困难。 如变速器的第二轴前端支承在第一轴长啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴 承，如空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。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，常采用一端有密封的的球轴承来承受 径向力。作用在第一轴的长啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部的轴承传递给变速器壳体，此 处常用委员有挡圈的球轴承。由于变速器向轻量化发展的需要，要求减少变速器中心距，这样 就影响到轴承外径尺寸。为保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向里的无保持架的圆 柱滚子轴承。中间轴上的齿轮工作时产生的的轴向力，原则上由前或后轴承承受都可以，但当 在壳体前端布面布置轴承盖有困难，必须由后轴承承受轴向力，前端采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。 圆锥滚子轴承因具有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承的预 紧能消除轴向间隙和轴向传窜动等优点，固在一些变速器上得到应用。圆锥滚子轴承轴承也有 装配后需要调整预紧，是装配变的麻烦且磨损后易歪斜，导致齿轮不能正常啮合而损坏。因此， 锥轴承不适合用在线膨胀系数较大的铝合金壳体上。 变速器第一轴、第二轴的后端轴承，以及中间轴承、后轴承，按直径系列一般选用种系列 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。 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。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 合的优点。滑动轴套的径向配合间隙大、易磨损、间隙大后影响齿轮的定位和运转精度并使工 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 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ξc=ξ1+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，ξc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，最高档和一档齿轮副 的ξc可选用-0.2~0.2.随着档位的降低，ξc值应该逐挡增大。一、二挡和倒档齿轮应选用较大的ξc值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的ξc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：ξ=2.2.5其他问题 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。第三章 变速器主要参数选择3.1中心距 的选定 中心距A的选定 中心距对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A。对两轴 式变速器， 将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A。 它是一个基本参数， 其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越 小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接 触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反便和不因同一垂直面上 的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮 齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度 增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。 对于中间轴式变速器，初选中心距是可以根据以下经验公式计算:A=KA式中，A为变速器中心距（mm）；KA为中心距系数，乘用车：KA=8.9~9.3；Temax为发动机的 最大转矩（N.m）；i1为变速器的一档传动比；ng为发动机的传动效率，取96%。 已知桑塔纳2000手动变速器的一档传动比在3.5左右，先取i1=3.5， Temax=155N.m 带入上式得出初选中心距的范围A=,71.6~ 74.8mm 而此次设计中的变速器为乘用车一类， 发动机前置前驱， 也可以根据变速器中心距A和发动 机的排量的关系来初选，乘用车中心距在70~80mm。 故综上，此次设计初选中心距为74mm。 外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置方案来初步 确定。 影响壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。 乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为（3.0~3.4）A 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参照下类数据选用： 四档 （2.2~2.7）A 五档 （2.7~3.0）A 六档 （3.2~3.5）A 当变速器选用的挡数和同步器较多时，上述中心距系数应选取上限。为了检测的方便，中 心距A最好为整数。3.2齿轮参数 齿轮参数3.2.1模数的选取 模数的选取 齿轮模数是一个重要参数，并且影响他的选取因数又有很多，如齿轮的强度、质量、噪声、 工艺要求等。 选取模数应该遵守以下原则： 在变速器中心距相同的情况下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽 可是齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加 齿宽；为使质量小些，应增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮的应该选取一 种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮要有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应取得小些；对于货车减少质量比减少噪声重要，固齿轮应选用大些 的模数；变速器低档应选用大些的模数，其他档位应选用另一种模数。少数情况下汽车变速器 各档的齿轮选用相同的模数。表3-1 汽车变速器齿轮的法向模数mn车 型 模数mn/mm乘用车的发动机排量V/L 1.0&V≤1.6 2.25~2.75 1.6&V≤2.5 2.75~3.0货车的最大总质量ma/t 6.0&ma≤14.0 3.50~4.50 ma&14.0 4.50~6.00所选模数数值应符合国家标准GB/T的规定，见下表。选用时应用第一系列，括 号内的模数尽量不用。表3-2 汽车变速器常用的齿轮模数第一系列 第二系列 1.25 1.5 1.75 2.00 2.25 2.50 2.75 3.00 (3.25) 3.50 (3.75) 4.00 4.50 5.00 5.50表3－1 汽车变速器齿轮的法向模数车型微型、轻型轿车 2.25-2.75中级轿车 2.75-3中型货车 3.50-4.5重型汽车 4.50-6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，为中级汽 车，一般情况下，汽车的一、倒挡会使用较大的模数，故根据以上三表格的内容，一、倒挡选 用模数为m=3mm，其余各档的模数m=2.75mm 3.2.2压力角 压力角α 压力角 齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合是 的动载荷，是传动平稳，有力与降低噪声；压力角较大时可提高齿的抗弯强度和表面接触强度。 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；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°。 3.2.3 螺旋角 螺旋角β 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、齿 轮的强度和轴向力有影响。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。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也随着提高。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加重合度着眼，应当 选用较大的螺旋角。 斜齿轮螺旋角可以在以下提供的范围内选取： 中间轴式变速器22°~34° 两轴式变速器为20°~25° 3.2.4 齿宽 齿宽b 通常根据齿轮模数m（mn）的大小来确定齿宽b：直齿轮 b=Kcm，Kc为齿宽系数，为4.5~8.0 斜齿轮 b=Kcmn，Kc取6.0~8.5 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 各档齿数的分配与计算此次所设计的桑塔纳2000手动四速变速箱的各档齿轮分配方案如上一章节中图2-6所示。在 分配齿数的时候，应该注意的是各档齿轮的齿数应该尽可能的不是整数，以便齿轮均匀磨损。 3.3.1一档齿轮齿数的确定 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。 确定一档齿轮齿数： (1)一档传动比i1=（3-1）为了求Z1和Z2的齿数，先求其齿数和Zh，公式如下： 直齿 Zh= 斜齿 Zh= （3-2） (2)选取中间轴一档的齿数 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Z8=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 Z1=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-Z1)/17 = (17-11)/17=0.36 Z2= Z1×i1=11×3.5=38.5 取整后Z2=39，重新计算i1= Z2 /Z1=39/11=3.545 计算中心距，A=（Z1+Z2）m=（39+11）× 3=75mm 3.3.2二挡齿轮齿数的确定 二挡齿轮齿数的确定i2=（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， Zh= = =47.52 取整，Zh=48。 先取二挡的传动比i2=1.8，则带入式（3-3）中得到，2.8Z3=48 Z3=17.14，取 Z3=17则 Z4=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： A=Zhmn/2cosβ A=74.74 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=1.823 3.3.3三档齿轮齿数的确定 三档齿轮齿数的确定i 2=（3-4）先取三档的传动比为i3=1.2，则带入式（3-4）中得到，2.2Z5=48 Z5=21.8，取 Z5=22则 Z6=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=1.189 3.3.4四档齿轮齿数的确定 四档齿轮齿数的确定i2=（3-5）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i4=0.85，则带入 式（3-5）中得到，1.85Z7=48 Z7=25.94，取 Z7=26则Z8=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i4=22/26=0.846 3.3.5确定倒档齿轮齿数 3.3.5确定倒档齿轮齿数 一档、倒档齿轮常选用相同的模数，所以m=3mm。倒档齿轮Z11的齿数，一般在21～23之间， 可选倒档齿轮齿数Z11=22，为避免齿轮9，与齿轮10齿顶圆的接触，故将齿数Z9取为Z9=11，可计 算出输入轴与倒档轴的中心距：A＇ A＇=1/2m(Z9+Z11) =1/2 ×3×（11＋22） =49.5mm 初选倒档的传动比为i倒=3.2，i倒=Z10Z11/Z11Z9， 计算得出Z10=35.2，取整后，Z10=35 重新计算倒档传动比，i倒= Z10Z11/Z11Z9=35/11=3.182 计算倒档齿轮与输出轴的中心距A＇＇=（Z10+Z11）m/2=（35+22）×3/2=85.5mm 由于Z9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于2A。 da9=m（Z+2+x）=3×（11+2+0.36）=40.08mm da10=m（Z+2-x）=3×（35+2-0.36）=109.92mm 2A-（da9+ da10）=150-（40.08+109.92）=0mm， 会发生运动干涉，故采用短齿齿轮，齿顶高系数ha取0.8，再代入上两式， da9=m（Z+1.6+x）=3×（11+1.6+0.36）=38.88mm da10=m（Z+1.6-x）=3×（35+1.6-0.36）=108.72mm 2A-（da9+ da10）=150-（38.88+108.72）=2.4mm 有足够的空间，不会发生运动干涉。 3.3.6各挡齿轮参数表 3.3.6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Kc=8，所以一、倒档的齿宽b=kcm=8×3=24mm。 其余各挡的齿宽系数取kc=6，b=kcmn=6×2.75/cosβ=15.99，取b=16mm 各挡齿轮的参数如下表所示：表3-1各挡齿轮的参数挡数 一挡 二挡 三挡 四挡 倒挡从动齿轮 齿数 39 31 26 22 35主动齿轮 齿数 11 17 22 26 11中间齿轮 齿数22齿宽b （mm） 24 16 16 16 24模数m （mm） 3 2.75 2.75 2.75 3螺旋角β （°） 0 20.27 20.27 20.27 0传动比i 3.545 1.823 1.189 0.846 3.182第四章 变速器的设计与计算4.1齿轮的损坏形式 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 面胶合。 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 齿轮的强度计算（1）直齿轮弯曲应力σW σW= （4-1） 式中，σW为弯曲应力（MPa）；F1为圆周力（N），F1=2Tg/d；Tg为计算载荷（N.mm）；d为节 圆直径（mm）；Kσ为集中应力系数，可取近似值 Kσ=1.65；Kf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Kf=1.4从动齿轮Kf=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。图4-1齿形系数图（假定载荷作用在齿顶α=20°，f0=10）σW = （4-2） 已知发动机的最大转矩为Temax=155N. m=155000N.mm， 输入轴上的齿轮其Tg=Temax，输出轴上的齿轮其Tg=iTemax 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。 σw= =492.6Mpa。 故满足许用弯曲应力要求。 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。 σw= = 481.8Mpa 满足许用弯曲应力要求。 计算倒主动齿轮Z9： 齿数Z9=11， 已知其正变位为0.36， 根据上图， 取得y=0.153齿宽系数Kc=,8， 倒挡的许用弯曲应力为400~850Mpa。 σw= = 492.8Mpa 满足许用弯曲应力要求。 计算倒从动档齿轮Z10：齿数z10=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。 σw= = 501.54Mpa 满足许用弯曲应力要求。 （2）斜齿轮弯曲应力σw σW = （4-3） 式中，式中，σW为弯曲应力（MPa）；F1为圆周力（N），F1=2Tg/d；Tg为计算载荷（N.mm）； d为节圆直径（mm）d=（mnz）/cosβ，mn为法向模数（mm）；Kσ为集中应力系数，可取近似值Kσ=1.50； b为齿宽（mm）；t为法向齿距（mm）t=πmn；y为齿形系数，可按当量齿数Zn= Z/cos3β在上图中查得；Kε为重合度影响系数，Kε=2.0。 将上述有关参数带入（4-3）后得到 σW = （4-4） 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 Z3=17，Kc=6，β=20.27°，Zn=20.6，从表中查的y=0.128 带入式（4-4） σw= = 211.17MPa。 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 Z5=22，Kc=6，β=20.27°，Zn=26.65从表中查的y=0.137 带入式（4-4） σw= =152.45Mpa 满足许用弯曲应力要求。 计算四档常啮合齿轮的弯曲应力 已知 Z8=22，Kc=6，β=20.27°，Zn=26.65从表中查的y=0.137 带入式（4-4） σw= =128.98Mpa 满足许用弯曲应力要求。 2.齿轮接触应力σj σj= 0.418 (4-5) 式中，σj为齿轮的接触应力（MPa）；F为齿面法向力（N）；α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；ρZ、ρb为主、从动轮节点处的曲率半径 （mm），直齿轮ρZ = rzsinα、ρb = rbsinα，斜齿轮ρZ = （rzsinα）/cos2β、ρb = （rbsinα）/cos2β； rz、rb为主、从动轮节圆半径（mm）。 将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，变速器的许用接触应力见下表所 示：表4-1变速器齿轮的接触应力齿轮 一档和倒档 常啮合齿轮和高档σj/MPa 渗碳齿轮 00~1400 液体碳氮共渗齿轮 950~F=F1/cosα.cosβ F1=2Tg/d 输出轴上的齿轮其 Tg= Temax/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，可对加工性及成本予以 考虑。 国内汽车常用的变速器齿轮材料有20GrMnTi、 20GrMn2TiB、 15MnCr5、 20MnCr5、 MnCr5、 25 28 MnCr5。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 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 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 d=K 式中，K为经验系数，K=4.0~4.6；Temax为发动机的最大转矩（N.m），计算后得出 d=21.48mm~24.70mm，先取d=23mm 4.3.2轴的强度验算 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： fc= f s= δ= F1= F2= F a= 式中，fc为轴在垂直面上内的挠度，fs为轴在水平面的挠度，δ为转角；F1为齿轮齿宽中间平面的 径向力（N）；F2为齿轮齿宽中间平面的圆周力（N）Fa为轴向力；i为传动比，d为齿轮节圆直径；α为节点处压力角；β为螺旋角；E为弹性模量（MPa），E=2.1×105MPa；I为惯性矩（mm4）， 对于实心轴，I=πd4/64；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）。 轴的全挠度f=≤0.2mm。 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为[fc]=0.05~0.10mm， s]=0.10~0.15mm。 [f 齿轮所在平面的 转角不能超过0.002rad。 (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 σ= 式中，M=(N.mm);d为轴的直径(mm)，花键取内径；W为抗弯截面系数（mm3）。 在低档工作时,[σ]≤400MPa。 4.3.3校核各挡齿轮处轴的强度和刚度 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： 对于直齿轮 M总=F合ab/L 其中F合= M= 对于斜齿轮，由于多了一项轴向力，且轴向力产生的弯矩为 Ma=1/2Fad M= 此次设计中，各档齿轮在轴上的分布情况如下图所示：图4-2各挡齿轮在轴上的分布状况及其分度圆半径各挡齿轮出轴的直径如下所示： 一挡齿轮处轴的直径 27.5mm 倒档齿轮处轴的直径 27.5mm 二档齿轮处轴的直径 平均26.5mm，花键内径25.5 三档齿轮处轴的直径 平均26.5mm，花键内径25.5 四档齿轮处轴的直径 23.5mm 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， 已知 d=16.5×2=33mm，Temax=155N.m ， 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=πd4/64= 计算径向力： F1= = 2×155000×tg20°/（33×cos0°） =3419.11N 计算圆周力： F2 = = 2× =9393.94N 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。 计算水平面挠度：fc = = 12×242/（3×059.53×215） = 0.019＜[fc] 计算垂直面挠度：fs = = 12×242/（3×059.53×215） = 0.052＜[fs] 轴的全挠度：f = = =0.055＜[f] 计算转角：δ = = 1×24×（191-24）/（3×059.53×215） = 0.00069rad＜[δ] 校核刚度： F合= = =9996.82N M总=F合ab/L = 1×24/215 = N.mm M= = =
σ= = 32×/（3.14×27.53） = 129MPa＜[σ]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，Temax=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=πd4/64= 计算径向力： F1= = 2×155000×tg20°/（33×cos0°） =3419.11N 计算圆周力： F2 = = 2× =9393.94N 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。 计算水平面挠度：fc = = 12×542/（3×059.53×215） = 0.048mm＜[fc] 计算垂直面挠度：fs = = 12×542/（3×059.53×215） = 0.132＜[fs] 轴的全挠度：f = = =0.14＜[f] 计算转角：δ = = 1×54×（161-54）/（3×059.53×215） = 0.00084rad＜[δ] 校核刚度： F合= = =9996.82N M总=F合ab/L = 1×54/215 = N.mm M= = = N.m σ= = 32×/（3.14×27.53） = 217MPa＜[σ] 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，Temax=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=πd4/64= 计算径向力： F1= = 2×155000×tg20°/（46.75×cos20.27°）=2572N 计算圆周力： F2 = = 2×.75 =6631N 计算轴向力：Fa = = 2×155000×tg20°/46.75 = 2413N 计算水平面挠度：fc = = ×88.52/（3×195.39×215） = 0.052＜[fc] 计算垂直面挠度：fs = =×88.52/（3×195.53×215） = 0.134＜[fs] 轴的全挠度：f = = =0.143＜[f] 计算转角：δ = = ×88.5×（126.5-88.5）/（3×195.53×215） = 0.00033 rad＜[δ] 校核刚度： F合= = =7097N M总=F合ab/L = ×88.5/215 = 369527N.mm Ma=1/2Fad =0.5× =56403.8 M= = = 404668N.m σ= = 32×404668/（3.14×25.53） = 248MPa＜[σ] 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， emax=155N.m ， 压力角α=20°， T 螺旋角β=20.27°， a=86.5mm， b=128.5mm，L=215mm，E=210000MPa，I=πd4/64= 计算径向力： F1= = 2×155000×tg20°/（60.5×cos20.27°） =1988N计算圆周力： F2 = = 2×.5 =5123N 计算轴向力：Fa = = 2×155000×tg20°/60.5 = 1864N 计算水平面挠度：fc = = ×86.52/（3×195.39×215） = 0.04＜[fc] 计算垂直面挠度：fs = =×86.52/（3×195.53×215） = 0.103＜[fs] 轴的全挠度：f = = =0.11＜[f] 计算转角：δ = = ×86.5×（128.5-86.5）/（3×195.53×215） = 0.00027 rad＜[δ] 校核刚度： F合= = =5495N M总=F合ab/L = ×86.5/215 = 284085N.mm Ma=1/2Fad =0.5× =56386N.m M= = = 328494N.m σ= = 32×328494/（3.14×25.53） = 207MPa＜[σ] 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， 已知 d=26×2.75=71.5mm， emax=155N.m ， 压力角α=20°， T 螺旋角β=20.27°， a=24.5mm， b=190.5mm，L=215mm，E=210000MPa，I=πd4/64=14936mm4 计算径向力： F1= = 2×155000×tg20°/（71.5×cos20.27°） =1682N计算圆周力： F2 = = 2×.5 =4335N 计算轴向力：Fa = = 2×155000×tg20°/71.5 =1578N 计算水平面挠度：fc = =×24.52/（3×936×215） = 0.018＜[fc] 计算垂直面挠度：fs = =×88.52/（3×936×215） = 0.046＜[fs] 轴的全挠度：f = = =0.049＜[f] 计算转角：δ = = ×24.5×（190.5-24.5）/（3×936×215） = 0.00064 rad＜[δ] 校核刚度： F合= = =4649N M总=F合ab/L = ×24.5/215 = 100921N.mm Ma=1/2Fad =0.5× =56413.5 M= = = 193371N.m σ= = 32×193371/（3.14×23.53） = 151.84MPa＜[σ] 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。第五章 同步器的设计同步器有常压式、惯性式、和惯性增力式三种。常压式同步器虽然结构简单，但不能保证 啮合条件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现在已经不用。得到广泛应用的是惯性 式同步器。5.1惯性式同步器 惯性式同步器惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡原件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡， 因而能很好的完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。 按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然他们的 结构不同，但他们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。本次设计的变速器所使用的是锁环式 同步器。5.2锁环式同步器 锁环式同步器5.2.1锁环式同步器的结构 锁环式同步器的结构图5-1 锁环式同步器的结构 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 中部呈凸起状得滑块压向啮合套。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，是同步器用来换挡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要比宽一个结合齿。 5.2.2锁环式同步器的工作原理 锁环式同步器的工作原理 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加速度 差Δω，致使在锥面上作用有摩擦力矩，他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c），使啮合套的移动受阻，同步 器处在所锁止状态，换挡的第一阶段工作至此完成。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拔环力矩。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），完成同步换挡。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。5.3同步器重要参数的确定 同步器重要参数的确定1.摩擦因数f 汽车在行驶过程中换挡，特别是在高档区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器 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，应当 选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数打而且性能稳定的材 料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，是摩擦因数减小，这就为设计工作带来了困难。 摩擦因数除与选取的材料有关以外，还与工作表面的粗糙度、润滑油种类和温度等因数有 关。作为同步器锥面接触的齿轮上的锥面部分与之论做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的 表面粗糙度要求较高，用来保证使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在 使用初期容易损害同步环锥面。 同步环常选用能保证具有足够高强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、 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0.12.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，固齿顶宽不易过大。螺纹槽设计的 大些，可使被刮下来的油存在于螺纹之间的空隙中但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速 度。下图a给出的尺寸适用于轻、中型汽车，图b适用于总质量大些的货车。通常轴向泄油槽为 6~12个槽宽3~4mm。图5-3同步环螺纹槽形式（2） 锥面半锥角α 摩擦锥面半锥角α越小，摩擦力矩越大。但α过小则摩擦锥面将产生 自锁现象，避免自锁的条件是tanα≥f。一般取α=6°~8°。α =6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表 面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在α =7°的时候就很少出现咬住现象。 故本次设 计中，取半锥角α=7°。 （3） 摩擦面平均半径R R设计的越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器 中心距级相关零件的尺寸和布置的限制， 以及R取大以后还会影响同步环径向厚度尺寸要取小的 约束，故不能取大。原则上是在条件允许的情况下，R尽可能的大些。此次设计中R取25mm左 右。 （4） 锥面工作长度b 缩短锥面工作长度b，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少 了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可按以下公式确定b b= 式中P为摩擦面的许用压力，对于黄铜与钢的摩擦副，p≈1.0~1.5MPa；Mm为摩擦力矩；f为摩擦 因数；R为摩擦锥面的平均半径。 经初步计算与成本的考虑，初定b=5mm。 （5） 同步环径向厚度 与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受结构布置上的 限制，包括变速器中心距级相关零件特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不易取得很厚，但 必须保证同步环有足够的强度。 乘用车的同步环比货车的小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这样能提高材料的 屈服强度和疲劳寿命。锻造是选用锰黄铜的材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配 合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁的表面喷镀一层钼（0.3~0.5mm），使其摩擦因数在刚与铜合 金的摩擦副范围内，而耐磨性和强度明显的提高。也有的同步环是在铜环基本的锥孔表面喷上 厚0.07~0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2~3倍。以钢质为基本的同步环不仅可以节约 铜，还可以提高同步环的强度。 本次设计中同步环的厚度初定10mm。 3.锁止角β锁止角β选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间的角速度差达到零值时才能换 挡。影响锁止角β选取的因数，主要有摩擦因数f、摩擦锥面平均半径R、锁止平面平均半径和锥 面半锥角α。已有结构的锁止角在26°~42°范围内变化。本次设计中取锁止角β=30°。 4.同步时间t 同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转 动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入、输出轴的角速度差级作用在同步器摩擦锥面上的 轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，则同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上 的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在 下述范围内选取：对于乘用车变速器，高档取0.15~0.30s，低档取0.50~0.80s；对于货车变速器， 高档取0.30~0.80s，低档取1.00~1.50s。第六章 变速器的操纵机构根据汽车的使用条件的需要，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。 变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，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，轻便换挡。 用于机械式变速器的操纵机构，常见的是有变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁 和倒挡装置等主要零件组成，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。 手动换挡变速器又分为直接操纵手动换挡变速器和远距离操纵手动换挡变速器。 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挡功能的手动变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构简单， 已得到广泛应用。 变速器距离驾驶员座位较远，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。这种变速器称为远距离操纵手动变速器。这时要求整套系 统又足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡时手感不明显，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的影响。在平头式汽车上 或发动机后置后轮驱动的汽车的变速器，受总体布置限制，多采用远距离操纵机构。 本次设计中，结合总体的要求和对操纵机构的布置分析我采用的是直接操纵手动换挡变速 器。参考文献[1] 王望予.汽车设计 第四版.北京：机械工业出版社，] 陈家瑞.汽车构造 下册 第三版.北京：机械工程出版社，] 陈家瑞.汽车构造 上册 第三版.北京：机械工程出版社，] 裘文言，张继祖，霍元赏.机械制图.北京：高等教育出版社，] 刘鸿文.简明材料力学 第二版.北京：高等教育出版社，] 于永泗，齐民.机械工程材料 第七版.大连：大连理工出版社，] 邓文英. 金属工艺学.北京： 高等教育出版社，]
.百度文库 [9]汽车工程手册 人民交通出版社 [10]张洪欣.汽车设计.北京：机械工业出版社，1981 [11]张文春.汽车理论.北京：机械工业出版社，2005 [12]董宝承.汽车底盘.北京：机械工业出版社，2004 [13]J.厄尔贾维克.汽车手动变速器和变速驱动桥.北京：机械工业出版社，1998 [13] 徐谨主编. 机械设计手册. 北京： 机械工业出版社，2000年6月 [14] 孙恒，陈作模主编. 机械原理第六版. 北京： 高等教育出版社，2004年3月 [15] 张则曹主编. 汽车构造图册. 北京： 人民交通出版社，1998年2月 [16] 林清福主编. 国外汽车构造最新构造图册. 北京： 机械工业出版社，致 谢经过两个月的设计工作，我终于按时的、较圆满地完成了此次设计任务。从中遇到了以前 许多没注意的问题、和一些常见的问题，并且进过老师的细心指导和同学间的讨论都已解决。 所以在此我感谢老师在此次设计过程中不辞辛苦的为我解答实际中遇到的问题，和同学对我的 帮助。 本次设计培养了我对设计工程的设计能力，学习和掌握课件的基本制作方法和步骤，并给 我们以后的工作打下坚实的基础，通过本次设计把在课本中学习到的理论知识在此次设计中加 以综合运用，不仅巩固了所学的理论知识，更对其有了进一步的理解和认识。由于我对所学知 识不够彻底，而且时间较短，又缺乏经验，设计书中难免会存在疏漏和欠缺之处，恳请老师批 评指正，以便在以后的工作和学习中不犯类似的错误。 最后，再次真诚的感谢辅导老师，老师对我的指导和帮助，和同学们对我的关心和帮助。
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